分瓣解鎖機構(gòu)多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計

柳元青， 葉耀坤， 丁 鋒， 王 波， 陳 昊， 陳虹百， 王文中?

(1.北京無線電測量研究所， 北京 100854； 2.北京空間飛行器總體設(shè)計部， 北京 100094；3.北京理工大學(xué)， 北京 100081)

1 引言

解鎖機構(gòu)是實現(xiàn)航天器各個部件間可靠連接與分離的裝置，其性能直接決定了艙段分離及太陽翼和有效載荷釋放的可靠性。 目前中國航天器材解鎖裝置以火工裝置為主，但火工產(chǎn)品沖擊載荷較大、安全性差、不能重復(fù)使用、可靠性難以驗證[1]。 針對中國載人航天和未來載人深空探測任務(wù)的連接分離需求，開展具備高可靠、大承載、低沖擊、可測性強、無污染、低成本、可重復(fù)使用的非火工連接分離技術(shù)及其優(yōu)化設(shè)計研究是十分重要且迫切的[2]。

在解鎖機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計方面，低沖擊、輕質(zhì)量的研究逐漸興起。 閆曉軍等[3－4]研制了利用SMA絲作驅(qū)動源的壓緊釋放裝置，在分瓣螺母間引入滾棒，通過冗余SMA 絲驅(qū)動箍環(huán)運動，將滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦，進而提高了預(yù)緊力，實現(xiàn)了利用SMA 較小驅(qū)動力釋放40 kN 載荷的結(jié)構(gòu)設(shè)計；Huang 等[5]、閆曉軍等[6]在KUA－2 分離裝置基礎(chǔ)上，在第二級采用鋼球鎖緊，進一步消減分離銷傳遞作用力，進一步擴大了SMA 絲的載荷范圍；胡曉楠等[7]開展了基于SMA 驅(qū)動回轉(zhuǎn)式螺母低沖擊點式分離裝置研究，搭建了沖擊測試平臺，通過沖擊載荷識別、傳遞機理分析，總結(jié)得到了機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計方法。

本文以一種新型非火工解鎖裝置為研究對象，建立解鎖裝置力學(xué)分析模型及其多目標(biāo)優(yōu)化模型，對裝置的尺寸、重量、承載能力和解鎖功能可靠性等進行詳細(xì)分析和優(yōu)化改進。

2 理論模型

2.1 初始方案分析

解鎖機構(gòu)初始方案設(shè)計如圖1 所示，由預(yù)緊機構(gòu)、儲能裝置、解鎖執(zhí)行機構(gòu)和拔銷裝置等組成，其基本工作原理如下:

1)解鎖機構(gòu)按照圖1 所示進行裝配，其中儲能彈簧處于預(yù)壓縮狀態(tài)，拉桿旋入分瓣螺母，并施加90 kN 預(yù)緊力。 此時滾子與套筒對分瓣螺母徑向限位，解鎖裝置處于可靠連接狀態(tài)；

圖1 解鎖機構(gòu)初始方案設(shè)計Fig.1 Initial scheme of release device

2)任一分瓣熔斷器通電熔斷后，解除對頂桿的約束，杠桿盤將會失穩(wěn)，此時完成解鎖觸發(fā)動作；

3) 杠桿盤失穩(wěn)后，失去對于頂升套筒的限位作用，套筒在彈簧力作用下迅速上升，滾子也隨之向上運動；

4) 當(dāng)滾子運動到分瓣螺母外表面的溝槽時，滾子落入滑槽，此時滾子失去對分瓣螺母的徑向限位作用。 在螺紋徑向分力作用下，分瓣螺母迅速向外彈開，拉桿與分瓣螺母間螺紋牙脫離嚙合。在拔銷彈簧作用下，螺栓從分離機構(gòu)中被拔出，最終實現(xiàn)機構(gòu)解鎖功能。

連接狀態(tài)下，解鎖裝置承受較大的預(yù)緊載荷作用，拉桿與分瓣螺母間嚙合螺紋牙承載高；滾子的承載主要來自螺紋牙嚙合力徑向分量；頂桿和熔斷器分瓣螺母間的接觸作用力需要與儲能彈簧預(yù)壓縮力相平衡。 這些零件的承載特性直接決定了解鎖裝置的連接可靠性。 解鎖工作時，分瓣螺母瓣底和底座間的摩擦力、滾子上升過程與分瓣螺母外壁摩擦力均會影響裝置的功能實現(xiàn)，因此有必要對上述機構(gòu)進行優(yōu)化，提升裝置解鎖可靠性。

建立了初始方案的螺母分瓣機構(gòu)有限元分析模型，考察拉桿與分瓣螺母間連接可靠性以及滾子的承載能力，如圖2 所示。 各個部件采用C3D8R 單元進行離散，并在螺紋牙接觸區(qū)域和滾子接觸區(qū)域網(wǎng)格局部加密。 各部件間建立接觸和摩擦滑動關(guān)系，底座施加固定約束，拉桿端面施加90 kN 載荷作用。

圖3 為解鎖機構(gòu)各部件受力分析結(jié)果，其中分瓣螺母和拉桿的應(yīng)力整體上在螺紋牙第一圈嚙合處達(dá)到最大，Mises 應(yīng)力最高點出現(xiàn)在螺紋牙根部；拉桿最大Mises 應(yīng)力為1253 MPa，分瓣螺母最大Mises 應(yīng)力為1396 Mpa，滾子最大Mises 應(yīng)力達(dá)到1459 MPa。 拉桿、分瓣螺母及滾子均采用TM210A 材料，其屈服強度為1940 MPa，因此各個部件應(yīng)力均未超過自身屈服極限，滿足強度要求。

圖3 解鎖機構(gòu)受力分析結(jié)果Fig.3 Force analysis of release device

由受力分析結(jié)果可知，滾子的Mises 應(yīng)力水平較高，強度安全系數(shù)較低，對滾子材料的強度有較高要求。 此外，初始設(shè)計方案中假定滾子解鎖上升時為純滾動狀態(tài)，但分析結(jié)果表明，滾子承載力較高，解鎖過程可能會與滾子襯套處于夾緊狀態(tài)，滾子由純滾動變?yōu)榛瑒舆\動，解鎖可靠性降低。 綜上，有必要對初始設(shè)計方案的解鎖執(zhí)行機構(gòu)(滾子、分瓣螺母等)進行優(yōu)化設(shè)計。

2.2 解鎖執(zhí)行機構(gòu)優(yōu)化

將原有的滾子式設(shè)計改為滑塊式設(shè)計，增大接觸面積，進而降低接觸壓強和應(yīng)力。 此外，還將螺母瓣底部設(shè)計為向外傾斜式，增加螺母瓣在分瓣運動方向作用力分量，提高機構(gòu)解鎖功能可靠性，但外斜式設(shè)計會增加滑塊接觸力，需進行進一步的強度校核。 改進后的方案如圖4 所示。

圖4 滑動摩擦副優(yōu)化Fig.4 Optimization of sliding friction pair

對改進后的滑塊式解鎖機構(gòu)進行有限元分析，分析結(jié)果如圖5 所示。 滑塊和套筒接觸區(qū)最大接觸壓強為125.8 MPa 和128.4 MPa，相較于圖3 中滾子方案的接觸壓強分析結(jié)果，其幅值顯著降低。 此方案頂升套筒的最大Mises 應(yīng)力為149.5 MPa，相比于滾子方案同樣表現(xiàn)為大幅度下降。 分析結(jié)果還證實采用外斜式螺母瓣底設(shè)計盡管加大了滑塊受力，但強度分析結(jié)果表明滑塊仍具有較高的強度安全系數(shù)。 綜上，改進后的解鎖機構(gòu)承載能力強、解鎖動作可靠性高。

圖5 滑塊－滑槽接觸有限元分析Fig.5 Finite element model of slider-chute contact

2.3 觸發(fā)機構(gòu)優(yōu)化

初始方案的雙頂杠－雙觸發(fā)機構(gòu)采用雙冗余設(shè)計，2 個熔斷器裝置中的一個工作即可實現(xiàn)觸發(fā)功能。 但這種方案解鎖動作一致性差，占用空間高，且雙頂桿－杠桿盤的裝配精度要求較高，裝配誤差和制造誤差均會導(dǎo)致杠桿盤的運動失穩(wěn)，解鎖裝置誤觸發(fā)。

從強度分析角度，杠桿盤觸發(fā)設(shè)計同樣存在一些不足。 圖6 為頂錐－球窩應(yīng)力分析結(jié)果，其中頂錐－球窩發(fā)生局部點接觸，Mises 應(yīng)力局部集中；球窩最大Mises 應(yīng)力達(dá)到1231 MPa，頂錐最大Mises 應(yīng)力達(dá)到938.7 MPa，此方案強度安全系數(shù)較低。

圖6 頂桿－杠桿盤有限元分析Fig.6 Finite element model of ejector-lever plate

基于上述分析，綜合考慮解鎖動作可靠性和強度，將原有的雙頂桿結(jié)構(gòu)改為單頂桿結(jié)構(gòu)，同時去掉杠桿盤零件以節(jié)省空間，優(yōu)化后方案如圖7所示。

圖7 觸發(fā)機構(gòu)優(yōu)化Fig.7 Optimization of trigger mechanism

圖8 為單頂桿方案觸發(fā)機構(gòu)的應(yīng)力分析結(jié)果，觸發(fā)機構(gòu)在頂桿與頂桿槽接觸區(qū)出現(xiàn)應(yīng)力集中，最大Mises 應(yīng)力為606.2 MPa，熔斷器底座最大Mises 應(yīng)力為613.1 MPa，滿足結(jié)構(gòu)強度要求。

圖8 頂桿機構(gòu)Mises 應(yīng)力分布Fig.8 Mises stress distribution of ejector mechanism

綜上，單頂桿觸發(fā)機構(gòu)組成部件少且動作可靠、結(jié)構(gòu)應(yīng)力水平較低、占用空間較小。

2.4 儲能元件優(yōu)化

原方案的儲能元件為螺旋彈簧，剛度小、預(yù)壓縮行程大、空間利用率低。 現(xiàn)將儲能元件改為高剛度碟簧，優(yōu)化后方案如圖9 所示。

圖9 儲能彈簧結(jié)構(gòu)優(yōu)化Fig.9 Structure optimization of energy storage spring

圖10 為不同形式彈簧的剛度比較。 碟簧剛度顯著高于螺旋彈簧剛度，在相同預(yù)壓縮量下，碟簧具有更大的彈力，可充分克服滑塊上升過程與分瓣螺母間的滑動摩擦力，提高解鎖動作可靠性。此外，當(dāng)裝置完成解鎖動作后，碟簧具有可完全釋放預(yù)壓縮力的優(yōu)勢。

圖10 不同儲能元件剛度曲線Fig.10 Stiffness curves of energy storage elements

碟簧剛度高會提高彈力，避免滑塊與套筒間摩擦力導(dǎo)致的鎖死現(xiàn)象，從而提高裝置解鎖可靠性。 但是過高碟簧剛度會增加頂升套筒加速度，導(dǎo)致頂升套筒對解鎖裝置和上下連接兩級裝置的沖擊作用力增加。 綜合考慮沖擊和解鎖可靠性，最終確定選用剛度較小的13 片碟簧儲能元件設(shè)計。

2.5 解鎖機構(gòu)優(yōu)化總結(jié)

根據(jù)上述結(jié)構(gòu)、工藝和力學(xué)分析，從解鎖動作可靠性、制造工藝可行性、輕量化以及承載能力等方面進行了解鎖機構(gòu)改進與優(yōu)化，最終優(yōu)化結(jié)果如圖11 所示。

圖11 機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計總結(jié)Fig.11 Summaryof optimization design of mechanism

3 靜力加載及解鎖沖擊試驗

在完成解鎖機構(gòu)迭代優(yōu)化設(shè)計后，得到如圖11 所示的最終優(yōu)化結(jié)構(gòu)設(shè)計，按此結(jié)構(gòu)加工得到如圖12 所示的裝置樣機。 對解鎖機構(gòu)進行不同預(yù)緊載荷的靜力加載試驗，考察解鎖裝置承載能力。

圖12 機構(gòu)靜力加載試驗Fig.12 Release device test

如圖12 所示，機構(gòu)中螺紋拉桿的預(yù)緊力由液壓缸加載實現(xiàn)，加載范圍為0～110 kN。 拉桿表面布置2 個應(yīng)變片，記錄不同預(yù)緊力下拉伸應(yīng)變值，數(shù)據(jù)由dh5902 型32 通道應(yīng)變儀記錄。不同預(yù)緊工況下機構(gòu)各零件均未發(fā)生失效，拆解后零件表面裝態(tài)良好，證明機構(gòu)設(shè)計滿足承載能力要求。

在完成預(yù)緊力標(biāo)定試驗之后，為進一步驗證機構(gòu)的解鎖可靠性及其動態(tài)沖擊特性，對該裝置進行解鎖加速度測試，試驗儀器及環(huán)境參數(shù)如表1、表2 所示。

表1 試驗儀器參數(shù)Table 1 Parameters of test instrument

表2 試驗測試環(huán)境Table 2 Test environment

試驗采樣頻率設(shè)置為96 kHz，加速度測點布置如圖13 所示，分別在距分離面高度150 mm(位置2)和300 mm(位置1)處以及分離面水平方向距中心軸線100 mm(位置3)、150 mm(位置4)和300 mm(位置5)處布置加速度監(jiān)測點。 試驗結(jié)果如圖14 所示。

圖13 振動測點位置示意圖Fig.13 Statistics point of at vibration signal

圖14 各參考測點位置試驗測試加速度Fig.14 The test acceleration at each reference point

最大沖擊加速度統(tǒng)計結(jié)果如表3 所示，非火工分離機構(gòu)的最大沖擊加速度約為280g，遠(yuǎn)低于火工裝置的解鎖沖擊水平，表明非火工分離機構(gòu)的沖擊加速度水平較低。

表3 各測試位置最大加速度統(tǒng)計結(jié)果Table 3 Statistics of maximum acceleration at each test point

4 結(jié)論

1)滑塊式設(shè)計可以有效減小動作系統(tǒng)的最大Mises 應(yīng)力和接觸壓力，顯著改善了解鎖機構(gòu)的承載和運動可靠性；

2)相比于雙頂桿方案，單頂桿設(shè)計方案部件數(shù)量少、應(yīng)力水平低且動作可靠性高；

3)碟簧剛度明顯高于螺旋彈簧剛度，在相同預(yù)壓縮量下具有更大的彈力儲能、利于裝置安裝并具有彈力釋放均勻的優(yōu)點，有效提高了機構(gòu)的運動可靠性。