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新型空天貨物轉(zhuǎn)載支架車靜強(qiáng)度及可靠性仿真分析

2022-08-31 09:12任洪鵬霍琳穎李彥恒王然江
航天器環(huán)境工程 2022年4期

付 強(qiáng),任洪鵬,霍琳穎,李彥恒,朱 光,吳 昊,王然江

(1. 中國(guó)人民解放軍 96911 部隊(duì),北京 100011;2. 中國(guó)船舶重工集團(tuán)應(yīng)急預(yù)警與救援裝備股份有限公司,武漢 430223)

0 引言

航空運(yùn)輸因其高效、快速、遠(yuǎn)程的特點(diǎn)而成為空天貨物運(yùn)輸?shù)闹饕绞街?,?duì)國(guó)民經(jīng)濟(jì)發(fā)展起著重要的支撐作用。其中直升機(jī)運(yùn)輸具有機(jī)動(dòng)靈活、可懸停和垂直起降等優(yōu)點(diǎn),但其內(nèi)部空間小,貨物無(wú)法依靠叉車和吊車裝載,因此解決裝載不便從而充分利用直升機(jī)運(yùn)輸能力是研究的重點(diǎn)和焦點(diǎn)。

轉(zhuǎn)載支架車是一種空天貨物轉(zhuǎn)運(yùn)的專用設(shè)備,可實(shí)現(xiàn)貨物在直升機(jī)上的快速裝卸。焦曉飛等通過(guò)有限元計(jì)算對(duì)轉(zhuǎn)運(yùn)車在轉(zhuǎn)彎過(guò)程中結(jié)構(gòu)的受力情況進(jìn)行計(jì)算,對(duì)轉(zhuǎn)運(yùn)車結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化。為了縮短貨物的裝卸載時(shí)間從而提高直升機(jī)的運(yùn)輸效率,支架車應(yīng)可隨轉(zhuǎn)載貨物登機(jī)飛行;考慮到直升機(jī)有嚴(yán)格的載重限制,應(yīng)盡可能減輕支架車自重使直升機(jī)具有更安全的起飛重量。

本文中所設(shè)計(jì)的一種新型空天貨物轉(zhuǎn)載支架車采用鋁合金構(gòu)件為主體,適合人工搬運(yùn)和快速拼裝,兼顧直升機(jī)內(nèi)部空間受限和運(yùn)輸輕質(zhì)化的要求,但是否仍需優(yōu)化支架車結(jié)構(gòu)還有待對(duì)其靜強(qiáng)度和可靠性進(jìn)行分析。本文對(duì)該新型支架車進(jìn)行有限元數(shù)值模擬,驗(yàn)證支架車結(jié)構(gòu)(包括車架、分載板和支腿)的強(qiáng)度,并根據(jù)強(qiáng)度工程數(shù)據(jù)推導(dǎo)材料的強(qiáng)度分布,進(jìn)而計(jì)算支架車各結(jié)構(gòu)的失效概率,以驗(yàn)證是否滿足可靠性指標(biāo)要求。

1 支架車整體結(jié)構(gòu)

空天貨物航空運(yùn)輸通過(guò)轉(zhuǎn)載支架車進(jìn)行裝卸,支架車的整體結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 新型空天貨物轉(zhuǎn)載支架車示意Fig. 1 Schematic diagram of the novel transfer cart for air cargo transshipment

支架車車架采用鋁合金材料;前后兩端設(shè)置升降輪組,用于實(shí)現(xiàn)車架整體升降,同時(shí)具備行走、轉(zhuǎn)向和制動(dòng)功能;四周為桁架結(jié)構(gòu);下部為蜂窩鋁底板,用于承載貨物。

為了保障支架車上、下機(jī)艙,以及貨物在機(jī)艙內(nèi)運(yùn)輸時(shí)的分載,克服機(jī)艙地板承載能力低的約束,設(shè)置軌道和分載板作為輔助裝置(如圖2 所示)。裝載貨物的支架車可通過(guò)手/電一體絞盤和軌道被牽引進(jìn)入直升機(jī)。分載板兩端支撐于加強(qiáng)框上、中間懸空,用于分散貨物對(duì)直升機(jī)地板的局部壓力。

圖2 支架車用直升機(jī)艙內(nèi)輔助裝置Fig. 2 Schematic diagram of auxiliary apparatus for the cart inside the cabin

2 支架車車架的數(shù)值模擬

為了驗(yàn)證新型支架車的承載能力,利用有限元軟件ABAQUS 對(duì)支架車主體結(jié)構(gòu)建立有限元模型并分析各結(jié)構(gòu)受力情況。

2.1 支架車車架有限元模型

支架車車架整體(如圖3所示)長(zhǎng)2300 mm、寬1300 mm、高550 mm,底板長(zhǎng)2000 mm、寬1300 mm;裝載的貨物總重為3 t。支架車車架采用鋁合金6061-T6材料,其抗拉、抗壓強(qiáng)度設(shè)計(jì)值為200 MPa,抗剪強(qiáng)度為115 MPa,彈性模量70 GPa,泊松比0.33。

圖3 支架車車架幾何尺寸Fig. 3 The dimensions of the frame of the support vehicle

支架車整體結(jié)構(gòu)采用實(shí)體單元模擬,并僅在4 個(gè)輪組處施加豎向位移約束。支架車車架的有限元模型如圖4 所示。

圖4 支架車車架的有限元模型Fig. 4 Finite element model of the frame of the cart

2.2 支架車車架的受力分析

通過(guò)有限元數(shù)值計(jì)算,車架的等效應(yīng)力分布如圖5 所示。忽略模型中豎梁與縱梁的連接處存在應(yīng)力集中部分后,支架車車架的上弦桿Mises 應(yīng)力最大值為78 MPa,斜桿端部Mises 應(yīng)力最大值為116 MPa,均小于鋁合金6061-T6 強(qiáng)度設(shè)計(jì)值200 MPa。因此,支架車車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

圖5 支架車整體等效應(yīng)力Fig. 5 Equivalent stress of the cart

圖6 給出了支架車車架的側(cè)向變形情況,車架結(jié)構(gòu)中上弦桿中間側(cè)向變形最大為7.5 mm。

圖6 支架車側(cè)向變形Fig. 6 Lateral deformation of the cart

2.3 不均勻沉降對(duì)支架車車架的影響

考慮到在支架車貨物裝機(jī)過(guò)程中,支架車的4 個(gè)輪組高度可能不一致。假定前右側(cè)車輪下沉20 mm,建立有限元模型進(jìn)行受力分析,結(jié)果如圖7所示??梢姡汉雎攒嚰軝M梁與縱梁連接處應(yīng)力集中現(xiàn)象,在發(fā)生不均勻沉降后,弦桿Mises 應(yīng)力最大值為75 MPa,較未發(fā)生沉降時(shí)降低約4%;斜桿Mises 應(yīng)力最大值為119 MPa,較未發(fā)生沉降時(shí)提高了約3%;同時(shí),應(yīng)力值明顯小于鋁合金材料的設(shè)計(jì)強(qiáng)度(200 MPa)。因此,支架車裝機(jī)過(guò)程中車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度仍滿足設(shè)計(jì)要求。變形分析結(jié)果表明,右前端滾輪上端豎向位移22 mm。

圖7 不均勻沉降時(shí)支架車等效應(yīng)力Fig. 7 Equivalent stress in the support vehicle under unevensettlement

3 分載板的數(shù)值模擬

分載板采用高強(qiáng)度蜂窩鋁合金,其中:上下面板采用鋁合金6061-T6;內(nèi)部蜂窩晶格采用鋁合金3003,其抗拉、抗壓強(qiáng)度設(shè)計(jì)值為100 MPa,抗剪強(qiáng)度為60 MPa,彈性模量70 GPa,泊松比0.33??紤]支架車滾輪在直升機(jī)墊板上滾動(dòng),建立分載板局部模型如圖8 所示。

單個(gè)分載板寬220 mm、厚40 mm,晶格邊長(zhǎng)6 mm、邊厚0.2 mm,上下翼板厚均為2 mm。分載板兩側(cè)設(shè)置導(dǎo)軌,防止支架車跑偏;中部設(shè)置有插裝限位,分別限制支架車輪組和托盤底部,如圖8(a)所示。輪組作用下的分載板有限元模型如圖8(b)所示,其中蜂窩鋁墊板采用S4 單元模擬,在850 mm范圍內(nèi)簡(jiǎn)支約束。

圖8 分載板及其有限元模型Fig. 8 The load-sharing panel for the support vehicle and its finite element model

支架車在上機(jī)前由牽引車牽引以10 km/h 的速度行進(jìn),之后由手/電一體絞盤牽引上機(jī)。支架車升降輪組的轉(zhuǎn)向輪和固定輪均選用高彈性壓配式實(shí)心輪胎,輪胎外徑229 mm、寬127 mm。升降輪組在分載板上行駛,單個(gè)輪子的承載能力不低于890 kg。考慮不均勻系數(shù)1.3,單個(gè)滾輪荷載為11.3 kN,支架車單輪作用面積為127 mm×30 mm,均布?jí)毫?.96 MPa。

輪組作用下分載板的Mises 應(yīng)力分布如圖9所示,可見:分載板的最大Mises 應(yīng)力為93.3 MPa,發(fā)生于與輪組直接接觸的分載板上表面,強(qiáng)度值小于高強(qiáng)度鋁合金6061-T6 的抗壓強(qiáng)度;分載板蜂窩晶格最大Mises 應(yīng)力為83.8 MPa,滿足晶格材料高強(qiáng)度鋁合金3003 的強(qiáng)度要求。

圖9 輪組作用下的分載板應(yīng)力Fig. 9 Mises stress of the load-sharing panel under wheel loading

4 支腿的數(shù)值模擬與計(jì)算

4.1 支架車支腿有限元模型

支架車升降支腿(如圖10(a)所示)外筒結(jié)構(gòu)采用鋁合金材料6061-T6;螺桿、內(nèi)套筒和支腿桿采用45 號(hào)鋼,其抗拉強(qiáng)度為600 MPa,容許應(yīng)力為353 MPa,彈性模量為206 GPa,泊松比0.24。

支腿的有限元模型見圖10(b),其中:內(nèi)外套筒和輪組支腿均采用S4R 殼單元模擬,螺桿采用實(shí)體單元模擬;內(nèi)筒與螺桿間通過(guò)綁定約束耦合,螺桿與頂部外壁接觸。

圖10 支架車支腿及其有限元模型Fig. 10 Outrigger in the bracket car and its finite element model

支架車升降支腿的Mises 應(yīng)力分布如圖11(a)所示,可見升降支腿最大應(yīng)力為178 MPa,發(fā)生在螺桿與支腿筒接觸處,小于45 號(hào)鋼的容許應(yīng)力。升降支腿連接處的應(yīng)力分布如圖11(b)所示,外筒焊縫連接處應(yīng)力為60 MPa,小于6061-T6 鋁合金焊縫的容許應(yīng)力100 MPa。外殼上部與螺桿接觸擠壓處應(yīng)力為90 MPa,小于6061-T6 鋁合金的容許擠壓應(yīng)力200 MPa。

圖11 支腿及支腿連接處的Mises 應(yīng)力Fig. 11 Mises stress of the outrigger and outrigger connection

4.2 上機(jī)過(guò)程中支腿平均強(qiáng)度計(jì)算

支架車裝載貨物時(shí),貨物及支架車總重為3.3 t,貨物重心與支架車前軸中心距離=1300 mm,距后軸中心距離=1100 mm。

即支架車單腿的最大軸載為0.89 t。支架車在上機(jī)過(guò)程中,其升降支腿與斜面法線方向形成一定角度,最大夾角為16°(如圖12 所示)。貨物重心略靠近后輪,后輪存在最大荷載,因此須對(duì)后輪支腿進(jìn)行強(qiáng)度校核。

圖12 上機(jī)時(shí)支架車主軸橫截面Fig. 12 The cross section of the cart on boarding the plane

升降支腿后輪載荷=8 727.92 N,在支腿桿垂直方向的分力為=×sin 16°=2 405.74 N??紤]1.5的沖擊系數(shù),對(duì)后輪載荷在支腿垂直方向的分力進(jìn)行修正,得′=×1.5=3 608.61 N。按支腿有效長(zhǎng)度=510 mm 計(jì)算得到升降支腿受到的最大彎矩為=′×=1 840 391.39 N·mm。則升降支腿的最大彎曲應(yīng)力=/=135 MPa,其中為支腿抗彎截面系數(shù)。升降支腿的軸向壓應(yīng)力=/=5.1 MPa,其中為支腿的截面面積。升降支腿端部平均剪切應(yīng)力為=′/=2.2 MPa。

綜合考慮支架車上機(jī)過(guò)程中,升降支腿受到的彎曲應(yīng)力、壓應(yīng)力以及剪切應(yīng)力,則支腿受到的最大合成應(yīng)力為

5 支架車可靠性分析

為進(jìn)行可靠性定量分析,驗(yàn)證支架車各結(jié)構(gòu)是否滿足可靠度為0.999 99 的指標(biāo)要求,并查找系統(tǒng)薄弱環(huán)節(jié),根據(jù)《鋁合金結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)規(guī)范》和《軍用橋梁設(shè)計(jì)準(zhǔn)則》,將支架車各結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力與強(qiáng)度匯總?cè)绫? 所示。

表1 支架車各結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力與強(qiáng)度Table 1 Maximum stress and strength of substructures of the cart

機(jī)械結(jié)構(gòu)可靠性一般采用應(yīng)力-強(qiáng)度干涉模型計(jì)算,應(yīng)力分布和強(qiáng)度分布的疊加區(qū)間為結(jié)構(gòu)失效概率。由于缺少基礎(chǔ)數(shù)據(jù)支持,材料的強(qiáng)度分布通常無(wú)法獲取。本文采用材料強(qiáng)度設(shè)計(jì)值、標(biāo)準(zhǔn)值及其對(duì)應(yīng)的累積失效概率推導(dǎo)材料的強(qiáng)度分布。

一般認(rèn)為材料強(qiáng)度服從正態(tài)分布,即~(,)。失效概率密度函數(shù)記為()。根據(jù)安全等級(jí),材料強(qiáng)度標(biāo)準(zhǔn)值對(duì)應(yīng)的累積失效概率密度為=0.05,強(qiáng)度設(shè)計(jì)值對(duì)應(yīng)的累積失效概率密度為=6.9×10,則材料強(qiáng)度方差和均值分別為:

其中,為各材料最大應(yīng)力值,計(jì)算結(jié)果如表2 所示。支架車各結(jié)構(gòu)可靠度指標(biāo)0.999 99 對(duì)應(yīng)的失效概率為1×10。由表2 可知:支架車各結(jié)構(gòu)失效概率均滿足要求;分載板鋁合金3003 材料的失效概率最大,為4.15×10。故而知此為支架車系統(tǒng)的薄弱環(huán)節(jié),建議對(duì)其加以改進(jìn)。

表2 支架車各結(jié)構(gòu)失效概率Table 2 Failure probability of substructures of the cart

6 結(jié)論

本文對(duì)新型輕量空天轉(zhuǎn)載支架車進(jìn)行了有限元仿真和失效概率計(jì)算,驗(yàn)證其靜強(qiáng)度和可靠性指標(biāo)要求,得到如下結(jié)論:

1)空天貨物荷載施加于支架車底板上,上弦桿最大應(yīng)力78 MPa,斜桿端部最大應(yīng)力116 MPa,均小于鋁合金6061-T6 設(shè)計(jì)強(qiáng)度200 MPa,支架車結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足要求。單根支腿下沉20 mm 時(shí)造成的不均勻沉降對(duì)結(jié)構(gòu)應(yīng)力影響較小。

2)輕量化支架車的整體強(qiáng)度滿足使用要求,分載板最大Mises 應(yīng)力為93.3 MPa,滿足蜂窩鋁材料的強(qiáng)度要求。

3)升降支腿最大應(yīng)力178 MPa 出現(xiàn)在螺桿與支腿筒接觸處,滿足45 號(hào)鋼強(qiáng)度要求。滿載貨物的支架車重心靠后,支腿受到的最大合成應(yīng)力為140.1 MPa,小于材料設(shè)計(jì)荷載。

4)支架車各結(jié)構(gòu)失效概率均滿足指標(biāo)要求,但分載板內(nèi)部蜂窩晶格材料鋁合金3003 材料失效概率最大,為4.15×10。后續(xù)可考慮通過(guò)降低蜂窩晶格邊長(zhǎng),增加蜂窩晶格邊厚,或采用更高強(qiáng)度等級(jí)的鋁合金材料6061-T6 來(lái)降低支架車的整體失效概率。

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