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摘要：本文运用HyperWorks软件建立了货舱门机构的刚体模型和刚柔耦合模型，评估了当前机构的设计性能及改进方向。通过优化设计技术，应用MotionSolve和HyperStudy对当前舱门机构设计进行了优化。得到满足要求的改进方案。
关键词：货舱门，多体动力学，模拟仿真，优化设计
0 货舱门机构简介
某型货机货舱门位于后机身右侧（顺航向）27～32框间，门尺寸为2500mm*2000mm，飞机装卸货物时，货舱门向上翻转开启（完全开启时向上翻转100°）和向下翻转关闭，货舱门采用电动操作。货舱门及门框如图1所示。 （图片）
图1 某型货机货舱门及门框 某型货机货舱门操纵机构由开启机构、锁定机构和保险机构等三部分组成。如图2所示。开启机构主要由电动开启机构、手动开启机构、旋转离合器和提升装置组成。锁定机构主要由锁定动力装置、手动锁定装置、锁定连杆装置、主承力锁（侧面2个，下面8个）、导引锁（2个）等组成。保险机构由开关盒、顶爪与释压窗机构组成。（图片）
图2 某型货机货舱门机构组成 1 货舱门机构多体动力学建模
1.1 坐标系和单位
货舱门动力学模型的坐标系与机体坐标系一致，机体坐标系定义如下：机体坐标系为直角坐标系，坐标原点为机头端点在构造水平面上的投影后1m处，X轴沿飞机构造水平线向后为正，Y轴在对称面内垂直于X轴向上为正，Z轴向左为正与X、Y轴构成右手坐标系。单位采用毫米、千克、秒、牛顿、兆帕。
1.2 刚体动力学模型
基于原有设计的CATIA模型，共建立了51个运动体，76个运动副。货舱门刚体模型中包含的运动驱动有3个：开启电机的位移驱动、锁定电机的位移驱动和手动保险机构的位移驱动。为更加真实的反映各个运动副和物体的受力情况，货舱门刚体模型中考虑了连接物体之间的摩擦力。摩擦力通过子系统的方式创建，在子系统中设置静摩擦系数、动摩擦系数、动静摩擦转化速度和摩擦力作用半径等参数。此外还定义了考核运动体的位移、速度、加速度、载荷及用户自定义变量的输出。货舱门刚体动力学模型见图3。（图片）
图3 货舱门刚体多体动力学模型 1.3 刚柔耦合多体动力学模型
货机货舱门刚柔耦合模型首先生成后机身、门体及其他部件的柔性体模型，总规模约20万单元，再将生成的柔性体集成到刚体动力学模型中，根据实际情况添加或修改物体之间的铰接，并对相应的参数进行一定的调整，便可对货舱门的运动过程进行仿真。仿真结果可以考察运动过程中各部件的应力和变形。货舱门刚柔耦合多体动力学模型见图4。（图片）
图4 门体柔性体有限元模型 2 货舱门机构动力学分析及优化
利用货舱门初始设计的刚柔耦合动力学模型，对整个机构系统在开锁、开门、关门、上锁的过程进行仿真，仿真结果可提供整个运动过程中机构组件的应力，找到初始设计中机构受力比较严重的部位，供机构优化及结构强度分析使用。筛选出机构系统中比较薄弱的组件，使其在不影响工作要求和性能的情况下，进行优化设计，满足强度设计要求。
2.1 货舱门机构初始动力学分析
在整个运动过程中，机构各部件的受力也不断发生变化，在开关锁过程中，受力比较大的部件主要集中在锁定机构，在开关门过程中，受力比较大的部件主要集中在开启机构。综合分析整个运动过程可知，锁定机构中直角拉杆的最大应力值为930MPa，超过了零件材料屈服强度，如图5所示。机构其它部件的应力最大值都远远小于其强度极限，满足强度和刚度要求。（图片）
图5 直角拉杆的应力云图 2.2 货舱门机构优化
通过货舱门机构系统整个运动过程的动力学仿真结果可以知道直角拉杆的受力比较大，强度不能满足设计要求。直角拉杆一端连接在锁定机构电机扭力管上，另一端与导引锁连接，按照货舱门机构运动原理，锁定机构电机使扭力管组件旋转，带动直角拉杆运动从而使导引锁旋转，导引锁内腔表面沿着固定在门框上的滚轮锁销滚动，等导引锁与滚轮锁销脱开后，货舱门解锁。因此直角拉杆连接在锁定机构电机扭力管上的一端受到电机扭力管传来的载荷，另一端受到滚轮锁销通过导引锁传来支反力载荷。所以要降低直角拉杆的应力，一方面对直角拉杆的连接端点进行优化，增加力臂，减少力值。另一方面减少导引锁传来的支反力载荷。通过动力学分析可以发现，改变导引锁内腔表面，也就是改变滚轮锁销在导引锁内腔表面滚动的轨迹，可以有效地减少支反力载荷。本文采用MotionSlove结合HyperStudy的方法进行优化。
2.2.1 直角拉杆交点优化
a.模型简化
由于直角拉杆的运动和受力是由锁定电机轴和导引锁两个构件决定，而与其他构件无关，因此单独建立这部分模型分析，如图6所示。在简化模型中，在电机轴上施加一个驱动来模拟电机输出转矩，在导引锁处施加一个转矩来模拟门在解锁过程中导引锁的支反力，转矩用Step函数来表达，变化趋势与实际受力相同。这样，如果优化后的简化模型直角拉杆受力减小，同样优化后的整体模型直角拉杆受力也会减小。（图片）
图6 直角拉杆优化模型 b.优化参数
设计变量：取直角拉杆两端交点的空间坐标值，由于直角拉杆是在yz平面内运动，因此交点的x坐标可以保持不变，这样设计变量共有4个。设计变量的优化上下限在其设计空间范围内,是连续变化的，如表1所示。表1 设计变量范围
（图片）约束条件：导引锁的旋转角度。
优化目标：直角拉杆交点最大受力，迭代步数为25步。
c.优化结果分析
表3为优化过程中每一步迭代的结果，包含交点位置的变化，约束的变化和目标函数的变化。优化共迭代21步。图7是优化前后直角拉杆受力的对比图，从图中可以看出直角拉杆受力的最大值从4129.3N降到2697.6N，大幅降低了直角拉杆的受力。图8是优化前后导引锁转角的对比图，从图中可以看出优化前后交点的变化并不会影响导引锁的工作要求。图9是优化前后电机输出扭矩的对比图，从图中可以看出优化后的模型在满足设计要求的情况下，电机驱动需要的最大转矩也大幅下降。通过该模型的优化可以看出改变直角拉杆的空间坐标不但可以降低直角拉杆的受力，同时也可以减小电机的输出转矩。（图片） 采用优化后的新交点，做出直角拉杆的模型并生成柔性体，导入到货舱门的刚柔耦合模型中重新计算。图10是交点优化前后模型的对比，比较图中直角拉杆的初始位置，可以看出优化后的直角拉杆对应的导引锁的初始角度比较小，这样可以使得在传给导引锁扭矩的时直角拉杆对导引锁的力臂比优化前大，从而减小直角拉杆的受力。（图片）
图10 优化前后模型对比 图11是优化前后直角拉杆应力云图的对比，左侧是直角拉杆铰点优化前的应力云图，右侧是直角拉杆铰点优化后的应力云图，从应力云图的对比可以看出优化后直角拉杆的应力减小，优化前的应力最大值为930.00MPa，优化后的应力最大值为700.70MPa。（图片）
图11 优化前后应力云图对比 2.2.2 导引锁内腔面改进减少对直角拉杆的支反力
从动力学仿真过程可以发现，在导引锁将门推开的过程中，导引锁的有效作用力是导引锁对锁销的作用力在门运动方向上的分量。如果导引锁对锁销的作用力方向和门运动方向的夹角比较大，那么提供同样的有效推动力所需要的导引锁作用力就比较大，而导引锁对锁销的作用力是通过电机带动直角拉杆传递过来的，因此对直角拉杆的支反力也会比较大。影响导引锁对锁销的作用力方向的主要因素是滚轮锁销在导引锁内腔表面滚动的轨迹，因此可以通过导引锁内腔表面调整轨迹来改变导引锁对锁销作用力的方向，使得导引锁对锁销的作用力在门运动方向上的分量增大，进而来减小直角拉杆的支反力。为了不影响导引锁的工作要求和性能，导引锁内腔面里面部分不做修改，只对导引锁内腔面外面部分进行调整，优化前后导引锁的模型如图12所示。（图片）
图12 导引锁内腔面改进前后模型对比 采用改进后的导引锁模型，导入到货舱门的刚柔耦合模型中，对整个运动过程进行重新仿真计算。图13是优化前后直角拉杆整个运动过程中载荷的对比，红色曲线是导引锁的内腔面改进前的载荷曲线，蓝色曲线是导引锁的内腔面改进后的载荷曲线，从载荷曲线的对比可以看出优化后直角拉杆的受力整体上减小，改进前载荷的最大值为6418.45N，改进后载荷的最大值为3436.54N。（图片）
图13 导引锁的内腔面改进前后直角拉杆载荷对比 2.3 综合直角拉杆交点优化和导引锁内腔面改进
采用优化后的直角拉杆新交点和改进后的导引锁模型，导入到货舱门的刚柔耦合模型中，对整个运动过程进行仿真计算。图14是优化前后直角拉杆整个运动过程中载荷的对比，红色曲线是直角拉杆的交点和导引锁的内腔面改进前的载荷曲线，蓝色曲线是优化改进后的载荷曲线，从载荷曲线的对比可以看出作用在直角拉杆的载荷。载荷的最大值为从优化改进前6418.45N降到优化改进后3340.00N。图15是优化改进前后直角拉杆应力云图的对比，左侧是优化改进前的应力云图，右侧是优化改进后的应力云图，从应力云图的对比可以看出直角拉杆的应力最大值从优化改进前的930.00MPa降到优化改进后484.00MPa。（图片）
图14 直角拉杆优化改进前后载荷对比 （图片）
图15 直角拉杆优化改进前后应力对比 3 总结
本文建立了货舱门机构的刚体模型和刚柔耦合模型，对货舱门机构整个运动过程进行了动力学仿真，找出了机构各部件之间以及运动过程中货舱门、门框受力比较严重的部位，全面评估了当前的机构设计性能，明确了改进方向。通过优化设计技术对直角拉杆交点优化和导引锁内腔面形状进行了改进，得到满足要求的机构改进方案。
某型货机货舱门机构优化设计过程中形成的技术路线和流程方法，可以为后续舱门机构优化设计提供经验和规范，有助于提高产品设计水平，缩短产品研发周期。
11/8/2012
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