邵中年，蘇 冰

(海軍駐包頭地區(qū)軍事代表室，內(nèi)蒙古 包頭 014030)

某型艦炮正樣機(jī)試驗時，右轉(zhuǎn)彈機(jī)中部離合器前齒出現(xiàn)了斷裂故障，斷裂實物如圖1所示。

中部離合器為轉(zhuǎn)彈提供直接動力，并具有轉(zhuǎn)彈到位后自鎖的功能，主要由中部離合器座、撥叉、扭桿、擺臂杠桿、搖臂、傘齒輪軸和叉形桿組成，是轉(zhuǎn)彈機(jī)上的重要部件以及運(yùn)動和動力傳輸環(huán)節(jié)。本文根據(jù)中部離合器的實際工況對導(dǎo)致其斷裂失效的原因進(jìn)行分析，確定了前齒斷裂的主要原因，給出了相應(yīng)的改進(jìn)措施。

1 運(yùn)動與載荷分析

1.1 中部離合器結(jié)構(gòu)

中部離合器的三維結(jié)構(gòu)如圖2所示。中部離合器通過前后齒輪與轉(zhuǎn)彈機(jī)及其他部件相連接，為轉(zhuǎn)彈機(jī)提供運(yùn)動和動力傳輸通道。前后齒輪各有4個齒，與其他部件相互配合。

斷裂的中部離合器在加工時公差取下差，使得根部厚度不到2 mm，齒根部比較脆弱且又存在著根部清根形成的尖角，造成應(yīng)力集中。在扭桿比較大的扭力作用下，中部離合器前齒當(dāng)受到較大的交替變化力矩時很容易出現(xiàn)斷裂，如圖3所示。

1.2 中部離合器運(yùn)動過程分析

在彈盤轉(zhuǎn)動前，撥叉向后擺動6.74°(基準(zhǔn)垂直炮膛中心線)，中部離合器插入后部離合器，扭桿扭轉(zhuǎn)6.03°；當(dāng)轉(zhuǎn)彈機(jī)模板復(fù)進(jìn)到305 mm時，轉(zhuǎn)彈機(jī)開始轉(zhuǎn)動；當(dāng)轉(zhuǎn)彈機(jī)模板復(fù)進(jìn)至285 mm時，離合器搖臂開始往回擺動；繼續(xù)復(fù)進(jìn)到252 mm時，扭力桿在后方的預(yù)扭角6.03°消除，扭力消失。模板復(fù)進(jìn)到150 mm時，離合器搖臂往回擺動角度12°空回消除，中部離合器開始向前運(yùn)動8.8 mm，消除中部離合器與前部離合器的間隙后，前齒頂住前部離合器，沿螺旋面作螺旋運(yùn)動。模板復(fù)進(jìn)至98 mm時，中部離合器前移9.6 mm，與前部離合器壓接觸，彈盤轉(zhuǎn)動88.6°，扭桿扭轉(zhuǎn)到最大變形量9.3°，繼續(xù)復(fù)進(jìn)到85 mm時，彈盤轉(zhuǎn)動90°，中部離合器在扭桿扭力作用下前插到位，撥叉向前擺動5.34°(基準(zhǔn)垂直炮膛中心線)，扭預(yù)壓角為2.07°，在模板運(yùn)動的整個過程中，中部離合器軸向運(yùn)動總行程24.2 mm，扭桿最大扭角9.3°，扭桿變形產(chǎn)生的扭力，轉(zhuǎn)化為扭桿扭轉(zhuǎn)產(chǎn)生的變形能而儲存[1-2]。其工作示意圖如圖4所示。

1.3 中部離合器載荷分析

在150～85 mm復(fù)進(jìn)過程中，中部離合器前齒被前部離合器端齒頂住，從而在中部離合器齒頂部作用一個力F。由于中部離合器材料硬度較高，但韌性差、彈性小，造成了4個齒中首先受力的齒，讓步能力較差，不能通過彈性變形把力分給其他齒。對于首先受力的齒來說，齒根受到一個向后的以齒中部為軸心的翻轉(zhuǎn)力矩M1，同時受到一個順時針方向的扭轉(zhuǎn)力矩M2，如圖5所示。在中部離合器的運(yùn)動過程中，離合器前齒可能因扭桿的扭力調(diào)整不當(dāng)造成受力過大，超過了現(xiàn)結(jié)構(gòu)的承受能力而斷裂，保證扭桿正常工作的設(shè)計預(yù)壓角是2.07°，設(shè)計上通過花鍵套筒內(nèi)外花鍵相對初始角度來保證，如圖6所示。由于扭桿花鍵是22個齒，花鍵套筒外花鍵是8個齒，靠它們之間的差齒關(guān)系能夠調(diào)整的最小角度是4.09°，如果在裝配過程中，通過調(diào)整措施來獲得扭桿預(yù)壓角，則可能會在原來2.07°的預(yù)壓角的基礎(chǔ)上增大到6.16°。

在150～85 mm的復(fù)進(jìn)過程中，扭桿按照不同的預(yù)壓角調(diào)整產(chǎn)生的最大扭矩及施加到中部離合器上的前齒頂面的力見表1。

表1 扭桿按照不同的預(yù)壓角調(diào)整產(chǎn)生的最大扭矩

其中：扭桿有效工作長度L= =183.08 mm；切變模量G=74 500 MPa；扭桿直徑d=16 mm

2 中部離合器有限元分析

按照中部離合器實物，運(yùn)用Pro/E建立精確三維實體建模，并通過Pro/E與ANSYS Workbench 11.0之間的借口將所建立的三維實體模型導(dǎo)入，進(jìn)行有限元分析計算。將模型導(dǎo)入后，在ANSYS Workbench 11.0操作界面中對模型進(jìn)行前處理，消除影響分析結(jié)果的不合理因素；確定中部離合器的材料參數(shù)，如表2所示。參照中部離合器的實際工況確定模型的約束條件和載荷施加位置及方式[3]。

表2 中部離合器材料參數(shù)

2.1 約束及載荷施加

本文分析過程中，參照中部離合器實際工況，對其軸向運(yùn)動和徑向運(yùn)動進(jìn)行約束，所加載荷為面力，施加于齒頂平面右側(cè)邊緣處的合理長方形區(qū)域內(nèi)。如圖7和圖8，其中，A面約束中部離合器軸向運(yùn)動的約束面；B面約束中部離合器徑向運(yùn)動的約束面；C面為載荷施加面，載荷方向為沿z軸正向。根據(jù)前文分析，在不同預(yù)壓角時，中部離合器齒頂面受力不同，因此，可選定不同預(yù)壓角和工況，同時施加不同載荷。在零部件的加工過程中，齒根部加工初始角度的加工誤差不易保證，因此，可通過調(diào)整模型中的齒根部加工初始角度來進(jìn)行分析。

2.2 有限元網(wǎng)格劃分及分析

前處理采用ANSYS Workbench操作界面中的Mesh命令，選用8節(jié)點(diǎn)六面體實體單元對中部離合器模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。在網(wǎng)格劃分過程中，著重考慮中部離合器齒根部等容易產(chǎn)生應(yīng)力集中區(qū)域的網(wǎng)格細(xì)化。本文得到的有限元模型如圖9所示。

2.3 計算結(jié)果和分析[4]

本文在有限元分析過程中，采用齒根部加工初始角度分別為15°和12°兩種模型進(jìn)行對比計算分析，利用ANSYS Workbench應(yīng)力求解器進(jìn)行求解。

首先對齒根部加工初始角度為15°的模型加載靜載荷，發(fā)現(xiàn)當(dāng)加載靜載荷為7 000 N時，中部離合器最大應(yīng)力值為949.77 MPa，該最大應(yīng)力值大于PCrNi3MoV的屈服極限930MPa，且產(chǎn)生于齒根部右側(cè)內(nèi)角，具體分析結(jié)果如圖10所示。然后將模型齒根部加工初始角度修改為斷裂實物的12°，發(fā)現(xiàn)當(dāng)加載靜載荷為6 250 N時，中部離合器最大應(yīng)力值為948.85MPa，該最大應(yīng)力值大于PCrNi3MoV的屈服極限，且產(chǎn)生于齒根部右側(cè)內(nèi)角，具體分析結(jié)果如圖11所示。

最后將模型齒根部按照斷裂實物進(jìn)行修改，齒根部進(jìn)行清根，發(fā)現(xiàn)當(dāng)加載靜載荷為5 315 N時，中部離合器最大應(yīng)力值為936.19 MPa，該最大應(yīng)力值大于PCrNi3MoV的屈服極限930 MPa，且產(chǎn)生于齒根部右側(cè)內(nèi)角，具體分析結(jié)果如圖12所示。

從載荷數(shù)值分析可以看出：齒根部加工角度減小和根部清根帶來的最直接影響為齒根強(qiáng)度減弱。

2.4 離合器斷裂原因分析

從前文載荷分析來看，若零件齒根部加工初始角度為15°，當(dāng)扭力桿預(yù)壓角不合適的調(diào)整到6.16°時，作用在中部離合器齒頂面的最大力變?yōu)? 315 N，比設(shè)計要求增加44%，但仍小于7 000 N，齒根部最大應(yīng)力值不會超過材料屈服極限，不會斷裂。

若齒根部加工初始角度為12°，當(dāng)扭力桿預(yù)壓角不合適的調(diào)整到6.16°時，作用在中部離合器齒頂面的最大力變?yōu)? 315 N，仍小于能使齒發(fā)生斷裂的6 250 N，齒根部最大應(yīng)力值不會超過材料屈服極限，也不會斷裂。

若齒根部加工初始角度為12°，且又存在著根部清根形成的尖角，載荷的作用加上齒根部清根時形成的尖角引起的應(yīng)力集中作用，使得齒根部右側(cè)內(nèi)角最大應(yīng)力值超過材料的屈服極限，從而引起齒根斷裂。

3 結(jié) 論

本文以某型艦炮正樣機(jī)中部離合器為分析對象，對該部件進(jìn)行了載荷和有限元結(jié)構(gòu)分析，確定齒根斷裂的主要原因為預(yù)壓角過大和齒根部存在尖角引起的應(yīng)力集中，分析結(jié)果與中部離合器實際

斷裂狀態(tài)較為一致。在此基礎(chǔ)上，本文提出設(shè)計方面應(yīng)增加齒根部圓角以減小尖角引起的應(yīng)力集中和加工方面嚴(yán)格控制齒根部加工初始角度，是解決中部離合器斷裂的產(chǎn)生有效措施。

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