李壯壯,王 璐,林家輝,莫宗來,李 軍

(1.南京理工大學(xué) 機械工程學(xué)院,江蘇 南京 210094;2.中國電子科技集團公司光電研究院,天津 300308)

將電磁彈射技術(shù)應(yīng)用于野戰(zhàn)火箭炮,可以有效解決發(fā)射初期的做功問題,節(jié)省推進劑質(zhì)量,提高射程和增大有效載荷質(zhì)量[1]。某野戰(zhàn)火箭炮采用新型電磁彈射發(fā)射方式[2],其發(fā)射裝置由定子、動子、火箭彈以及導(dǎo)軌等4部分組成。發(fā)射時,定子固定在發(fā)射裝置上,動子帶動火箭彈沿導(dǎo)軌運動并賦予其初速。為克服火箭彈與動子自身較大的慣性力,往往需要較大的推動力。根據(jù)牛頓第三定律,必定存在一個與推動力大小相等、方向相反的反作用力(本文稱為后坐力)作用在導(dǎo)軌上。該力將對火箭炮的剛性連接部分造成沖擊,使結(jié)構(gòu)發(fā)生較大的變形甚至發(fā)生強度破壞。常規(guī)野戰(zhàn)火箭炮在發(fā)射過程中受到的最大作用力是燃氣射流沖擊力,且該力僅作用于火箭彈離開定向器后的階段;對于中、大口徑火箭彈,該沖擊力可達十幾噸[3]。而采用電磁彈射發(fā)射方式時,其推動力帶給火箭炮的等值反向作用力可達50～60噸,且作用于整個推進過程。因此,與常規(guī)自力發(fā)射相比,電磁彈射發(fā)射方式的作用力大,且作用時間長。為防止該作用力對火箭炮可能造成的發(fā)射系統(tǒng)結(jié)構(gòu)變形和強度破壞,可以采取兩種解決方法:一是增大火箭炮的結(jié)構(gòu)尺寸來提高剛強度[4];二是通過延長作用時間來減緩沖擊力的作用強度。對于野戰(zhàn)火箭武器而言,增大結(jié)構(gòu)尺寸將會大大增加系統(tǒng)的無效質(zhì)量,既影響作戰(zhàn)效率,又增加運載難度[5]。因此,研究如何通過延長作用時間實現(xiàn)電磁彈射式火箭炮的后坐力緩沖有重要意義。

在火炮領(lǐng)域已有較成熟的減小巨大后坐力沖擊的裝置[6](稱為反后坐裝置),常見結(jié)構(gòu)形式有彈簧式、氣體式、液壓式以及混合式等,可針對不同的口徑、射速和應(yīng)用環(huán)境采用相應(yīng)的反后坐裝置[7]。由于火炮的緩沖行程較大,而火箭炮各部分之間是固連或桁架結(jié)構(gòu),在發(fā)射過程不允許出現(xiàn)發(fā)射系統(tǒng)大的整體后坐位移,因此,火炮的反后坐裝置并不能直接應(yīng)用于火箭炮。文獻[8]建立了新型電磁軌道炮的后坐仿真模型,利用ANSYS軟件計算了各部位的受力情況,得出了后坐力構(gòu)成及狀態(tài)。依據(jù)粘滯流體從缸桶中流經(jīng)阻尼孔或間隙時,隨著流體截面的變化產(chǎn)生局部阻尼、引起能量損失的原理設(shè)計了反后坐裝置。該研究利用液體阻力進行緩沖,效果較好,但設(shè)計的反后坐裝置同樣具有較大的緩沖行程,不適于火箭武器。

為解決某電磁彈射火箭炮后坐力巨大的問題,本文應(yīng)用粘滯流體流經(jīng)小孔產(chǎn)生阻尼力原理,提出了一種小行程的液壓緩沖裝置,通過延長作用時間,使火箭炮在一定后坐行程下的受力得到緩沖,從而可有效克服后坐力巨大對發(fā)射裝置結(jié)構(gòu)和強度的破壞,保證電磁彈射技術(shù)在野戰(zhàn)火箭發(fā)射中的應(yīng)用。

1 緩沖裝置工作原理及緩沖行程確定

1.1 緩沖裝置工作原理

本文設(shè)計的緩沖裝置的工作原理如圖1所示。由圖1可見,緩沖裝置的一端與導(dǎo)軌定子由鋼架連接,另一端連接地面。依據(jù)動量定理,發(fā)射時后坐力傳遞至緩沖裝置,液體粘滯阻力延長了作用時間,減小了沖擊力。

緩沖裝置必須在一定的緩沖行程下才能發(fā)揮作用,因此緩沖行程是本文的關(guān)鍵設(shè)計指標。野戰(zhàn)火箭武器通常采用由45鋼、Q345等普通鋼材焊接而成的桁架結(jié)構(gòu),其自身結(jié)構(gòu)強度有限,在發(fā)射過程不允許出現(xiàn)大的整體結(jié)構(gòu)后坐位移,只允許在一定的強度條件下發(fā)生小的彈性變形。因此,如何將工作行程限定在結(jié)構(gòu)的彈性變形范圍內(nèi),通過校核負載作用下結(jié)構(gòu)允許的彈性變形,來確定緩沖裝置的工作行程,是本文的首要設(shè)計任務(wù)。

1.2 緩沖行程確定

本文采用仿真分析法,利用有限元軟件Abaqus對結(jié)構(gòu)在負載作用下的受力情況進行分析,從而在保證強度的情況下確定緩沖行程。針對本文研究問題,對發(fā)射裝置模型進行合理簡化,如圖2所示。其中,導(dǎo)軌簡化為長方形箱體,并對其材料屬性進行自定義,使其質(zhì)量、質(zhì)心位置以及轉(zhuǎn)動慣量均與導(dǎo)軌真實情況相符。除導(dǎo)軌外,發(fā)射裝置各部分材料均設(shè)置為45鋼。高低機與起落架之間的關(guān)節(jié)軸承設(shè)置為接觸關(guān)系;耳軸與起落架、回轉(zhuǎn)體之間設(shè)為轉(zhuǎn)動副;鋼架結(jié)構(gòu)采用綁定設(shè)置。邊界條件的設(shè)定如圖3所示,在不考慮車體彈性變形及自身重力的情況下,將座圈與大地進行固連。

圖4(a)、(b)分別給出了后坐位移為10 mm、15 mm時回轉(zhuǎn)座圈在彈性變形下的有限元計算應(yīng)力云圖。通過圖4結(jié)果對比發(fā)現(xiàn),位移為10 mm時,座圈應(yīng)力較大位置滿足材料的強度要求;位移為15 mm時,模型中很多部位的應(yīng)力已大于400 MPa,局部焊接點應(yīng)力近700 MPa,易發(fā)生危險。因此,本文將緩沖行程設(shè)計為10 mm。

當(dāng)考慮車體與起落架變形時,允許有更大的位移,可以適當(dāng)增大緩沖行程。由于具體的變形量值難以獲得,本文將緩沖行程的取值拓展到15 mm、20 mm和30 mm。

2 緩沖裝置設(shè)計

緩沖裝置結(jié)構(gòu)如圖5所示。圖5中,S和P分別表示兩腔的活塞面積與壓強,D為活塞直徑。工作腔通過管道連接節(jié)流閥。在后坐力F的作用下,推動活塞向后運動,液體在壓力作用下流經(jīng)節(jié)流孔產(chǎn)生阻力。通過對節(jié)流孔開口面積進行控制,可實現(xiàn)對系統(tǒng)流量的控制,從而使后坐運動按設(shè)計規(guī)律進行。為使后坐運動行程達到設(shè)計要求,對后坐運動軌跡進行如下設(shè)計。

2.1 后坐運動軌跡設(shè)計

將緩沖裝置的后坐運動方程假設(shè)為

(1)

式中:a為加速度,v為速度,x為行程,t為緩沖時間,A、B、C為未知常數(shù)。

緩沖裝置所受負載作用力與推進力大小相等,方向相反,其加載曲線如圖6所示。根據(jù)圖6中的負載作用時間,將緩沖裝置作用時間設(shè)計為200 ms。認為作用結(jié)束時無沖擊,即后坐部分速度為0。在緩沖行程確定后,得到兩組后坐運動方程邊界條件,如表1所示。

表1 后坐運動方程邊界條件

將表1中的邊界條件代入式(1),得到不同緩沖行程下的后坐運動方程。以緩沖行程為10 mm為例,求解得到后坐運動方程為

(2)

根據(jù)后坐運動方程,得到緩沖裝置運動的位移、速度曲線,如圖7所示。

2.2 節(jié)流閥選取與節(jié)流孔開口面積計算

為使緩沖裝置的后坐運動按照設(shè)計的軌跡進行,需要通過節(jié)流孔開口面積的變化對系統(tǒng)流量進行調(diào)節(jié),從而控制缸內(nèi)壓力變化。通過液壓系統(tǒng)力的作用關(guān)系,應(yīng)用牛頓第二定律可求解出節(jié)流孔面積變化曲線。

(1)節(jié)流閥的選取。

不同結(jié)構(gòu)的節(jié)流孔,其節(jié)流效果差異明顯,如圖8所示的細長孔和薄壁孔(孔長lk通常為孔徑dk的4倍以上,即lk≥4dk)是兩種常見的典型節(jié)流孔結(jié)構(gòu)。根據(jù)不同的節(jié)流孔結(jié)構(gòu)調(diào)節(jié)流閥,通過改變節(jié)流面積或節(jié)流長度來控制流體流量[9]。

對于細長孔式節(jié)流閥,其節(jié)流孔流量計算公式為

(3)

式中:qv為節(jié)流孔流量,dk為細長孔直徑,Δpk為孔進出口壓差,μ為動力粘度。

由于式(3)中含動力粘度μ,在其他條件不變的情況下,節(jié)流孔流量受溫度影響較大,且隨細長孔進出口壓差呈線性變化,說明節(jié)流孔的流量隨負載變化較大,在液壓調(diào)速系統(tǒng)中,體現(xiàn)為執(zhí)行端速度變化靈敏,穩(wěn)定性相對較差[10]。

對于薄壁孔式節(jié)流閥,其節(jié)流孔流量計算公式為

(4)

式中:Cd為流量系數(shù),S為小孔等效面積,ρ為液壓油密度。

與細長孔情況不同的是,薄壁孔的流量與進出口壓差的平方根成正比,而與動力粘度無直接關(guān)系,說明薄壁孔穩(wěn)定性較好,在液壓調(diào)速系統(tǒng)中,體現(xiàn)為執(zhí)行端速度穩(wěn)定。因此,本文選用薄壁孔電磁節(jié)流閥。

(2)節(jié)流孔開口面積計算。

流量系數(shù)Cd的近似計算公式[11]為

(5)

式中:Cdmax根據(jù)經(jīng)驗取0.7;λ為流數(shù);λcrit為臨界流數(shù),即流量系數(shù)達到常數(shù)時的λ值,一般取為1 000;μ為流體的動力粘度。

節(jié)流孔流量與后坐速度的關(guān)系為

qv=vS1

(6)

液壓系統(tǒng)力的作用關(guān)系(不考慮沿程損失與局部損失)為

(7)

式中:F為負載;Ft為液壓推力;Ff為密封圈產(chǎn)生的密封阻力[12];M為后坐部分總質(zhì)量;a為后坐運動的加速度。

利用MATLAB編寫計算程序,對由式(4)-(7)組成的方程組進行求解,得到節(jié)流孔開口面積曲線。以10 mm緩沖行程為例,求解得到節(jié)流孔開口面積隨時間的變化曲線,如圖9所示。

根據(jù)后坐過程中液壓系統(tǒng)各力的作用關(guān)系,應(yīng)用牛頓第二定律求解節(jié)流孔開口面積變化曲線。通過控制開口面積,可實現(xiàn)對緩沖裝置系統(tǒng)流量的控制,從而使其后坐運動按照設(shè)計軌跡運行,在確保緩沖行程的情況下實現(xiàn)緩沖。

對緩沖裝置各部分構(gòu)件進行設(shè)計及強度校核后,設(shè)計如圖10所示的緩沖裝置。

當(dāng)緩沖行程為30 mm時,末端反向加速度最大,所需提供的液壓推力最大。按照負載均勻分配到兩個裝置估算,單個液壓缸所提供的最大推力約為350 kN,經(jīng)計算設(shè)定最高工作壓力為20 MPa。根據(jù)流速與流量的關(guān)系,計算出管道內(nèi)最大流量為321.9 L/min,管道內(nèi)徑33.7 mm,圓整為40 mm,重新選取推薦流量為400 L/min。假設(shè)液壓油不可壓縮,整個液壓系統(tǒng)的任何部位流量相同,由設(shè)計手冊選取最大流速為6 m/s。

3 緩沖裝置液固聯(lián)合仿真

為驗證所設(shè)計的緩沖裝置是否達到設(shè)計要求,利用剛體動力學(xué)軟件Adams和復(fù)雜系統(tǒng)仿真平臺AMEsim進行液固聯(lián)合仿真。Adams的坐標系定義和AMEsim仿真模型分別如圖11(a)、(b)所示。

圖11(b)Adams模塊13中,f1和f2為通過AMEsim計算出的液壓推力的輸出信號接口。在Adams中計算出的位移和速度信號通過V1、V2、X1和X2輸出到AMEsim中進行實時交互數(shù)據(jù)傳遞。ct1與ct2分別為Adams計算出的兩個基座的接觸力,a為活塞加速度,jiao1x、jiao1y、jiao1z、jiao2x、jiao2y和jiao2z為對應(yīng)基座的3個方向位移。

在固液聯(lián)合仿真過程中,Adams中計算出的活塞運動的速度、位移作為輸出傳遞到AMEsim中,AMEsim通過速度位移計算出液壓系統(tǒng)的壓強、流量等參數(shù),并將壓強產(chǎn)生的力作為輸出傳遞到Adams中,從而實現(xiàn)了數(shù)據(jù)實時傳遞[13]。

4 仿真結(jié)果分析

4.1 10 mm緩沖行程仿真結(jié)果

圖12(a)、(b)分別給出了行程為10 mm時,導(dǎo)軌的后坐位移和速度的設(shè)計曲線與軟件仿真曲線。由圖12(a)可知,在導(dǎo)軌后坐過程的中間階段,仿真得到的位移比設(shè)計位移大0.15 mm左右。在仿真結(jié)果中,總的后坐位移為10.01 mm,誤差為0.1%。說明緩沖裝置能夠較好滿足緩沖行程設(shè)計要求。由圖12(b)后坐速度的結(jié)果對比發(fā)現(xiàn),仿真結(jié)果在設(shè)計曲線上下波動。這是由于在仿真中,基座與地面的連接關(guān)系設(shè)置為接觸,以監(jiān)測基座與地面之間的受力。而在本文研究中,導(dǎo)軌的受力狀態(tài)是時刻改變的,因接觸力而產(chǎn)生的速度波動很難消除。但仍可看出,后坐速度的變化趨勢和幅值與設(shè)計值較吻合。整個后坐過程中,后坐速度的幅值為90 mm/s,負載作用結(jié)束時后坐速度為0,說明本文設(shè)計能夠達到較好的緩沖效果。

液壓缸工作腔壓強隨時間變化曲線的仿真結(jié)果與設(shè)計計算結(jié)果如圖13所示。由圖13可以看出,仿真結(jié)果圍繞計算結(jié)果上下振蕩,這是因為計算曲線為理想狀態(tài),而在仿真計算中,前100 ms負載線性增加,由節(jié)流孔開口面積變化引起的缸內(nèi)壓力變化來不及與負載時時匹配,因而工作腔壓強出現(xiàn)較大起伏。而在后100 ms負載維持恒定,此后開口面積變化相對平穩(wěn),缸內(nèi)壓強變化較小,總體壓強變化趨勢與設(shè)計曲線相符合。設(shè)計曲線的最大壓強值為15.90 MPa,仿真曲線得到的最大壓強值為14.97 MPa,均小于缸體所能承受的最大壓強20 MPa,滿足缸內(nèi)壓力設(shè)計要求。

緩沖裝置與地面的接觸力、液壓推力和負載隨時間的變化曲線如圖14所示。

由圖14可以看出,在緩沖行程結(jié)束時,緩沖裝置的液壓推力大于負載作用力,說明液壓缸能夠承受后坐力且具有反向運動的趨勢。在炮身的彈性變形恢復(fù)過程中,活塞將反向運動。

4.2 4種緩沖行程結(jié)果對比分析

考慮到輪胎、車體、發(fā)射裝置及千斤頂?shù)炔课豢赡馨l(fā)生的變形,設(shè)計時可選取更大的緩沖行程來滿足結(jié)構(gòu)強度要求,以保證設(shè)計的穩(wěn)定性與安全性。除上文10 mm緩沖行程外,本文還設(shè)計了15 mm、20 mm與30 mm 3種緩沖行程,將4種緩沖行程下的計算結(jié)果進行對比分析。

圖15給出了4種緩沖行程下節(jié)流孔開口面積隨時間的變化。由圖15對比發(fā)現(xiàn),緩沖行程越大,節(jié)流孔開口面積也越大,且面積的變化具有一致的規(guī)律。4種緩沖行程的最大開口面積分別為14.07 mm2、21.20 mm2、28.193 mm2、42.42 mm2。當(dāng)其他條件不變時,緩沖行程每增加5 mm,最大開口面積增大約7 mm2,且最大開口面積的比值與緩沖行程的比值相同,所有開口面積均小于節(jié)流孔最大開口面積。

4種緩沖行程下的后坐位移對比如圖16所示。圖16顯示,10 mm、15 mm、20 mm和30 mm 4種緩沖行程的最終行程分別為10.01 mm、15.01 mm、20.05 mm和30.20 mm,誤差分別為0.1%、0.067%、0.25%和0.67%。所設(shè)計行程的結(jié)果誤差均在1%的可接受范圍。

4種緩沖行程下的工作腔壓強對比如圖17所示。從圖17可以看出,緩沖行程越大時,缸內(nèi)壓強越平穩(wěn),4種緩沖行程下的最終壓強分別為14.97 MPa、15.26 MPa、15.64 MPa和16.44 MPa,均小于缸體所能承受的最大設(shè)計壓強20 MPa。

4種緩沖行程下的節(jié)流孔流量對比如圖18所示。由圖18可見,節(jié)流孔流量以相同規(guī)律成遞增趨勢,緩沖行程越大,流量越平穩(wěn)。在緩沖行程為30 mm時,節(jié)流孔流量最大(325.1 L/min),小于管道的推薦流量400 L/min,滿足設(shè)計要求。

5 結(jié)論

針對新型電磁彈射火箭炮帶來的巨大后坐力問題,本文設(shè)計了一種小行程液壓緩沖裝置,通過仿真計算與對比分析,得到如下主要結(jié)論:

(1)對10 mm緩沖行程的設(shè)計計算與仿真結(jié)果的對比分析發(fā)現(xiàn),本文設(shè)計的緩沖裝置的緩沖行程、液壓缸壓強均滿足設(shè)計要求;

(2)緩沖行程為10 mm時,整個后坐過程最大后坐速度不超過90 mm/s,緩沖效果較好;

(3)考慮車體變形,還設(shè)計了15 mm、20 mm和30 mm 3種較大的緩沖行程。對4種緩沖行程下節(jié)流孔開口面積、后坐位移、工作腔壓強和節(jié)流孔流量等進行了對比,表明不同緩沖行程時各結(jié)構(gòu)均可滿足要求。緩沖行程越大,系統(tǒng)穩(wěn)定性越好,但同時對系統(tǒng)結(jié)構(gòu)強度要求更高。