周晨龍 余 濤

(中國電子科技集團公司第二十研究所 西安 710068)

某型號艦載三坐標雷達方位轉臺的設計

周晨龍 余 濤

(中國電子科技集團公司第二十研究所 西安 710068)

本文根據(jù)某型號艦載三坐標雷達結構的設計要求，對雷達方位轉臺結構進行了設計、分析，對傳動部分進行了載荷計算及電機、減速機的選型，最后利用ANSYS-workbench有限元分析軟件對方位轉臺的主要結構件進行了力學仿真分析。

方位轉臺;結構設計;ANSYS-workbench

0 引言

三坐標雷達因其能測量目標的三維位置參數(shù)(仰角/高度、方位、距離)，對空中目標的探測有著明顯的優(yōu)勢，且便于與武器系統(tǒng)配合對空中目標進行打擊，已成為替代兩坐標雷達成為艦載雷達發(fā)展的主流趨勢。

方位轉臺是某三坐標雷達系統(tǒng)重要組成部分，主要功能是天線的支撐和定向裝置，通過控制系統(tǒng)，使天線能夠按照預定的規(guī)律或者跟隨目標運動，準確地指向目標;并且通過它精確地測出目標的方位。同時，方位轉臺作為主要受力機構，承受著來自天線等的自重和轉臺轉動過程中的沖擊載荷。本文著重從滿足系統(tǒng)性能、技術指標和力學性能等方面展開分析、設計和仿真等工作。

1 主要性能和技術指標

1)轉臺承受的載荷

天線重量:443kg

2)天線方位工作要求

a)30±1rpm勻速連續(xù)轉動

b)15±0.5rpm勻速連續(xù)轉動

3)最大角加速度:0.21 rad/s2

4)方位轉臺重量:≤350kg

5)連續(xù)工作時間:≥24h

6)環(huán)境適應要求

在滿足GJB403A－98《艦載雷達通用規(guī)范》標準的前提下，著重考慮風載荷。風載荷:相對風速45m/s能正常工作，相對風速為60m/s時不損壞。

2 方位轉臺總體設計

根據(jù)三坐標雷達對方位轉臺的上述性能及指標要求，同時考慮到方位轉臺對雷達整機的工作精度、制造成本、制造周期、可維修性以及可靠性等要求，經(jīng)過分析、初步設計、仿真驗證、再設計等多次優(yōu)化，最終確定出方位轉臺總體結構，其結構如圖1所示。

方位轉臺采用電機帶動減速機及一級齒輪傳動的形式，主要由杯型件、軸承、旋轉變壓器、方位殼體、匯流環(huán)、伺服電機、減速機、小齒輪和大齒輪等組成。方位殼體作為整個轉臺的基礎支撐，杯型件通過安裝在方位殼體上的轉動軸承帶動其上方的雷達天線轉動;工作時，電機輸出動力經(jīng)安裝于方位殼體下部的減速機減速后，通過安裝在減速機輸出軸上的小齒輪傳遞給安裝在杯型件上的大齒輪轉動，最終大齒輪帶動杯型件及杯型件上部安裝的雷達天線轉動，同時安裝于杯型件及方位殼體上的旋轉變壓器實時將轉臺轉動的角度信息反饋給控制系統(tǒng)，控制系統(tǒng)按照要求及反饋信息實現(xiàn)轉臺的既定轉動。

為了提高轉臺的維修性，以便于安裝和后期保障維修，電機、減速器采用端面止口定位安裝于方位殼體外部，匯流環(huán)通過法蘭盤安裝在方位殼體底部，并且旋轉中心與杯型件旋轉中心重合。

2.1 方位支撐結構的設計

方位轉臺主要由方位殼體、杯型件和軸承等組成。杯型件和方位殼體都受軸向力、徑向力、驅動反作用力和傾覆力矩的作用，方位殼體下部安裝有重量較大的匯流環(huán)、減速機及電機，受力情況嚴酷且復雜，同時，旋轉變壓器工作時對安裝精度要求比較高，而定子和轉子又分別安裝在方位殼體和杯型件上，所以必須減小杯型件和方位殼體在工作中變形，以確保旋轉變壓器的工作精度。

借鑒以往產(chǎn)品設計經(jīng)驗，將方位殼體和杯型件的結構設計如圖2、3所示結構型式，該結構緊湊、剛性好、強度高，可以滿足轉臺尺寸要求及受力要求，易于保證軸系精度［4］。

2.2 動力傳動部分相關計算和選型

2.2.1 方位輸出力矩的確定［1］［3］

方位輸出力矩主要是由風力矩、載荷和摩擦載荷組成。

(1)風力矩

天線轉動時受到動態(tài)風力矩由靜態(tài)風力矩和轉動風力矩兩部分組成，計算如下:

其中:q = 1/2ρv2(ρ 為空氣密度，v為工作風速45m/s)

ω—為方位旋轉角速度(rad/s);

l—為天線特征尺寸(m);

A1—為天線正面積(m2);

CX—為風力矩系數(shù);

CM—為天線風阻力系數(shù);

通過計算，方位部分所受的風力矩為145.5kg·m。

(2)慣性載荷

通過理論分析和預估，確定出天線轉動部分折合到方位軸上的方位軸上的慣性載荷為M慣性為6.73kg·m。

(3)摩擦載荷

天線轉動部分所受摩擦載荷包括密封裝置的摩擦力矩、方位軸承的摩擦力矩、匯流環(huán)的摩擦力矩和不平衡力矩，根據(jù)估算或實際測試獲得摩擦載荷M摩擦為11.1kg·m。

綜上所述，方位軸上所受的總載荷為:

M=Mr+M慣性+M摩擦=163.3 kg·m

2.2.2 齒輪傳動設計

根據(jù)傳動部分對齒輪傳動比的要求，設計傳動比為i=3.23，小齒輪齒數(shù)為Z1=39，大齒輪齒數(shù)為齒輪模數(shù)Z2=i·Z1=126，取模數(shù)m=3，則小齒輪的分度圓直徑d1=Z1·m=117mm，大齒輪的分度圓直徑d2=Z2·m=378mm。根據(jù)相關設計公式［2］，小齒輪齒輪彎曲應力為:

式中:KF—彎曲疲勞強度計算的載荷系數(shù)，查表［2］取值1.72;

Ft1—齒輪的圓周力，F(xiàn)t1=2M/d1≈8640N;

b—齒寬，b=60mm;

m— 模數(shù)，m=3;

YFa—齒形系數(shù)，YFa=2.18;

計算得:δ 180MPa。

同理:計算出大齒輪齒輪彎曲應力δ 50 Mpa。

根據(jù)計算出的齒輪的彎曲應力，選擇小齒輪材料為40Cr，大齒輪材料為45鋼，小齒輪熱處理采用調質280HBS，大齒輪熱處理采用調質240HBS，根據(jù)設計手冊，小齒輪和大齒輪的彎曲強度極限分別為500 MPa和380 MPa。

所以，小齒輪彎曲應力≤500MPa;大齒輪彎曲應力≤380MPa，均符合設計要求。

小齒輪的接觸應力為:

式中:KFX—接觸疲勞強度計算的載荷系數(shù)，查表［2］取1.72;

u—齒數(shù)比，u=3.23;

—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，取1.9;

—材料彈性系數(shù)，取189.8M;

—接觸強度計算的重合度系數(shù)，取0.8;

經(jīng)過計算得:小齒輪的接觸應力 =482MPa;

同理:大齒輪的接觸應力 =255MPa。

小齒輪的接觸許用應力為:

式中:— 接觸疲勞極限應力，查表［2］取600 MPa;

—接觸強度計算的壽命系數(shù)，0.9;

—潤滑油膜影響系數(shù)，取0.8;

—工作硬化系數(shù)，取1.3;

—強度計算的尺寸系數(shù)，取1;

—接觸強度最小安全系數(shù)，取1。

經(jīng)計算，小齒輪的接觸許用應力 =562MPa;

同理，大齒輪的接觸許用應力=514 MPa;

所以，符合設計要求。

2.2.3 電機和減速機的選型

經(jīng)過相關分析和計算，電機和減速機相關參數(shù)如表1所示:

表1 電機和減速機相關參數(shù)

3 主要結構件力學仿真分析

根據(jù)上文的分析及計算，方位殼體和杯型件受力比較大，結構比較復雜，出現(xiàn)結構破壞后可能造成比較嚴重的安全事故，所以有必要對方位殼體和杯型件進行力學仿真分析校核。

使用ZL101A－T6鑄造加工實現(xiàn)，其相關參數(shù)為:

抗拉強度275Mpa;延伸率≥2%;

硬度HBS:80;

彈性模量:E=70Gpa

材料密度:ρ=2.7×103kg/m3

泊松比:ν=0.3。

根據(jù)上文相關分析計算可得，方位殼體和杯型件受力如圖4和表2所示:

表2 方位殼體和杯型件受力大小

同時根據(jù)設計要求，雷達天線必須滿足一定的振動要求，最大加速度為10g。根據(jù)實際受力情況利用Ansys-workbench軟件［5］進行仿真分析，經(jīng)過多次的仿真分析及相關部分結構的設計改進，最終獲得方位殼體和杯型件的受力情況分別如圖5、圖6所示。

由圖可知方位殼體最大應力為12.05MPa，杯型件最大應力為24.14MPa，都小于抗拉強度275Mpa，符合設計要求。

4 總結

本文對某型艦載三坐標雷達方位轉臺結構及傳動系統(tǒng)進行了分析設計，對其承受的主要載荷進行了計算，同時應用ANSYS-workbench軟件對其主要受力件方位殼體和杯型件進行了結構強度仿真分析校核，滿足設計要求，取得了預期的設計效果。

［1］張潤逵.雷達結構與工藝(上冊)［M］.北京:電子工業(yè)出版社，2007.

［2］濮良貴，紀名剛編.機械設計［M］.北京:高等教育出版社，1996.

［3］龔振邦.伺服機械傳動裝置［M］.北京:國防工業(yè)出版社，1979.

［4］吳迤.測量雷達天線座軸系精度分析［J］.電子機械工程，2001.(3):41－43.

［5］陳玉振.基于ANSYS的雷達結構強度分析［J］.電子機械工程，2001.27(1):41－43.

Design of Azimuth Turntable for Ship-Borne 3D Radar

Zhou Chenlong，Yu Tao
(The No.20 Research Institute of CETC，Xi'an 710068)

Based on design requirements to a ship-borne three-coordinate(3D)radar，radar azimuth turntable structure is analyzed and designed.Load at transmission is calculated;and type of drive motor and decelerator are selected.Mechanical simulation analysis to the main structural parts of the azimuth turntable is conducted by using ANSYS-workbench finite element analysis software.

azimuth turntable;structural design;ANSYS-workbench

TN95

A

1008-8652(2017)01-060-04

2016-02-05

周晨龍(1988－)，男，碩士研究生。主要研究方向為電子信息技術。