翟嘯雷，戴勁松，王茂森，舒昌旭，寧春交

(1. 南京理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，江蘇 南京 210094； 2. 國營第152廠，重慶 400071)

0 引言

轉(zhuǎn)膛自動機是指擁有一個平行于炮膛軸線可以轉(zhuǎn)動膛體的自動機，其中驅(qū)動轉(zhuǎn)膛體實現(xiàn)規(guī)定往復(fù)間歇運動的機構(gòu)稱為轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構(gòu)，因此轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構(gòu)是轉(zhuǎn)膛自動機的關(guān)鍵部位[1-2]?；鹋谝笃涓鱾€零件為全壽命件，轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構(gòu)的性能和可靠性直接影響著轉(zhuǎn)膛自動機的使用性能。某新型轉(zhuǎn)膛自動機由驅(qū)動滑板與換向器共同組成的曲線槽帶動轉(zhuǎn)膛體回轉(zhuǎn)運動，由此實現(xiàn)該自動機的循環(huán)往復(fù)動作，完成射擊循環(huán)動作。在某新型轉(zhuǎn)膛炮射擊試驗中，發(fā)現(xiàn)該新型轉(zhuǎn)膛自動機在一定擊發(fā)次數(shù)之后，換向器的磨損較為嚴(yán)重，甚至產(chǎn)生裂紋，嚴(yán)重影響了該轉(zhuǎn)膛自動機的工作性能。

關(guān)于轉(zhuǎn)膛自動機驅(qū)動機構(gòu)的研究，前人研究的重點多在于對驅(qū)動滑板曲線槽的優(yōu)化設(shè)計上。文獻(xiàn)[3]運用五次多項式運動規(guī)律對滑板曲線槽進(jìn)行設(shè)計，對提供轉(zhuǎn)膛體運動的穩(wěn)定性有明顯作用。文獻(xiàn)[4]以某轉(zhuǎn)膛自動機為對象，建立了該自動機的數(shù)學(xué)模型，分析了不同滑板曲線槽的組合對轉(zhuǎn)膛體轉(zhuǎn)動穩(wěn)定性的影響。文獻(xiàn)[1,5]基于相關(guān)工程經(jīng)驗，給出了一些不同曲線方程的曲線槽設(shè)計方法，為設(shè)計轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構(gòu)提供了一定的參考。綜上所述，轉(zhuǎn)膛炮的驅(qū)動機構(gòu)一直是研究的重點，但是目前多數(shù)研究是針對驅(qū)動滑板的曲線槽，未對相關(guān)結(jié)構(gòu)進(jìn)行疲勞和壽命分析。本文以驅(qū)動機構(gòu)中的換向器為對象，應(yīng)用相關(guān)軟件對其疲勞失效進(jìn)行分析，初步估計換向器在正常工作載荷作用下的工作壽命，為后續(xù)轉(zhuǎn)膛自動機換向器相關(guān)結(jié)構(gòu)的設(shè)計和優(yōu)化提供了理論依據(jù)。

1 換向器原理及動力學(xué)分析

1.1 換向器原理

某新型轉(zhuǎn)膛自動機的驅(qū)動機構(gòu)主要由轉(zhuǎn)膛滑板和換向器組成，換向器在轉(zhuǎn)膛滑板的帶動下沿炮口軸向往復(fù)運動。圖1為轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構(gòu)的示意圖，換向器以P點為旋轉(zhuǎn)中心，在自動機后坐階段時換向器旋轉(zhuǎn)至圖1中的實線段①部分，此刻換向器的一邊與驅(qū)動滑板共同組成完整的曲線槽來實現(xiàn)后坐動作。在自動機復(fù)進(jìn)階段，換向器旋轉(zhuǎn)至圖1中的實線段②部分，此刻換向器的另一邊與驅(qū)動滑板組成完整的曲線槽來實現(xiàn)復(fù)進(jìn)動作。

圖1 轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構(gòu)示意圖

1.2 換向器載荷分析

換向器載荷分析計算是計算其疲勞壽命的基礎(chǔ)。因而在對換向器進(jìn)行疲勞壽命分析之前，需要首先明確換向器在轉(zhuǎn)膛自動機工作循環(huán)中受到的載荷情況。在驅(qū)動滑板的帶動下，換向器在后坐與復(fù)進(jìn)循環(huán)過程中單邊每次分別受到一次滾輪的接觸力。因此，換向器所受到的載荷為滾輪的循環(huán)載荷。圖2為換向器的三維模型，換向器和滾輪接觸的兩邊對稱，后坐時的接觸力大于復(fù)進(jìn)時滾輪與換向器之間的接觸力[6]，故本文后續(xù)對換向器的疲勞壽命分析過程以后坐時為例。

圖2 換向器三維模型

為得到換向器的真實受力情況，考慮到在線測量時間長、成本高，而仿真技術(shù)速度快、精度高、成本低，因此最終決定采用動力學(xué)仿真的方法來獲得接觸力。采用動力學(xué)仿真軟件，首先需要建立轉(zhuǎn)膛自動機的運動模型，然后根據(jù)實際工況添加載荷，設(shè)置換向器和滾輪之間的接觸為光滑接觸，以二者之間的法向反力作為全反力。

火炮為典型的多剛體結(jié)構(gòu)，滿足如下約束方程。以剛體i的質(zhì)心在慣性系中的笛卡兒坐標(biāo)和歐拉角為廣義坐標(biāo)，即qi=[x,y,z,ξ,β,φ]T，(i=1,2,…,n)。應(yīng)用拉格朗日待定乘子法，系統(tǒng)的動力學(xué)方程為

(1)

式中：M為廣義質(zhì)量陣；q為系統(tǒng)廣義坐標(biāo)陣；φq為約束方程的雅克比矩陣；Q*為廣義力列陣；λ為拉格朗日乘子。

為驗證動力學(xué)仿真的正確性，將試驗中實測的滑板速度和動力學(xué)仿真軟件得到的滑板速度進(jìn)行對比。圖3為試驗所得滑板速度和仿真所得滑板速度的對比圖。由于接觸設(shè)置為光滑接觸，因此仿真速度的最大值相比于實測速度略大，且仿真后坐時間較短。

圖3 滑板速度對比

通過轉(zhuǎn)膛驅(qū)動滑板實測和仿真速度的對比可知，動力學(xué)仿真結(jié)果基本上符合實際工況，經(jīng)過換向器的力源分析得知換向器在自動機工作循環(huán)中只有滾輪和換向器之間的接觸力，故可以以動力學(xué)仿真所獲得的載荷對換向器進(jìn)行疲勞壽命分析。通過動力學(xué)仿真軟件計算可知滾輪與換向器之間的接觸力，換向器所受接觸力的最大值主要存在于趨近滑板曲線的拐點處。圖4為換向器與滾輪之間的接觸力，其中最大值為24840.65N。

圖4 換向器與滾輪接觸力

2 換向器有限元仿真分析

2.1 有限元模型建立

根據(jù)換向器的幾何尺寸和相關(guān)參數(shù)，利用有限元軟件建立換向器的有限元模型，定義換向器的材料為某高強度合金鋼，其各項力學(xué)性能如表1所示[7]。根據(jù)換向器的實際工況設(shè)置邊界條件，采用網(wǎng)格自動劃分，設(shè)置網(wǎng)格大小為0.5mm，最終生成網(wǎng)格節(jié)點為481556，網(wǎng)格單元數(shù)量為337196，網(wǎng)格劃分效果如圖5所示。

表1 某高強度合金鋼的力學(xué)性能

圖5 換向器網(wǎng)格劃分示意圖

由動力學(xué)仿真軟件可知換向器主要受到的載荷為滾輪在轉(zhuǎn)膛自動機工作循環(huán)中的接觸反力，且接觸力只在滾輪進(jìn)入換向器與驅(qū)動滑板共同組成的曲線槽內(nèi)才存在。此時滾輪側(cè)面與換向器的側(cè)面相接觸，但是滾輪在運動時接觸力在變化，因此為方便施加載荷和計算，取滾輪與換向器之間接觸力最大時的狀態(tài)為靜止?fàn)顟B(tài)，按照此刻換向器的真實受力和約束對換向器施加載荷并進(jìn)行約束，如圖6所示。

圖6 換向器載荷施加及添加約束

2.2 換向器的有限元結(jié)果分析

對換向器施加載荷和添加約束后，利用有限元軟件對其進(jìn)行計算。圖7為換向器在滾輪接觸力作用下的應(yīng)力云圖?？梢钥闯觯瑩Q向器的應(yīng)力分布在滾輪和換向器接觸處以及換向器曲線槽的根部，其中應(yīng)力集中在換向器與滾輪相接觸的區(qū)域。因此可以判斷，該區(qū)域為換向器在載荷作用下最易失效的位置，其應(yīng)力最大值為σs=1 569.5MPa，小于換向器材料的屈服強度σs=1 620MPa。

圖7 換向器應(yīng)力云圖

雖然在自動機正常工況下，換向器的最大應(yīng)力小于屈服強度極限，換向器可以正常工作，但該值與屈服強度值比較接近。轉(zhuǎn)膛自動機每擊發(fā)一次，換向器單邊與滾輪接觸一次，在此過程中換向器經(jīng)歷的變化為從小到大，從大到小的載荷。因而在多次擊發(fā)的過程中，換向器受到周期性變化的應(yīng)力，即交變應(yīng)力，換向器在此狀態(tài)下長時間工作極易產(chǎn)生疲勞失效，因此需要對該換向器的應(yīng)力集中部位進(jìn)行疲勞分析和壽命分析，以防止因疲勞失效而影響轉(zhuǎn)膛自動機的性能，導(dǎo)致停射等事故的發(fā)生。

3 換向器的疲勞壽命分析

3.1 S-N曲線

由有限元分析的結(jié)果可知，在轉(zhuǎn)膛自動機正常工況下，換向器極易產(chǎn)生疲勞失效，應(yīng)采用應(yīng)力疲勞分析理論分析換向器的疲勞壽命[8]。目前最常用的疲勞分析方式是采用S-N曲線進(jìn)行疲勞分析，而其中最重要的是要獲取材料的S-N曲線。S-N曲線是指材料發(fā)生疲勞破壞時的循環(huán)次數(shù)Ni與材料所受交變循環(huán)應(yīng)力Si關(guān)系的曲線，能直接反映材料的疲勞性能。該曲線通常是在標(biāo)準(zhǔn)試棒在最大對稱循環(huán)載荷下進(jìn)行疲勞試驗獲得，獲得材料的S-N曲線的最好方法是做疲勞試驗，但在一些不能進(jìn)行疲勞試驗來獲得S-N曲線的情況下，可以利用材料的相關(guān)參數(shù)擬合一條近似的S-N曲線[9]。

S-N曲線常用冪函數(shù)公式表示，即

σmN=C

(2)

式中：σ為應(yīng)力幅；N為應(yīng)力循環(huán)次數(shù)；m、C為材料常數(shù)。

根據(jù)上式結(jié)合換向器材料某高強度合金鋼的相關(guān)參數(shù)擬合出某高強度合金鋼的S-N曲線圖，如圖8所示。

圖8 某高強度合金鋼的S-N曲線

3.2 疲勞壽命分析與試驗對比

疲勞破壞是指機械零部件在交變應(yīng)力反復(fù)作用下，材料性能發(fā)生改變甚至出現(xiàn)斷裂的現(xiàn)象。機械零部件的疲勞破壞過程一般分為3個階段：疲勞裂紋生成階段、疲勞裂紋穩(wěn)定擴展階段、疲勞裂紋不穩(wěn)定擴展導(dǎo)致突然斷裂[10]。對換向器采用進(jìn)行疲勞壽命分析的過程為：在對換向器靜態(tài)分析結(jié)果的基礎(chǔ)上，以應(yīng)力和應(yīng)力集中系數(shù)為參數(shù)，設(shè)置換向器材料的S-N曲線，根據(jù)Miner線性損傷累積規(guī)則進(jìn)行計算，得出換向器的壽命。在對換向器進(jìn)行疲勞分析時，將計算交變應(yīng)力的手段設(shè)置為對等應(yīng)力(von·Mises)，平均應(yīng)力糾正選擇Soderberg，分析計算得到如圖9、圖10所示的疲勞數(shù)據(jù)。

圖10 疲勞分析生命周期

從圖9中可以看出，換向器在經(jīng)過一定次數(shù)載荷作用后，除了換向器和滾輪相接觸處，其余部分的損壞百分比均<1，圖9中換向器的深色區(qū)域為換向器的薄弱區(qū)域，即換向器與滾輪接觸處，說明此處應(yīng)力較為集中，容易發(fā)生疲勞裂紋和破壞。

圖9 疲勞分析損壞百分比圖

從圖10可知，換向器各個部位的最低疲勞次數(shù)大概為316次，壽命較低的區(qū)域集中在換向器與滾輪接觸處，且區(qū)域較小，表示換向器在轉(zhuǎn)膛自動機正常工作316次后，換向器將會產(chǎn)生疲勞裂紋。

某新型轉(zhuǎn)膛自動機在經(jīng)過500發(fā)左右擊發(fā)后，換向器出現(xiàn)了裂紋，如圖11所示。其余位置在試驗過程中未發(fā)生疲勞破壞，計算結(jié)果和試驗結(jié)果在數(shù)量級上較為接近，說明文中采用的疲勞壽命分析方法具有較高的工程實用價值。

圖11 試驗疲勞損壞

4 結(jié)語

在對某新型轉(zhuǎn)膛自動機進(jìn)行動力學(xué)分析的基礎(chǔ)上，通過有限元方法分析得出換向器在正常工況下的應(yīng)力分布，發(fā)現(xiàn)換向器在一定次數(shù)工作循環(huán)后易產(chǎn)生疲勞失效。在對正常工作循環(huán)下的換向器進(jìn)行疲勞分析，得出換向器損壞的大概位置，并估算出其工作壽命為擊發(fā)316發(fā)彈，與試驗結(jié)果量級相一致。本文上述分析為換向器后續(xù)的改進(jìn)設(shè)計和工藝提供了參考。