李微微，張保剛，俞劉建，夏津，楊艷洲，許斌

(上海機電工程研究所，上海 201109)

0 引言

鎖緊釋放裝置作為飛行器分離系統(tǒng)的重要組成部分，在飛行器貯存和運輸過程起到可靠的鎖緊固定作用，在發(fā)射分離過程確保飛行器快速實現(xiàn)解鎖釋放，并保證解鎖分離過程或分離之后，鎖緊釋放裝置不會反彈影響飛行器的分離姿態(tài)[1]。其設計是否合理、工作是否可靠，對飛行器飛行成敗起到至關重要的作用。按解鎖方式區(qū)分，目前各類產品大多采用火工解鎖和非火工解鎖兩種方式。非火工解鎖方式在近些年逐漸興起，其主要以形狀記憶合金[2]、電機[3]為驅動方式實現(xiàn)固定解鎖，但其存在可靠性低、承載力小、機構復雜等問題。與非火工解鎖相比，火工解鎖裝置在飛行器領域備受青睞，典型的火工解鎖方式有爆炸螺栓[4]、分離螺母[5]等?；谠擃愋徒怄i方式研制的鎖緊釋放裝置具有可靠性高、結構簡單的特點，并且廣泛應用于大承載領域，但目前公開文獻報道的關于基于火工解鎖方式且能同時承受軸向、垂向及側向載荷的鎖緊釋放裝置的研究較少。

針對以上不足，本文以平行四邊形機構為基體，設計了一種能夠同時承受軸向、垂向及側向載荷的火工鎖緊釋放裝置，實現(xiàn)飛行器有效鎖緊與分離，且具有承載力大、可靠性高等特點。

1 鎖緊釋放裝置結構設計

1.1 功能需求及總體設計

在飛行器貯存、運輸及發(fā)射過程中，對鎖緊釋放裝置的要求不盡相同，其具體功能需求如下：

1)能夠同時承受軸向、垂向和側向載荷；

2)在貯存及運輸過程對飛行器有效鎖緊固定；

3)飛行器分離發(fā)射時能夠快速解鎖；

4)對飛行器軸向限位時需具有一定預緊力；

5)解鎖分離后機構不能反彈而撞擊飛行器。

基于以上功能要求，本文研制了一種新型飛行器鎖緊釋放裝置，結構方案框圖如圖1所示，其主要由鎖緊分離模塊、徑向緩沖模塊、防反彈組件、軸向預緊模塊及起爆控制模塊組成。根據設計方案并基于平行四邊形機構完成鎖緊釋放裝置結構設計，三維模型如圖2所示，其能夠同時承受x向(正向)、y向及z向(正向)三個方向的載荷。

圖1 鎖緊釋放裝置結構框圖

圖2 鎖緊釋放裝置三維模型

鎖緊釋放裝置鎖緊連接狀態(tài)如圖3所示，鎖緊螺栓固定在底板上、承載轉軸套入鎖緊螺栓中，此時轉動連桿與底板處于垂直狀態(tài)。在飛行器貯存、運輸過程中，在平行四邊形機構作用下將載荷傳遞至鎖緊螺栓與底板上；鎖緊狀態(tài)下，驅動彈簧處于壓縮狀態(tài)，擋銷被連桿壓緊在銷孔內，而復位彈簧處于拉伸狀態(tài)，對轉動連桿具有一定拉力作用，保證解鎖時連桿不會瞬間旋轉。而擋板組件設計為弧形結構形式，在弧面上硫化一層橡膠結構，有效解決貯存、運輸及飛行工況下飛行器表面涂層易損壞問題，并在振動、沖擊環(huán)境下起到緩沖、吸能作用。解鎖分離時，通過起爆器將鎖緊螺栓引爆，在螺栓爆炸沖擊作用下，平行四邊形機構逆時針轉動，將連桿旋轉運動轉化為擋板組件的平行移動，轉動一定角度后完全解除對飛行器的約束作用。該狀態(tài)下防反彈組件開始工作，在驅動彈簧作用下，擋銷彈出并擋住轉動連桿，避免機構反彈撞擊飛行器，影響飛行器的分離姿態(tài)。擋銷彈出狀態(tài)下，復位彈簧對轉動連桿的阻力變?yōu)檗D動動力，加速連桿轉動，直至機構反彈并與擋銷相碰。在機構作用下飛行器完成解鎖分離，鎖緊釋放裝置解鎖分離后狀態(tài)如圖4所示。

圖3 鎖緊連接狀態(tài)

圖4 解鎖分離狀態(tài)

1.2 平行四邊形機構關鍵參數設計

鎖緊釋放裝置以平行四邊形機構作為基體進行設計，為了保證裝置解鎖釋放后擋板組件不會干涉飛行器正常分離運動，需對四邊形機構關鍵參數(擋銷彈出位置)進行合理設計，包括轉動連桿長度L1、轉動角度θ、擋板水平移動距離L以及擋板豎直上移高度H。根據平行四邊形轉動變平動的工作原理可獲得鎖緊釋放裝置運動狀態(tài)如圖5所示。

圖5 四邊形機構運動狀態(tài)

根據角度關系可知：

(1)

為保證飛行器可靠分離，需滿足目標函數H≥30mm。根據式(1)可得到距離與角度間關系，利用MATLAB軟件編寫程序，運行后獲得連桿長度L1與轉動角度θ間的關系曲線，如圖6所示。由圖6可知，擋板上升高度不變時，隨著轉動角度逐漸增大，所需連桿長度L1非線性減?。划斶B桿長度保持不變時，擋板上升高度隨轉動角度增大而逐漸增大。根據設計要求和圖6可知，連桿長度越大、擋板上升高度越大，飛行器分離時越安全。但由于鎖緊釋放裝置安裝空間限制，最終選擇連桿長度L1為86mm，擋板上升高度H為34mm，此時連桿轉動角度θ為54.7°，水平移動距離L為70.2mm，該狀態(tài)下防反彈組件工作。

圖6 連桿長度與轉動角度間的關系

2 仿真分析

2.1 模型簡化及參數設置

ABAQUS具有強大的計算功能，能夠有效地解決復雜的結構力學問題，便于開展機械結構仿真計算[6]。但其建模能力與專業(yè)的三維軟件相比稍遜一籌，因此，需將Creo中建立的模型導入ABAQUS，并設置相關仿真參數開展計算分析工作。由于原始三維模型零部件多、特征復雜，造成網格劃分困難、計算速度慢，故對鎖緊釋放裝置三維模型進行簡化[7]，具體簡化內容包括：

1)去除對計算結果無影響的零部件，如防反彈組件、軸向預緊模塊、復位彈簧、彈簧座等；

2)去除不必要的結構特征，如圓角、倒角及無關的孔，進而避免出現(xiàn)網格劃分困難，提升計算效率。簡化后的模型如圖7所示。

圖7 簡化后模型

將簡化后的模型轉換成中間格式導入ABAQUS，借助Standard模塊開展靜力學計算。為了提高裝置的可靠性，鎖緊釋放裝置全部零件材料均使用40Cr。網格劃分是仿真計算的難點之一，為了提升計算效率以及仿真結果的準確性，本文選擇非協(xié)調模式單元C3D8I進行劃分，單元大小均為2.5mm，劃分后的裝置如圖8所示。隨后依次設置分析步、定義接觸、施加邊界條件。為了準確模擬飛行器貯存、運輸及飛行過程中承受的極端載荷，將鎖緊釋放裝置承受的載荷分解為軸向力(20g)、垂向力(3g)、側向力(3g)。

圖8 網格劃分

2.2 計算結果分析

針對鎖緊釋放裝置的準靜態(tài)力學仿真結果進行分析，探討裝置的強度及剛度是否滿足設計要求，其具體仿真結果如下：

圖9(a)、圖9(b)分別給出了鎖緊釋放裝置在極端工況下的整體應力及變形計算結果。由圖可知，該裝置最大Mises應力為933.4MPa(局部點)，最大應力點附近位置應力值明顯下降，均在800MPa以下。最大應力出現(xiàn)在承載轉軸與承載擋板的局部接觸位置，強度滿足設計要求；裝置最大變形量為1.2mm，但其沿航向方向的最大變形僅為0.8mm，滿足產品的剛度要求。

圖9 極端工況下鎖緊釋放裝置計算結果

由于承載轉軸與承載擋板的局部接觸位置出現(xiàn)較大應力集中現(xiàn)象，因此針對承載轉軸及承載擋板的強度計算結果進行單獨分析具有重要意義。圖10和圖11分別給出了極端工況下承載轉軸及承載擋板的計算結果。由圖10可知，在載荷作用下承載轉軸的最大應力為741.9MPa，小于40Cr材料的抗拉強度；由圖11可知，承載擋板的最大應力及出現(xiàn)位置與裝置整體應力計算結果保持一致，其主要由于在多載荷同時作用時，承載擋板同時承受拉伸、壓縮及扭轉作用，造成其出現(xiàn)應力集中現(xiàn)象，但應力集中僅在局部點位置出現(xiàn)，對于裝置整體的強度不會產生破壞。

圖10 承載轉軸計算結果

圖11 承載擋板計算結果

綜合分析鎖緊釋放裝置強度及剛度計算結果，本文所設計的鎖緊釋放裝置的承載性能滿足設計要求，能夠安全可靠承受極端載荷，且針對應力集中部位進行了優(yōu)化設計，避免結構出現(xiàn)局部應力集中。

3 試驗驗證

3.1 鎖緊承載試驗

鎖緊釋放裝置試驗樣機如圖12所示，對樣機進行了去毛刺、銳角倒鈍及涂潤滑脂等處理，對裝置開展了靜態(tài)鎖緊加載試驗。將裝置固定在支架上，利用高壓油泵及飛行器工裝實施加載并保壓1min，加載過程使用激光傳感器對裝置多個測點的變形情況進行實時檢測。試驗結果表明：鎖緊釋放裝置在高壓載荷作用下，徑向變形量極小，軸向最大位移0.6mm，其主要由零件彈性變形和各轉動副間隙組成，并且卸載后裝置變形恢復。

圖12 鎖緊加載狀態(tài)

3.2 釋放分離試驗

為了驗證鎖緊釋放裝置的分離可靠性，利用高壓油泵實施了提拉分離試驗。在軸向油壓作用下，飛行器工裝進行軸向高速運動并帶動裝置逆時針向上翻倒。試驗結果表明：鎖緊釋放裝置分離正常，機構觸底后反彈并被擋銷成功擋住，避免了裝置與飛行器碰撞，實現(xiàn)了飛行器可靠發(fā)射。

圖13 釋放展開狀態(tài)

通過鎖緊承載試驗和釋放分離試驗表明，三向承載型鎖緊釋放裝置能夠有效承載、可靠分離，滿足產品設計要求，彌補了現(xiàn)有產品存在的不足。

4 結語

研制了一種新型飛行器鎖緊釋放裝置，該裝置以平行四邊形機構為基體，依靠鎖緊螺栓實現(xiàn)鎖緊釋放功能，能夠同時承受軸向、垂向及側向載荷。獲得了平行四邊形機構關鍵參數：連桿長度L1=86mm，擋板上升高度H=34mm，連桿轉動角度θ=54.7°，水平移動距離L=70.2mm。在三向載荷作用下鎖緊釋放裝置結構強度及剛度均能滿足設計要求。分別進行了裝置鎖緊承載試驗和釋放分離試驗，驗證了該裝置鎖緊、釋放及防反彈功能的可靠性，為飛行器提供了新型的鎖緊釋放裝置。