某新型轉(zhuǎn)膛自動機換向器的疲勞壽命分析

翟嘯雷，戴勁松，王茂森，舒昌旭，寧春交

(1. 南京理工大學 機械工程學院，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)定往復間歇運動的機構稱為轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構，因此轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構是轉(zhuǎn)膛自動機的關鍵部位[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重，甚至產(chǎn)生裂紋，嚴重影響了該轉(zhuǎn)膛自動機的工作性能。

關于轉(zhuǎn)膛自動機驅(qū)動機構的研究，前人研究的重點多在于對驅(qū)動滑板曲線槽的優(yōu)化設計上。文獻[3]運用五次多項式運動規(guī)律對滑板曲線槽進行設計，對提供轉(zhuǎn)膛體運動的穩(wěn)定性有明顯作用。文獻[4]以某轉(zhuǎn)膛自動機為對象，建立了該自動機的數(shù)學模型，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[1,5]基于相關工程經(jīng)驗，給出了一些不同曲線方程的曲線槽設計方法，為設計轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構提供了一定的參考。綜上所述，轉(zhuǎn)膛炮的驅(qū)動機構一直是研究的重點，但是目前多數(shù)研究是針對驅(qū)動滑板的曲線槽，未對相關結(jié)構進行疲勞和壽命分析。本文以驅(qū)動機構中的換向器為對象，應用相關軟件對其疲勞失效進行分析，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結(jié)構的設計和優(yōu)化提供了理論依據(jù)。

1 換向器原理及動力學分析

1.1 換向器原理

某新型轉(zhuǎn)膛自動機的驅(qū)動機構主要由轉(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運動。圖1為轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構的示意圖，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。在自動機復進階段，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)復進動作。

圖1 轉(zhuǎn)膛驅(qū)動機構示意圖

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。因而在對換向器進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，換向器在后坐與復進循環(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進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，而仿真技術速度快、精度高、成本低，因此最終決定采用動力學仿真的方法來獲得接觸力。采用動力學仿真軟件，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，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和歐拉角為廣義坐標，即qi=[x,y,z,ξ,β,φ]T，(i=1,2,…,n)。應用拉格朗日待定乘子法，系統(tǒng)的動力學方程為

(1)

式中：M為廣義質(zhì)量陣；q為系統(tǒng)廣義坐標陣；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。

為驗證動力學仿真的正確性，將試驗中實測的滑板速度和動力學仿真軟件得到的滑板速度進行對比。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，故可以以動力學仿真所獲得的載荷對換向器進行疲勞壽命分析。通過動力學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，其各項力學性能如表1所示[7]。根據(jù)換向器的實際工況設置邊界條件，采用網(wǎng)格自動劃分，設置網(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性能

圖5 換向器網(wǎng)格劃分示意圖

由動力學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)為靜止狀態(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行計算。圖7為換向器在滾輪接觸力作用下的應力云圖?？梢钥闯?，換向器的應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 換向器應力云圖

雖然在自動機正常工況下，換向器的最大應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力，即交變應力，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力集中部位進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，應采用應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)應力Si關系的曲線，能直接反映材料的疲勞性能。該曲線通常是在標準試棒在最大對稱循環(huán)載荷下進行疲勞試驗獲得，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為應力幅；N為應力循環(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力反復作用下，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)定擴展導致突然斷裂[10]。對換向器采用進行疲勞壽命分析的過程為：在對換向器靜態(tài)分析結(jié)果的基礎上，以應力和應力集中系數(shù)為參數(shù)，設置換向器材料的S-N曲線，根據(jù)Miner線性損傷累積規(guī)則進行計算，得出換向器的壽命。在對換向器進行疲勞分析時，將計算交變應力的手段設置為對等應力(von·Mises)，平均應力糾正選擇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)膛自動機進行動力學分析的基礎上，通過有限元方法分析得出換向器在正常工況下的應力分布，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)的改進設計和工藝提供了參考。