一種電動展開機構的研究與設計

摘要：為了能使驅動設備實現俯仰運動，且運動角度范圍為0～90°、收裝狀態為水平狀態、工作狀態為72°的要求，研制了一種電動展開機構。闡述了電動展開機構基本功能及使用要求，介紹了機構的組成、環境適應性，并對主要關鍵部位進行了分析與校核。

關鍵詞：電動；展開機構；有限元分析

中圖分類號：U469.6 收稿日期：2022-10-20

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2023.03.014

1 前言

現代設備集成化越來越緊湊，對設備的架設、收藏及維修的要求越來越高，對此研發了一種新型的展開機構。目前，展開機構的主要驅動形式有手動式、電動式和液壓式三種。依據裝備的工作特性，在滿足基本要求的情況下，盡量提升其使用價值，研制的展開機構主要采用電動驅動形式，可按要求完成驅動設備的俯仰運動。

2 功能要求及原理

展開機構主要用于完成裝備的展開與撤收，并能達到一定的俯仰角度精度及任一位置自鎖，保證裝備指向的精度及穩定性。該展開機構主要采用電動驅動形式實現裝備的作業要求，并具備手動功能，主要由轉盤框架、雙級缸、控制系統及附屬、設備等組成（圖1）。

根據裝備的使用性能，該機構能在–40 ℃～+55 ℃環境溫度、8 級風載荷的條件下正常工作，實現工作角度72°一鍵展開和撤收以及運動角度范圍為0～90°的展開和撤收功能。此外，該展開機構抗風能力要求8 級風時保設備正常工作，10 級時設備不損壞。

裝備的俯仰是通過雙級電動缸驅動裝備來實現的。俯仰工作原理簡圖見圖2。圖中O1 為裝備在轉臺支架的支點，O2 為雙級電動缸在轉臺支架的旋轉點，O3 為裝備和雙級電動缸鉸接點。當雙級電動缸伸出時，推動裝備繞O1 點轉動。雙點劃為雙級電動缸伸出至極限行程后，裝備和雙級電動缸新的位置。

由于裝備對展開機構所用推力要求較大，且運動角度較大，因此，該機構的雙級缸、轉盤支架屬于關鍵系統。為保證使用性能要求，均對其進行設計分析及計算。

3 設計校核

3.1 雙級缸設計計算

3.1.1 推力估算

根據裝備收裝狀態為水平狀態，展開為與地面成72°±0.2°，裝備運動范圍為0～90°±0.3°，任一位置自鎖的要求，設定力矩示意圖（圖3）。初步估計裝備與雙級缸自重約800 kg，推力與裝備、雙級缸自重關系約為3.1∶1，故雙級缸最小推力約為2 480 kgf。

3.1.2 初選電機

依據公式F=G·g（F 為雙級缸推力，kgf；G 為雙級缸推力，2 480 kgf；g 為系數，9.8 N/kg），雙級缸推力F=2 480×9.8=24 304 N。

該系統要求展開時間為2 min，依據公式v=L/s（v 為雙級缸速度，m/s；L 為行程，mm；s 為全行程時間，min），v=（2 045-1 007）/120=0.0087 m/s。

根據機械設計手冊，查得效率數值為：滾珠絲杠0.85、梯形絲杠0.3、減速機0.8、齒輪傳動0.95、其他綜合效率0.9［1］，則總效率η=0.85×0.3×0.8×0.95×0.9=0.174。依據Pη 總=Fv（式中，P 為所需電機功率，W；η 總為總效率；F 為雙級缸推力，N；v 為雙級缸速度，m/s），電機功率P=24 304×0.0087/0.174=1 215.2 W。

因此，初步選擇1.5 kW 不帶閘伺服的伺服電機。

3.1.3 電機功率校核

所選1.5 kW 伺服電機的額定轉速為2 000 r/min，額定扭矩7.16 N·m。

令雙級絲杠的導程為p（mm），絲杠轉速為522.5/p（r/min）。

則整個傳動鏈減速比i=2 000 p/522.5=3.83 p。作用在絲杠上的扭矩T=7.16×3.83 p=27.42p（N·m）。則絲杠的推力F=T·2π·η 總/p=27.42×1 000×p×2×3.14×0.174/p=29 962 N≈3 057 kgf。

推力的安全系數為S=3057/2480=1.23。

綜上計算，選擇的1.5 kW 伺服電機可滿足使用要求。

3.1.4 絲杠選擇及校驗

初選滾珠絲杠型號為FF3208-5，其導程為8 mm，額定動載荷為26.4 kN，額定靜載為64.8 kN。梯形絲杠型號為Tr52-8，導程8 mm，所以雙級缸的導程p=8+8=16 mm。由于一般情況下，同規格的梯形絲杠載荷大于滾珠絲杠，故現只對滾珠絲杠進行校核。

根據絲杠的導程及展開時間要求，可得出整個傳動鏈的減速比約為62.14，為保證推力，選擇減速比為64的IB142 型減速機，額定輸出轉矩為500 N·m。

3.1.5 雙級缸推力校核

依據公式F=Tη 總·2π/p（T 為作用在絲杠的扭矩，T=7.16×64×1 000=4 458 240 N·mm；p 為雙級缸的螺距，p=16 mm），F 靜=4 458 240×0.174×2×3.14/16=31 295.5N=3 193 kg。

雙級缸的靜態承載能力一般不小于動載荷的3 倍，所以，雙級缸的靜態承載F 總=3 200×3=9 600 kgf，單根滾珠絲杠的靜載為64.8 kN，滿足使用要求。

3.1.6 可靠性、壽命計算

a. 滾珠絲杠副臨界壓縮載荷Fc 的校驗（壓桿穩定性校核）。

當雙級缸閉合時，即天線陣列收裝時，滾珠絲杠受最大壓載荷。

式中，d2 為滾珠絲杠螺紋底徑，查表得26.9 mm；Lc1 為滾珠絲杠副的最大受壓長度，69.5 mm，閉合狀態；K1 為安全系數，絲杠水平安裝，K1=1/3；K2 為支承系數，查表得0.25；Fmax 為滾珠絲杠副承受最大軸向壓縮載荷，最大載荷為15 647 N。

經計算，得Fc=903 354 N≥15 647 N。

b. 額定壽命（總轉數）。

式中，L 為額定壽命（總轉數）；Ca 為基本額定動載荷，為26.4 kN；Fa 為承載軸向負荷，為15.65 kN；fw 為負荷系數，為1.2。

經計算，L=2.78×106 轉。

c. 工作壽命時間。

式中，Lh 為工作壽命時間；N 為每分鐘轉數，按照電機2 000 r/min、減速比64 為參考，為31.25 r/min。經過計算，至少絲杠工作壽命為Lh=1 481 h，按照每天兩次（估計值），每次4 min 計算，絲杠工作壽命為11 111天，30.4 年。

d. 手動操作時間。

手動接口處選擇減速機減速比為10，額定輸出扭矩為500 N·m。假定手動操作時，人能提供的扭矩為35～40 N·m，轉速為20 r/min。

由上可計算得雙級缸最大推力為2 730 kgf，全行程需時32.2 min。

3.2 轉臺支架有限元分析

3.2.1 仿真輸入和要求

裝備展開機構技術要求、裝備展開機構三維模型GJB 150《軍用裝備實驗室環境試驗方法》［2］。

3.2.2 產品的力學環境條件

a. 抗風能力。8 級風，正常工作（陣風風速：20×1.5= 30 m/s），10 級風（風速28.4 m/s）不損壞。

b. 公路運輸。按GJB150 近似：垂向2.8 Grms；橫向1.27 Grms；縱向2.00 Grms。

c. 抗力學環境設計要求。強度：不發生強度破壞；變形：在承受負載重量及自身重量的情況下最大變形滿足角度±0.3°的要求。

3.2.3 有限元模擬分析工況

根據環境適應性要求，以及環境載荷情況組成以下幾種工況分析：

工況1 為工作狀態+8 級風，工況2 為工作狀態+10級風，工況3 為運輸狀態向下，工況4 為運輸狀態向上，工況5 為自重+負載+12 級風速背面作用，工況6 為運輸工況。

3.2.4 載荷條件

a. 自重：裝備及展開機構自重為600 kg。

b. 風載荷：作用于結構上的風載荷F，采用以下公式計算：

式中，ρ 與空氣密度相關；CF 為風阻系數，按圓形實心拋物面取CF=1.55；η 為風高系數，取10 m 高度風速修正系數η=1；κ 為陣風因子，按《軍用地面雷達通用規范》［3］要求，陣風風速與平穩風速的比值為1.5，因此取κ=1.5；υm 為平穩風速，即指標要求中的風速值；A 為天線的特征面積，A=4 m2。

3.2.5 有限元模型

根據裝備展開機構的具體結構形式，建立裝備展開機構的有限元模型（圖4）。建模中進行一定的簡化，去除對結構力學性能影響較小的倒角、小螺紋等結構。有限元模型主要采用殼單元進行模擬，裝備和轉臺支架之間的鉸接采用剛性單元釋放自由度的方式進行處理。

3.2.6 模型坐標系

有限元模型所用的坐標系定義如下：坐標原點為固定框架底部安裝面的幾何中心，向上方向為+Z 向，轉臺支架寬度方向，并且指向雙級缸側為-Y 向，X 向由右手準則確定。

3.2.7 邊界條件

轉臺支架底部安裝孔位置全約束。

3.2.8 材料力學性能參數

整個裝備展開機構采用Q355NH 低合金高強度結構鋼，其材料的力學性能如表1 所示。

3.2.9 力學分析結果

下面對轉臺支架及雙級缸有限元進行分析。轉臺支架使用Q355NH 耐候鋼焊接而成，為校核其在工作狀況下的剛強度，對其進行有限元分析（圖5）。邊界條件為與轉臺的安裝面全約束，加載的條件分為以下幾種情況：

工作狀態+8 級風，設備及雙級缸在工作狀態的受力情況如圖5 所示。8 級風時取風速為20 m/s，則作用在裝備的風載約為350 kg，可以得出此時雙級缸的支撐力：

此狀態的支撐力均小于雙級缸的動、靜載荷。

+8 級風時轉臺支架應力圖和應變圖分別如圖6、圖7 所示。從圖6、圖7 可以看出，在此工作狀態下，最大應力為54 MPa，最大變形為0.057 mm。

工作狀態+10 級風，裝備及雙級缸在工作狀態的受力情況如圖（圖5）。10 級風時取風速為28 m/s，則作用在裝備的風載約為685 kg，可以得出此時雙級缸的支撐力：

此狀態的支撐力均小于雙級缸的動、靜載荷。+10 級風時轉臺支架應力圖、應變圖分別圖8、圖9所示。如從圖8、圖9 可以看出，在此工作狀態下，最大應力為83.4 MPa，最大變形為0.088 mm。

運輸狀態向下沖擊時，由雙級缸及轉臺支架限制裝備的運動，加載載荷為3 g。此時雙級缸對裝備的拉力為800×2×3.1=4 960 kg，小于雙級缸的額定靜載荷。轉臺支架其應力應變如圖10、圖11 所示。

從圖10、圖11 可以看出，在此工作狀態下，最大應力為289 MPa，最大變形為0.32 mm。

3.2.10 分析結論

通過以上幾個狀態的分析，得出如下結果：工作狀態+8 級風雙級缸的支撐力863 kgf、工作狀態+10 級風雙級缸的支撐力1 292 kgf，均小于雙級缸的靜載荷3 193 kgf，滿足使用要求。

工作狀態+10 級風轉臺支架的最大應力為54 MPa，最大變形為0.057 mm；工作狀態+10 級風轉臺支架的最大應力為83.4MPa，最大變形為0.088 mm，許用應力均小于355 MPa。因此，轉臺支架滿足使用風載工況使用要求。

運輸狀態轉臺支架的最大應力為289 MPa，許用應力均小于355 MPa，最大變形為0.32 mm。因此，轉臺支架滿足使用運輸狀態向下工況使用要求。

4 結語

所研發的電動展開機構結構布局緊湊，在滿足需求功能要求的基礎上，進一步壓縮組裝空間。該電動展開機構經設計計算，其所選取電機功率、絲杠型號、機動可靠性及壽命、雙級缸承載力均滿足使用要求，并經Abaqus 軟件進行分析后，轉臺支架滿足工作狀態+8級、工作狀態+10 級、運輸狀態向下等工況的使用要求。目前，該機構現已研制成功，經過各項性能試驗和適用，各項性能穩定可靠，在同類機構中會有很大的應用空間。

參考文獻：

［1］成大先機械設計手冊［M］6 版北京：化學工業出版社，2016

［2］GJB 150-2009 軍用裝備實驗室環境試驗方法［S］

［3］GJB74A-1998 軍用地面雷達通用規范［S］

作者簡介：曹金牛，男，1985 年生，工程師，研究方向為軍用特種車輛設計。