某火箭炮小行程液压缓冲装置研究

李壮壮,王 璐,林家辉,莫宗来,李 军

(1.南京理工大学 机械工程学院,江苏 南京 210094;2.中国电子科技集团公司光电研究院,天津 300308)

将电磁弹射技术应用于野战火箭炮,可以有效解决发射初期的做功问题,节省推进剂质量,提高射程和增大有效载荷质量[1]。某野战火箭炮采用新型电磁弹射发射方式[2],其发射装置由定子、动子、火箭弹以及导轨等4部分组成。发射时,定子固定在发射装置上,动子带动火箭弹沿导轨运动并赋予其初速。为克服火箭弹与动子自身较大的惯性力,往往需要较大的推动力。根据牛顿第三定律,必定存在一个与推动力大小相等、方向相反的反作用力(本文称为后坐力)作用在导轨上。该力将对火箭炮的刚性连接部分造成冲击,使结构发生较大的变形甚至发生强度破坏。常规野战火箭炮在发射过程中受到的最大作用力是燃气射流冲击力,且该力仅作用于火箭弹离开定向器后的阶段;对于中、大口径火箭弹,该冲击力可达十几吨[3]。而采用电磁弹射发射方式时,其推动力带给火箭炮的等值反向作用力可达50～60吨,且作用于整个推进过程。因此,与常规自力发射相比,电磁弹射发射方式的作用力大,且作用时间长。为防止该作用力对火箭炮可能造成的发射系统结构变形和强度破坏,可以采取两种解决方法:一是增大火箭炮的结构尺寸来提高刚强度[4];二是通过延长作用时间来减缓冲击力的作用强度。对于野战火箭武器而言,增大结构尺寸将会大大增加系统的无效质量,既影响作战效率,又增加运载难度[5]。因此,研究如何通过延长作用时间实现电磁弹射式火箭炮的后坐力缓冲有重要意义。

在火炮领域已有较成熟的减小巨大后坐力冲击的装置[6](称为反后坐装置),常见结构形式有弹簧式、气体式、液压式以及混合式等,可针对不同的口径、射速和应用环境采用相应的反后坐装置[7]。由于火炮的缓冲行程较大,而火箭炮各部分之间是固连或桁架结构,在发射过程不允许出现发射系统大的整体后坐位移,因此,火炮的反后坐装置并不能直接应用于火箭炮。文献[8]建立了新型电磁轨道炮的后坐仿真模型,利用ANSYS软件计算了各部位的受力情况,得出了后坐力构成及状态。依据粘滞流体从缸桶中流经阻尼孔或间隙时,随着流体截面的变化产生局部阻尼、引起能量损失的原理设计了反后坐装置。该研究利用液体阻力进行缓冲,效果较好,但设计的反后坐装置同样具有较大的缓冲行程,不适于火箭武器。

为解决某电磁弹射火箭炮后坐力巨大的问题,本文应用粘滞流体流经小孔产生阻尼力原理,提出了一种小行程的液压缓冲装置,通过延长作用时间,使火箭炮在一定后坐行程下的受力得到缓冲,从而可有效克服后坐力巨大对发射装置结构和强度的破坏,保证电磁弹射技术在野战火箭发射中的应用。

1 缓冲装置工作原理及缓冲行程确定

1.1 缓冲装置工作原理

本文设计的缓冲装置的工作原理如图1所示。由图1可见,缓冲装置的一端与导轨定子由钢架连接,另一端连接地面。依据动量定理,发射时后坐力传递至缓冲装置,液体粘滞阻力延长了作用时间,减小了冲击力。

缓冲装置必须在一定的缓冲行程下才能发挥作用,因此缓冲行程是本文的关键设计指标。野战火箭武器通常采用由45钢、Q345等普通钢材焊接而成的桁架结构,其自身结构强度有限,在发射过程不允许出现大的整体结构后坐位移,只允许在一定的强度条件下发生小的弹性变形。因此,如何将工作行程限定在结构的弹性变形范围内,通过校核负载作用下结构允许的弹性变形,来确定缓冲装置的工作行程,是本文的首要设计任务。

1.2 缓冲行程确定

本文采用仿真分析法,利用有限元软件Abaqus对结构在负载作用下的受力情况进行分析,从而在保证强度的情况下确定缓冲行程。针对本文研究问题,对发射装置模型进行合理简化,如图2所示。其中,导轨简化为长方形箱体,并对其材料属性进行自定义,使其质量、质心位置以及转动惯量均与导轨真实情况相符。除导轨外,发射装置各部分材料均设置为45钢。高低机与起落架之间的关节轴承设置为接触关系;耳轴与起落架、回转体之间设为转动副;钢架结构采用绑定设置。边界条件的设定如图3所示,在不考虑车体弹性变形及自身重力的情况下,将座圈与大地进行固连。

图4(a)、(b)分别给出了后坐位移为10 mm、15 mm时回转座圈在弹性变形下的有限元计算应力云图。通过图4结果对比发现,位移为10 mm时,座圈应力较大位置满足材料的强度要求;位移为15 mm时,模型中很多部位的应力已大于400 MPa,局部焊接点应力近700 MPa,易发生危险。因此,本文将缓冲行程设计为10 mm。

当考虑车体与起落架变形时,允许有更大的位移,可以适当增大缓冲行程。由于具体的变形量值难以获得,本文将缓冲行程的取值拓展到15 mm、20 mm和30 mm。

2 缓冲装置设计

缓冲装置结构如图5所示。图5中,S和P分别表示两腔的活塞面积与压强,D为活塞直径。工作腔通过管道连接节流阀。在后坐力F的作用下,推动活塞向后运动,液体在压力作用下流经节流孔产生阻力。通过对节流孔开口面积进行控制,可实现对系统流量的控制,从而使后坐运动按设计规律进行。为使后坐运动行程达到设计要求,对后坐运动轨迹进行如下设计。

2.1 后坐运动轨迹设计

将缓冲装置的后坐运动方程假设为

(1)

式中:a为加速度,v为速度,x为行程,t为缓冲时间,A、B、C为未知常数。

缓冲装置所受负载作用力与推进力大小相等,方向相反,其加载曲线如图6所示。根据图6中的负载作用时间,将缓冲装置作用时间设计为200 ms。认为作用结束时无冲击,即后坐部分速度为0。在缓冲行程确定后,得到两组后坐运动方程边界条件,如表1所示。

表1 后坐运动方程边界条件

将表1中的边界条件代入式(1),得到不同缓冲行程下的后坐运动方程。以缓冲行程为10 mm为例,求解得到后坐运动方程为

(2)

根据后坐运动方程,得到缓冲装置运动的位移、速度曲线,如图7所示。

2.2 节流阀选取与节流孔开口面积计算

为使缓冲装置的后坐运动按照设计的轨迹进行,需要通过节流孔开口面积的变化对系统流量进行调节,从而控制缸内压力变化。通过液压系统力的作用关系,应用牛顿第二定律可求解出节流孔面积变化曲线。

(1)节流阀的选取。

不同结构的节流孔,其节流效果差异明显,如图8所示的细长孔和薄壁孔(孔长lk通常为孔径dk的4倍以上,即lk≥4dk)是两种常见的典型节流孔结构。根据不同的节流孔结构调节流阀,通过改变节流面积或节流长度来控制流体流量[9]。

对于细长孔式节流阀,其节流孔流量计算公式为

(3)

式中:qv为节流孔流量,dk为细长孔直径,Δpk为孔进出口压差,μ为动力粘度。

由于式(3)中含动力粘度μ,在其他条件不变的情况下,节流孔流量受温度影响较大,且随细长孔进出口压差呈线性变化,说明节流孔的流量随负载变化较大,在液压调速系统中,体现为执行端速度变化灵敏,稳定性相对较差[10]。

对于薄壁孔式节流阀,其节流孔流量计算公式为

(4)

式中:Cd为流量系数,S为小孔等效面积,ρ为液压油密度。

与细长孔情况不同的是,薄壁孔的流量与进出口压差的平方根成正比,而与动力粘度无直接关系,说明薄壁孔稳定性较好,在液压调速系统中,体现为执行端速度稳定。因此,本文选用薄壁孔电磁节流阀。

(2)节流孔开口面积计算。

流量系数Cd的近似计算公式[11]为

(5)

式中:Cdmax根据经验取0.7;λ为流数;λcrit为临界流数,即流量系数达到常数时的λ值,一般取为1 000;μ为流体的动力粘度。

节流孔流量与后坐速度的关系为

qv=vS1

(6)

液压系统力的作用关系(不考虑沿程损失与局部损失)为

(7)

式中:F为负载;Ft为液压推力;Ff为密封圈产生的密封阻力[12];M为后坐部分总质量;a为后坐运动的加速度。

利用MATLAB编写计算程序,对由式(4)-(7)组成的方程组进行求解,得到节流孔开口面积曲线。以10 mm缓冲行程为例,求解得到节流孔开口面积随时间的变化曲线,如图9所示。

根据后坐过程中液压系统各力的作用关系,应用牛顿第二定律求解节流孔开口面积变化曲线。通过控制开口面积,可实现对缓冲装置系统流量的控制,从而使其后坐运动按照设计轨迹运行,在确保缓冲行程的情况下实现缓冲。

对缓冲装置各部分构件进行设计及强度校核后,设计如图10所示的缓冲装置。

当缓冲行程为30 mm时,末端反向加速度最大,所需提供的液压推力最大。按照负载均匀分配到两个装置估算,单个液压缸所提供的最大推力约为350 kN,经计算设定最高工作压力为20 MPa。根据流速与流量的关系,计算出管道内最大流量为321.9 L/min,管道内径33.7 mm,圆整为40 mm,重新选取推荐流量为400 L/min。假设液压油不可压缩,整个液压系统的任何部位流量相同,由设计手册选取最大流速为6 m/s。

3 缓冲装置液固联合仿真

为验证所设计的缓冲装置是否达到设计要求,利用刚体动力学软件Adams和复杂系统仿真平台AMEsim进行液固联合仿真。Adams的坐标系定义和AMEsim仿真模型分别如图11(a)、(b)所示。

图11(b)Adams模块13中,f1和f2为通过AMEsim计算出的液压推力的输出信号接口。在Adams中计算出的位移和速度信号通过V1、V2、X1和X2输出到AMEsim中进行实时交互数据传递。ct1与ct2分别为Adams计算出的两个基座的接触力,a为活塞加速度,jiao1x、jiao1y、jiao1z、jiao2x、jiao2y和jiao2z为对应基座的3个方向位移。

在固液联合仿真过程中,Adams中计算出的活塞运动的速度、位移作为输出传递到AMEsim中,AMEsim通过速度位移计算出液压系统的压强、流量等参数,并将压强产生的力作为输出传递到Adams中,从而实现了数据实时传递[13]。

4 仿真结果分析

4.1 10 mm缓冲行程仿真结果

图12(a)、(b)分别给出了行程为10 mm时,导轨的后坐位移和速度的设计曲线与软件仿真曲线。由图12(a)可知,在导轨后坐过程的中间阶段,仿真得到的位移比设计位移大0.15 mm左右。在仿真结果中,总的后坐位移为10.01 mm,误差为0.1%。说明缓冲装置能够较好满足缓冲行程设计要求。由图12(b)后坐速度的结果对比发现,仿真结果在设计曲线上下波动。这是由于在仿真中,基座与地面的连接关系设置为接触,以监测基座与地面之间的受力。而在本文研究中,导轨的受力状态是时刻改变的,因接触力而产生的速度波动很难消除。但仍可看出,后坐速度的变化趋势和幅值与设计值较吻合。整个后坐过程中,后坐速度的幅值为90 mm/s,负载作用结束时后坐速度为0,说明本文设计能够达到较好的缓冲效果。

液压缸工作腔压强随时间变化曲线的仿真结果与设计计算结果如图13所示。由图13可以看出,仿真结果围绕计算结果上下振荡,这是因为计算曲线为理想状态,而在仿真计算中,前100 ms负载线性增加,由节流孔开口面积变化引起的缸内压力变化来不及与负载时时匹配,因而工作腔压强出现较大起伏。而在后100 ms负载维持恒定,此后开口面积变化相对平稳,缸内压强变化较小,总体压强变化趋势与设计曲线相符合。设计曲线的最大压强值为15.90 MPa,仿真曲线得到的最大压强值为14.97 MPa,均小于缸体所能承受的最大压强20 MPa,满足缸内压力设计要求。

缓冲装置与地面的接触力、液压推力和负载随时间的变化曲线如图14所示。

由图14可以看出,在缓冲行程结束时,缓冲装置的液压推力大于负载作用力,说明液压缸能够承受后坐力且具有反向运动的趋势。在炮身的弹性变形恢复过程中,活塞将反向运动。

4.2 4种缓冲行程结果对比分析

考虑到轮胎、车体、发射装置及千斤顶等部位可能发生的变形,设计时可选取更大的缓冲行程来满足结构强度要求,以保证设计的稳定性与安全性。除上文10 mm缓冲行程外,本文还设计了15 mm、20 mm与30 mm 3种缓冲行程,将4种缓冲行程下的计算结果进行对比分析。

图15给出了4种缓冲行程下节流孔开口面积随时间的变化。由图15对比发现,缓冲行程越大,节流孔开口面积也越大,且面积的变化具有一致的规律。4种缓冲行程的最大开口面积分别为14.07 mm2、21.20 mm2、28.193 mm2、42.42 mm2。当其他条件不变时,缓冲行程每增加5 mm,最大开口面积增大约7 mm2,且最大开口面积的比值与缓冲行程的比值相同,所有开口面积均小于节流孔最大开口面积。

4种缓冲行程下的后坐位移对比如图16所示。图16显示,10 mm、15 mm、20 mm和30 mm 4种缓冲行程的最终行程分别为10.01 mm、15.01 mm、20.05 mm和30.20 mm,误差分别为0.1%、0.067%、0.25%和0.67%。所设计行程的结果误差均在1%的可接受范围。

4种缓冲行程下的工作腔压强对比如图17所示。从图17可以看出,缓冲行程越大时,缸内压强越平稳,4种缓冲行程下的最终压强分别为14.97 MPa、15.26 MPa、15.64 MPa和16.44 MPa,均小于缸体所能承受的最大设计压强20 MPa。

4种缓冲行程下的节流孔流量对比如图18所示。由图18可见,节流孔流量以相同规律成递增趋势,缓冲行程越大,流量越平稳。在缓冲行程为30 mm时,节流孔流量最大(325.1 L/min),小于管道的推荐流量400 L/min,满足设计要求。

5 结论

针对新型电磁弹射火箭炮带来的巨大后坐力问题,本文设计了一种小行程液压缓冲装置,通过仿真计算与对比分析,得到如下主要结论:

(1)对10 mm缓冲行程的设计计算与仿真结果的对比分析发现,本文设计的缓冲装置的缓冲行程、液压缸压强均满足设计要求;

(2)缓冲行程为10 mm时,整个后坐过程最大后坐速度不超过90 mm/s,缓冲效果较好;

(3)考虑车体变形,还设计了15 mm、20 mm和30 mm 3种较大的缓冲行程。对4种缓冲行程下节流孔开口面积、后坐位移、工作腔压强和节流孔流量等进行了对比,表明不同缓冲行程时各结构均可满足要求。缓冲行程越大,系统稳定性越好,但同时对系统结构强度要求更高。