某機載投放器模態分析與結構靜力學分析

程林風

(中國船舶集團有限公司 第七一〇研究所，湖北 宜昌 443003)

0 引言

機載投放器是各型戰機作戰使用的重要武器裝備，其主要通過發射箔條或紅外干擾彈對敵方來襲導彈進行誘騙干擾，從而保護戰機和飛行員[1]。某機載投放器裝備于某型直升機，根據飛機的環境使用要求，該投放器需滿足在直升機各類機動條件下可靠工作。因該機載投放器在工作時將隨飛機的機動受到過載，為保證設備正?？煽抗ぷ?，要求投放器與直升機機體的連接可靠，同時要求投放器內部鎖緊機構連接可靠。因此，本文對該機載投放器進行模態分析與結構靜力學分析。

1 投放器結構強度理論計算

根據產品相關技術要求及GJB150.15A-2009加速度試驗的要求[2]，機載投放器的加速度試驗量值如表1所示。表1中,g為重力加速度，g=9.8 m/s2。

表1 機載投放器加速度試驗量值

根據設計要求，某直升機在機動飛行過程中，投放器隨載機的機動受到過載，以載機最大機動加速度進行理論計算[3]。本文分別對最大過載情況下投放器與載機的連接強度、投放器內部鎖緊機構的連接強度進行強度計算。

1.1 投放器與載機連接強度計算

根據直升機機動時的最大加速度試驗量值，當投放器處于滿載情況下時受到過載載荷最大。為確保計算結果更真實地指導投放器的結構設計，投放器取1.25倍的重量裕度[4]，因此，可由下式計算投放器滿載情況下的質量m(kg)：

m=(mz+mg)×1.25.

(1)

其中：mz為投放器空載時質量，mz=3.8 kg；mg為滿載時干擾彈質量，mg=5.6 kg。

將相關參數代入式(1)計算得：m=11.8 kg。

根據投放器在載機機體內的安裝方向，以及最大過載時直升機的機動方向可知，投放器的最大垂向加速度為10.5g，最大橫向加速度為6.0g。當載機做垂直機動時，投放器與載機連接的緊固螺釘受到剪力，當載機做橫向和縱向機動時，緊固螺釘受到拉力。對緊固螺釘的最大剪應力、最大拉應力分別進行計算。

1.1.1 緊固螺釘的最大剪應力

當載機做垂直機動時，投放器與載機機體的緊固螺釘受到的最大剪力Fc(N)為：

Fc=m·acmax.

(2)

其中:acmax為最大垂向加速度,acmax=10.5g。將相關參數代入式(2)計算得：Fc=1 214.22 N。

此時，緊固螺釘的最大剪應力τc(MPa)為：

τc=4Fc/(π·d22).

(3)

其中:d2為緊固螺釘直徑，d2=8 mm。將相關參數代入式(3)計算得：τc=24.16 MPa。

1.1.2 緊固螺釘受到的最大拉應力

當載機做橫向或縱向機動時，投放器與載機機體的緊固螺釘受到的最大拉力Fl(N)為：

(4)

其中:F0為螺栓預緊力，查參考文獻[5]，F0≈6 250 N；ahmax為最大橫向或縱向加速度，ahmax=6g。將相關參數代入式(4)計算得：Fl=6 596.92 N。

此時，緊固螺釘的最大拉應力σl(MPa)為：

σl=4Fl/(π·d22).

(5)

將相關參數代入式(5)計算得：σl=131.33 MPa。

綜合以上計算結果，查閱參考文獻[5]，航空通用M8螺釘材料的屈服強度σs≥800 MPa。因此，緊固螺釘許用應力[σp]=640 MPa，遠大于緊固螺釘受到的最大拉應力σl=131.33 MPa；緊固螺釘許用切應力[τp]=320 MPa，遠大于緊固螺釘受到的最大剪應力τc=24.16 MPa。因此，投放器與載機機體的緊固螺釘的強度滿足設計要求。

1.2 投放器內部鎖緊機構的連接強度計算

投放器由底座和彈匣兩部分組成，彈匣和底座通過鎖緊機構連接緊固，因此，為保證飛機機動時投放器正常可靠工作，須對鎖緊機構的連接強度進行校核。

根據實際使用情況，鎖緊機構鎖緊后，在鎖緊機構上預置了壓簧，預置壓力f=100 N。當飛機做橫向機動時，鎖緊機構受到的最大拉應力σsjg(MPa)為：

(6)

其中：ms為彈匣滿載時總質量，ms=10.5 kg；rs為鎖緊桿半徑，rs=2.5 mm。將相關參數代入式(6)計算得：σsjg=31.02 MPa。

鎖緊機構內的鎖緊桿采用7075高強度鋁合金制成，查閱參考文獻[5]，其許用應力為400 MPa，遠大于31.02 MPa，因此，投放器內部的鎖緊機構強度滿足設計要求。

2 投放器有限元建模

投放器由底座和彈匣兩部分組成，彈匣和底座通過鎖緊機構進行連接緊固。底座主要由鋁合金外殼、PCB板組成，彈匣主要由碳纖維框體、鎖緊機構組成。其中，鎖緊桿為7075鋁合金材料，彈匣框體為碳纖維T700復合材料，相關材料的物理特性[6]參數見表2。

表2 投放器使用材料的物理特性參數

為了對投放器進行模態分析和結構靜力學分析，首先需對投放器進行有限元建模。本文利用ABAQUS的Standard/CAE模塊對投放器各個部件劃分了高質量的二階六面體網格，共得到網格298 081個。模型中的所有部件的邊界約束均按照實際情況進行設置，螺釘連接使用TIE約束，結構限位使用CONTACT進行接觸約束。其中兩個鎖緊機構處使用彈簧元件模擬預壓縮的彈簧力作用[7]。投放器有限元模型如圖1所示。

圖1 投放器有限元模型

3 投放器模態分析

對投放器進行模態分析,結果如表3所示。

表3 投放器的前10階模態頻率

投放器前10階模態振型如圖2所示。根據模態分析的計算結果可知，投放器的第1階模態頻率為171.6 Hz，此時其z方向振動最為嚴重。從第1階和第2階振型圖可知，低頻振動時，鎖緊機構為薄弱環節。從第6、第7階振型圖分析可知，在750 Hz～950 Hz頻率范圍振動時，投放器彈倉框體為薄弱環節。

圖2 投放器前10階模態振型

根據國軍標GJB 150.16A中的環境試驗方法表C.4.1中描述，典型的直升機主旋翼基本振源頻率大約在10 Hz～25 Hz之間，尾槳的基本振源頻率大約在50 Hz～100 Hz之間[8]。而根據投放器結構的模態分析結果可知，投放器第1階模態頻率為171.6 Hz，大于典型直升載機尾槳振源頻率范圍，大于主旋翼振源頻率范圍，由此可知投放器的最低共振頻率大于載機振源頻率范圍。因此，投放器的振動特性滿足典型直升載機振動特性要求。

4 投放器結構靜力學分析

直升機在機動飛行時，投放器內部鎖緊機構是重要承力結構。為分析過載情況下鎖緊機構的結構強度，對鎖緊座體和鎖緊桿進行了靜力學仿真分析。過載加速度選取10.5g，在單個鎖緊桿上加載一個8 kg質量點用于模擬滿載情況下投放器的質量。

投放器內部鎖緊機構強度計算模型如圖3所示。

圖3 鎖緊機構強度計算模型

利用ABAQUS的Standard/CAE進行計算，當投放器加速度達到10.5g，鎖緊機構鎖緊8 kg質量點時，鎖緊機構內部零件的應力云圖如圖4所示。

圖4 鎖緊機構內部零件的應力云圖

由圖4可知:鎖緊桿受力較為嚴重的部位在尾部掛鉤處，除少數網格尖點位置外絕大部分應力均小于90 MPa，遠小于7075鋁合金材料的許用應力;下鎖緊機構最大應力約為32 MPa，遠小于7075鋁合金材料的許用應力。因此投放器內部鎖緊機構強度滿足設計要求。

5 結論

本文根據某直升機在各種機動條件下的加速度試驗量值，對某機載投放器的受力特性進行了理論計算和結構靜力學仿真分析，綜合比較理論計算和仿真分析結果得出，理論計算和仿真計算結果相近，該型投放器結構剛強度滿足設計要求，表明該設計方法對機載設備的結構剛強度設計具有參考意義。

此外，為掌握投放器固有特性，本文對投放器進行了模態分析，投放器第1階模態頻率大于典型直升載機尾槳振源頻率范圍，大于主旋翼振源頻率范圍，投放器的最低共振頻率大于載機振源頻率范圍，因此投放器的振動特性滿足典型直升載機振動特性要求。