基于有限元仿真技術(shù)的某型發(fā)射車承力部件應(yīng)力分析*

劉濤，李志成，謝梓鏗，莢周

（1.海軍航空大學(xué)，山東 煙臺(tái) 264001；2.中國人民解放軍91557 部隊(duì)，浙江 寧波 315000）

0 引言

導(dǎo)彈發(fā)射車是機(jī)動(dòng)式導(dǎo)彈武器系統(tǒng)的重要支撐和發(fā)射平臺(tái)，在日常訓(xùn)練和執(zhí)行作戰(zhàn)任務(wù)時(shí)需反復(fù)調(diào)平、起豎及承受導(dǎo)彈發(fā)射時(shí)巨大的作用力，易在機(jī)械結(jié)構(gòu)的應(yīng)力集中區(qū)域出現(xiàn)內(nèi)部損傷，必須及時(shí)檢測和識(shí)別，防止重大安全事故的發(fā)生［1］。本文以某型導(dǎo)彈發(fā)射車為研究對(duì)象，通過車輛結(jié)構(gòu)承力分析、有限元建模仿真等方法手段，得到調(diào)平起豎過程中的結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖和變形圖，確定結(jié)構(gòu)損傷薄弱部位，作為結(jié)構(gòu)損傷檢測工作的檢查重點(diǎn)。

1 導(dǎo)彈發(fā)射車承力分析

某型導(dǎo)彈發(fā)射車承力部件主要為調(diào)平起豎裝置，用于為導(dǎo)彈發(fā)射提供穩(wěn)定的水平平臺(tái)和20°的初始姿態(tài)角，其結(jié)構(gòu)示意圖如圖1 所示。首先對(duì)調(diào)平和起豎裝置進(jìn)行受力分析，作為有限元仿真的數(shù)據(jù)輸入［2］。

圖1 發(fā)射車調(diào)平起豎裝置示意圖Fig.1 Schematic diagram of leveling and erecting device of launching vehicle

1.1 調(diào)平裝置

發(fā)射車調(diào)平裝置主要為4 個(gè)調(diào)平油缸，均勻分布在發(fā)射車的兩側(cè)，并通過安裝座與底盤底梁的扭桿座相連。以車輛前部2 個(gè)調(diào)平油缸為例，圖2 為調(diào)平狀態(tài)平面受力圖。設(shè)左前油缸支腳受到地面支撐力為Fd1，油缸外筒受到的支撐力為F1，底盤底梁的重力為Fm，油缸外筒受到Fm施加的力矩為M1。

圖2 調(diào)平狀態(tài)平面受力圖Fig.2 Plane stress diagram of leveling state

經(jīng)受力分析可得：

式中：G= 4 × 105N 為車輛重力；d1= 1.5 m；σ1為活塞桿所受應(yīng)力；S為活塞桿截面積，其直徑為120 mm。

得到：M1= 3 × 105N·m，

σ1= 8.846 4 × 104N m2。

1.2 起豎裝置

發(fā)射車的起豎裝置含兩組起豎油缸和耳座鉸接支撐，以其中一組為例，共3 個(gè)耳座，分別為安裝在發(fā)射架的上耳座A，安裝在支撐平臺(tái)上的下耳座B，以及發(fā)射架和支撐平臺(tái)相連的后耳座C。起豎完成后，發(fā)射筒與水平面夾角為20°，各耳座受力情況見圖3。

圖3 起豎后三個(gè)耳座受力圖Fig.3 Stress diagram of three ear bases after lifting

根據(jù)發(fā)射筒架垂直方向受力平衡和C點(diǎn)力矩平衡，得到以下方程組：

式 中：FA，F(xiàn)B，F(xiàn)C分 別 為3 個(gè) 耳 座 受 力；G= 0.5 ×105N 為發(fā)射筒與發(fā)射架的重力；cosα，|FC|，|EC|可由以下方程得到：

式中：l，d分別為發(fā)射筒的長8 m、發(fā)射筒的直徑1.2 m。

得到：FA=FB= 5.693 7 × 104N，

FC= 1.125 4 × 104N。

2 調(diào)平裝置建模與仿真

利用solidworks 軟件建立調(diào)平裝置的三維模型，將該模型導(dǎo)入ANSYS 有限元分析軟件中，如圖4 所示，并通過定義材料數(shù)據(jù)、修改優(yōu)化模型、工作平面轉(zhuǎn)化、網(wǎng)格劃分等步驟，得到ANSYS 網(wǎng)格模型，如圖5 所示［3-10］。

圖4 調(diào)平裝置三維模型Fig.4 Three dimensional model of leveling device

圖5 調(diào)平裝置網(wǎng)格模型Fig.5 Grid model of leveling device

根據(jù)受力分析結(jié)果，對(duì)調(diào)平裝置施加約束、載荷及扭矩，包括頂部和底部的固定約束、油缸外筒的應(yīng)力、支撐架的扭矩等，最后進(jìn)行仿真求解，結(jié)果如圖6~7 所示，可以得到調(diào)平裝置外表面各點(diǎn)的應(yīng)力狀態(tài)和油缸內(nèi)部各點(diǎn)的應(yīng)力狀態(tài)。

圖6 調(diào)平裝置受力云圖Fig.6 Stress nephogram of leveling device

圖7 調(diào)平油缸內(nèi)部受力云圖Fig.7 Nephogram of internal force of leveling cylinder

由仿真結(jié)果分析得到，調(diào)平裝置上半部分液壓缸受到的應(yīng)力范圍為16.6~19.4 MPa，調(diào)平油缸的安裝座與調(diào)平油缸連接處的應(yīng)力范圍為11.7~16.6 MPa，而液壓缸的內(nèi)部（被液壓油充滿的液壓缸內(nèi)壁）應(yīng)力較為集中，最小的應(yīng)力為16.6 MPa，最大的應(yīng)力為31.1 MPa，為整個(gè)調(diào)平裝置的最大應(yīng)力點(diǎn)，是結(jié)構(gòu)損傷檢測的重點(diǎn)部位。

3 起豎裝置建模與仿真

對(duì)起豎裝置主要承力部件即3 個(gè)耳座進(jìn)行三維建模，導(dǎo)入ANSYS 有限元分析軟件，根據(jù)受力分析施加相應(yīng)約束、載荷和力矩，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分［11-15］。以上耳座為例，如圖8~9 所示。

圖8 施加約束和載荷后的上耳座Fig.8 Upper ear base with restraint and load applied

圖9 上耳座網(wǎng)格模型Fig.9 Mesh model of upper ear base

運(yùn)行求解，得到起豎過程中3 個(gè)耳座的受力云圖，圖10~12 分別為3 個(gè)耳座起豎10°時(shí)和起豎后的受力云圖。

圖10 上耳座受力云圖Fig.10 Stress nephogram of upper ear base

3 個(gè)耳座的最大應(yīng)力值與對(duì)應(yīng)位置見表1，可以看出，3 個(gè)耳座中上耳座承受的應(yīng)力最大，最大達(dá)到66.811 1 MPa。上耳座和下耳座的所受應(yīng)力最大值均為圓孔處內(nèi)壁，而后耳座隨著起豎角度增大，其應(yīng)力值最大值對(duì)應(yīng)位置由耳座圓孔與銷釘接觸處轉(zhuǎn)變?yōu)榈鬃c肋板相接處。因此，通過仿真得到，3個(gè)耳座中上耳座為最易損傷部件，而3 個(gè)耳座的圓孔處、底座與肋板焊縫相接處是最易損傷部位，是損傷檢測的重點(diǎn)。

表1 各耳座所受最大應(yīng)力值及對(duì)應(yīng)位置Table1 Maximum stress value and corresponding position of each ear base

圖11 下耳座受力云圖Fig.11 Stress nephogram of lower ear base

圖12 后耳座受力云圖Fig.12 Stress nephogram of rear ear base

4 結(jié)論

通過對(duì)發(fā)射車調(diào)平起豎裝置的受力分析和有限元仿真結(jié)果分析，確定了調(diào)平起豎過程中各裝置的應(yīng)力分布，得到了如下結(jié)論：

（1）調(diào)平油缸所受應(yīng)力大于支撐活塞桿和連接基座，且最大應(yīng)力出現(xiàn)在液壓缸內(nèi)側(cè)；

（2）起豎裝置中三個(gè)耳座中，上耳座承受應(yīng)力最大，而每個(gè)耳座的圓孔處、底座與肋板焊縫相接處是最易損傷部位。

通過有限元仿真得到發(fā)射車調(diào)平起豎裝置的最易損部位，為機(jī)械結(jié)構(gòu)損傷檢測工作提供了重要的規(guī)劃依據(jù)。及時(shí)檢測機(jī)械結(jié)構(gòu)損傷的發(fā)生，預(yù)防重大安全事故，對(duì)保持裝備完好性具有顯著的軍事意義。