艾志遠，李世中，楊 超，張冬梅，常慧珠

(1.中北大學機電工程學院，山西 太原 030051；2.江南工業集團有限公司，湖南 湘潭 411207)

0 引言

長期以來，后坐保險機構在許多發射過載較大的彈藥引信中廣泛應用。隨著現代戰爭中軍事武器的發展，武器的平臺和類型得到極大拓展，如部分單兵直瞄武器、反坦克導彈、火箭彈、巡飛彈、無人機、小型無人戰車等，這些彈藥或平臺相應配備的彈藥，其發射過載具有量值低、持續時間長的特點，過載值甚至低于10g，持續時間超過1 s。對于傳統引信后坐保險機構來說，其性能已經無法滿足這些低過載環境，尤其在極低過載情況下很難區分和識別彈道環境與勤務處理跌落環境。目前為應對極低過載引信安全性問題，主要采用彈簧阻尼器和鐘表機構，例如曲折槽保險機構和加速度積分器，但這些機構無法同時應對持續時間長和極低過載兩個發射環境，所以迫切需要解決過載持續時間較長的極低發射過載彈藥引信，其勤務處理、保險和解除保險之間的技術問題。

為了解決在持續時間較長的極低過載發射環境中，彈藥引信能夠應用后坐保險機構這一問題，本文采用一種將質量重塊和無返回力矩鐘表機構相結合的后坐保險機構，通過鐘表輪系、擒縱機構和彈簧阻尼器，作用于保險件上，使系統能夠識別彈道環境和勤務處理跌落環境，并能可靠解保，能夠在極低過載下解決引信勤務處理安全和可靠解除保險的矛盾。

1 低過載后坐保險機構現狀

為了解決引信后坐保險機構在低過載發射環境中，勤務處理安全性和可靠解除保險之間矛盾，各國陸續研發出了多種能夠區分跌落等過載和低發射過載的后坐保險機構。其中應用較為廣泛的有曲折槽后坐保險機構、雙自由度保險機和加速度積分器。

曲折槽保險機構主要應用于迫擊炮彈、無后坐力炮和火箭彈引信當中，通過曲折槽機構對于慣性筒的遲滯作用，來解決彈藥引信在發射時由于所受到的后坐力與跌落時所受到的慣性力相差很小帶來的識別矛盾[1]。曲折槽保險機構解除保險所需最低過載約為60g，過載持續時間約為50 ms。典型曲折槽保險機構如圖1所示。

圖1 曲折槽保險機構Fig.1 Zigzag arming device

雙自由度后坐保險機構出現相對較晚，其結構相對簡單，是一種新型后坐保險機構。通過后坐簧和上下后坐筒起到延期解保的效果[2]。雙自由度后坐保險機構解保所需最低過載約為100g，持續時間約為15 ms。圖2是一種雙自由度后坐保險機構的示意圖。

圖2 雙自由度后坐保險機構Fig.2 Two degree of freedom setback arming device

加速度積分器實質上也是一種鐘表保險機構，依靠慣性塊、齒輪輪系和彈簧對轉子起到遲滯，以達到延期解保的作用[3]。加速度積分器在低于12g的過載時不會運動，大于20g過載能可靠解保。圖3為典型加速度積分器結構。

圖3 加速度積分器Fig.3 Acceleration integrator

除了上述幾種保險機構，還出現了序貫式、剪切銷和流體等形式的后坐保險機構，它們相較于傳統的后坐保險機構來說，解決了部分低發射過載和勤務處理安全性的矛盾[4]。但這些保險機構的識別范圍大多為幾十到幾百個g的過載，持續時間十幾到幾十毫秒，對于10g甚至低于10g，持續時間較長的極低過載不能很好識別。

2 結構組成及原理

為了應對過載持續時間長和極低過載兩個條件，本文采用了一種將帶鉗制銷質量塊和無返回力矩鐘表機構相結合的后坐保險機構，圖4展示了極低過載后坐保險機構的總體結構，其主要構件有帶鉗制銷的質量重塊、鐘表齒輪輪系和擒縱機構。

圖4 極低過載后坐保險機構Fig.4 Recoil safety mechanism for extremely low overload fuze

2.1 原動機

在本文設計中，原動機由質量重塊擔任，用以識別極低過載，并通過固定在其上的齒條，將后坐過載帶來的慣性力傳遞給齒輪系，帶動齒輪轉動。質量塊上穿有通孔，用來穿過起到導軌和約束作用的金屬桿，通孔內部為臺階形設計，用來卡住彈簧。圖5為帶有齒條的質量塊。

圖5 帶有齒條的質量塊Fig.5 A mass block with a rack

帶有齒條的質量塊不僅是原動機，同時也是保險件，通過鉗制銷對被保險件(如回轉體)起到約束作用。圖6是鉗制銷與回轉體在解除保險時的運動過程。

圖6(a)為開始向下運動時，鉗制銷在轉子的通槽內上下運動，對回轉體起到限制作用，回轉體內雷管與軸線成45°夾角，引信處于隔離狀態。圖6(b)為質量塊在過載作用下沿通槽運動，當運動到位時，鉗制銷與回轉體圓環槽對準，回轉體在偏心配重部或預置扭簧等作用下迅速轉正，如圖6(c)所示，雷管與導爆管對正，引信處于待擊發狀態，當過載消失后，質量塊在彈簧作用下向上運動，鉗制銷繼續對回轉體起到限制作用，防止引信瞎火。

2.2 鐘表齒輪傳動輪系

傳動輪系的功能是按一定的傳動比，將原動機的能量傳遞給擒縱調速器。本設計采用引信用圓弧齒輪嚙合傳動輪系，該型齒輪為優化齒形，其力矩比變化率的最大值為最小，對齒輪參數偏差不敏感。齒輪的齒頂系數高，強度高，嚙合性能好，并且齒軸齒根高有所降低，提高了耐用性[5]。

傳動輪系總傳動比按以下公式計算：

(1)

式(1)中，k∑為傳動輪系總傳動比，tmax為引信最大作用時間，T為平衡擺振動周期，Zq為擒縱輪齒數，αmax為最大裝定角。

tmax根據戰術指標定為1.8 s，αmax假定為330°，擒縱機構采用了比較成熟的一種，Zq取12，T一般取0.01 s。經過計算總傳動比k∑≈13.5。

當10

圖7 傳動輪系Fig.7 The transmission gear train

在鐘表機構中越靠近原動機的齒軸受力越大，從強度的角度考慮，齒軸齒數應按遞減順序排列，而齒輪齒數應按遞增順序排列。

2.3 無返回力矩擒縱調速器

無返回力矩擒縱調速器是無返回力矩鐘表機構的重要組成部分，其通常只有卡擺和擒縱輪兩個部件，卡擺有卡瓦式和銷釘式兩種結構[6]。本文采用了一種較成熟的銷釘式無返回力矩擒縱調速器，如圖8所示。

圖8 銷釘式無返回力矩擒縱調速器Fig.8 Pin type runaway escapement

無返回力矩擒縱調速器結構中沒有彈性元件，所以沒有恢復力矩，依靠擒縱輪對銷釘的來回碰撞，使平衡擺產生無固定周期的振動。每次對銷釘的碰撞都會消耗擒縱輪一部分能量[7]，并通過傳動輪系使得原動機運動減緩，以達到延遲解除保險的作用。

對保險機構的改進，主要是采用質量重塊用以識別極低過載，并充當原動機和保險件，通過鐘表輪系機構、擒縱機構和彈簧相結合，對保險件產生運動阻尼，達到延期的作用，能夠很好地識別持續時間長的極低發射過載和勤務處理環境，從而達到在極低過載下保險和延期解保的作用。

3 保險機構運動仿真

為了驗證對保險機構改進的有效性，使用UG軟件對整個保險機構進行建模，并將裝配好的模型導入Adams中，對零件進行材料屬性修改，并且施加一定的約束關系后進行仿真。導入Adams后的模型如圖9所示。

圖9 導入Adams中的保險機構模型Fig.9 Import the insurance mechanism model in Adams

3.1 發射時作用性能仿真

由于齒條不在運動軸線上，在離心力作用下可能會產生一定的摩擦力，其計算公式為

Ffct=mctrctfω2(t)，

(2)

式(2)中，mct為齒條質量，rct為齒條偏心距，f為摩擦系數，ω(t)為彈丸角速度。

其中齒條質量mct為0.405×10-3kg，偏心距rct取8.75×10-3m，摩擦系數f取0.1，對于彈丸角速度ω(t)，按照保守條件，取157.08 rad/s。由此可得齒條所受摩擦力Ffct為0.008 74 N，其數值幾乎可以忽略不計。

齒條固定在質量塊上共同構成了原動機，其受到的慣性力為

Fk=mya，

(3)

式(3)中，my為原動機的質量，取1.477×10-2kg；過載加速度a為8g(g=9.8 m/s2)，可得原動機所受慣性力約為1.16 N。

原動機所受合力為

Fy=Fk-Ffct-Kx-Fp，

(4)

式(4)中，K為彈簧剛度系數，x為原動機位移，Fp為彈簧預載荷。

彈簧起到支撐質量重塊和回彈作用，其剛度系數設為2.5×10-2N/mm，為了保證平時和勤務處理時的安全性，彈簧要有一定的預壓量，換算成預載荷，每條彈簧為0.07 N。

仿真開始前，上鉗制銷與轉子上端對齊，鉗制銷在轉子的通槽內，對轉子起到鎖定作用。

根據計算，對機構施加過載進行仿真。定義過載為8g，持續時間為2 s，保險件運動結果如圖10所示。

圖10 8 g過載下保險件運動情況Fig.10 Motion of safety parts under 8 g overload

由圖10可知，在8g過載下，保險件向下位移，鉗制銷深入轉子通槽約2 mm，并沿著通槽運動。在大約1.5 s時，保險件運動到底部，行程為8 mm，此時鉗制銷與轉子圓環槽對正，保險件運動到位，并在過載未結束時保持，過載結束后，在短時間內能夠復位，保險和解除保險效果良好。

發射過載有可能受到發射平臺、發射環境等因素的影響而產生小的變動，因此在7g和10g過載下分別進行了仿真。結果如圖11和圖12所示。

圖11 7 g過載下保險件運動情況Fig.11 Motion of safety parts under 7 g overload

圖12 10 g過載下保險件運動情況Fig.12 Motion of safety parts under 10 g overload

從仿真結果中可以看出，在7g和10g過載下，保險件均能在1 s以后，2 s以內運動到位，可靠解保，并能在過載結束后復位。

為了驗證其可靠解保的過載工作范圍，分別在6，12和15g過載下進行仿真，結果如圖13所示。

圖13 6 g、12 g和15 g過載下保險件運動情況Fig.13 Movement of safety parts under 6 g, 12 g and 15 g overload

由仿真結果可以看出，在6g過載下，保險件在2 s左右運動到位，在15g過載下，保險件在1 s左右運動到位，為了可靠解保，解保時間應在1～2 s之間，所以低過載保險機構的解保工作范圍為6～15g。

3.2 勤務處理安全性仿真

引信在勤務處理過程中，其跌落環境一般可分為跌落向硬目標和跌落向軟目標，對于低過載引信，跌落向軟目標或者帶有緩沖包裝時的安全性更為重要[8]。通過查閱相關文獻，選定彈丸在3 m高度墜落向鋼板來模擬跌落向硬目標的情景，其峰值過載為14 000g，持續時間0.2 ms；選定彈丸在3 m高度跌落向土壤來模擬跌落向軟目標的情景，其峰值過載500g，持續時間5 ms。保險件運動情況的仿真結果如圖14和圖15所示。

圖14 14 000 g過載下保險件運動情況Fig.14 Motion of safety parts under 14 000 g overload

圖15 500 g過載下保險件運動情況Fig.15 Motion of safety parts under 500 g overload

從圖14—圖15中可以看出，在14 000g過載下，保險件最大位移量為0.6 mm，在500g過載下，保險件最大位移量為0.65 mm，兩種情況下保險件的最大位移量都未超過1 mm，并在很短時間內迅速復位，說明保險機構對勤務處理跌落環境有很好的識別作用。

在運輸過程中，由于載具和路況等因素的影響，會產生一定的振動。振動過載通常按正弦曲線處理，為了模擬運輸振動情況，分別在振動峰值過載30g，周期2 ms和振動峰值1g，周期1.5 s的情況下對機構進行仿真，如圖16和圖17所示。

圖16 峰值過載30 g振動時保險件運動情況Fig.16 Motion of the bumper when peak overload 30 g vibrates

圖17 峰值過載1 g振動時保險件運動情況Fig.17 Motion of the bumper when 1 g vibration is induced by peak overload

從仿真結果中可以看出，無論是周期2 ms的30g過載振動還是周期1.5 s的1g過載振動，保險件的運動行程均在0.5 mm以內，保險的安全性有充分保證。但同時由于振動的存在，應盡量減小保險件和其他零件間的接觸面積以及摩擦系數，減少因振動產生的摩擦而帶來的磨損。

3.3 結構參數對性能的影響分析

對于極低過載后坐保險機構來說，其內部部分結構參數對解保性能有很大的影響，比如重塊質量和彈簧抗力。

為了增加機構的通用性，在其他條件不變的情況下，通過改變重塊材質或體積來改變其質量，改變剛度系數來改變彈簧的抗力，以此來影響保險機構的性能。圖18和圖19分別為不同質量的重塊和不同剛度系數的彈簧對保險機構解保時間的影響。

本文設計中保險件采用鋼制結構，如圖18所示，又分別采用銅制和鏤空處理，來表示采用密度更大的材料或者減小體積來增加或減小重塊質量，在相同條件和過載下，可以看出重塊質量越大，解保時間越短，質量越小，解保時間越長。

圖18 不同質量重塊對運動性能影響Fig.18 Influence of different weights on motion performance

圖19為不同剛度系數的彈簧對保險件運動性能的影響，分別采用了剛度系數為1.5×10-2，2.5×10-2和5×10-2N/mm的彈簧。由圖可知，隨著剛度系數的增加，彈簧抗力也增大，保險機構解保時間越長，剛度系數越小，解保時間越短。

圖19 不同剛度系數彈簧對運動性能影響Fig.19 Influence of springs with different stiffness coefficient on motion performance

通過以上兩組仿真可以看出重塊質量和彈簧抗力對于解保性能的影響，在實際應用中可以根據具體的應用場景來適當做出調整，以適應更加寬泛的解保過載區間，增強了該機構的通用性。

4 結論

本文改進的極低過載引信后坐保險機構，利用質量重塊和無返回力矩鐘表機構相結合，通過齒輪輪系、擒縱調速器和彈簧阻尼器，對保險件起到遲滯作用，達到保險和延期解除保險的功能，解決了在有限空間內、持續時間長、極低過載條件下的可靠解保。通過仿真驗證了其解保可靠性以及勤務處理安全性，為極低過載發射條件下的彈藥引信設計提供了參考。實際應用中，可以根據不同場景來進行相應試驗。