一種收縮折疊式發(fā)射車支腿方案設(shè)計(jì)及仿真*

黃志強(qiáng)，鄭旺輝，董彥鵬，李雪初

(1.中國(guó)航天二院研究生院，北京 100854; 2.北京機(jī)械設(shè)備研究所，北京 100854)

0 引言

在導(dǎo)彈發(fā)射過程中，為得到更小振動(dòng)和更高平穩(wěn)精度的發(fā)射平臺(tái)，需要用支腿將發(fā)射車整體支撐起來。目前，在發(fā)射車的支腿支撐機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)應(yīng)用中，國(guó)內(nèi)基本都是上下伸縮式液壓支腿，而國(guó)外則綜合有上下伸縮式和收縮折疊式等多種支腿支撐方式。發(fā)射車的穩(wěn)定性是指發(fā)射車在自重和外載荷的作用下抵抗翻倒(傾覆)的能力。根據(jù)發(fā)射車橫向傾覆的影響因素[1]，發(fā)射車穩(wěn)定力矩與橫向支撐間距呈一次線性關(guān)系，增大橫向支撐間距是增強(qiáng)發(fā)射車抗傾覆能力和穩(wěn)定性最直接的方法。某些導(dǎo)彈需要360°全方位發(fā)射并且需要較大的橫向傾覆力矩時(shí)，橫向支撐間距只有發(fā)射車寬度大小無法提供足夠的抗傾覆力矩。收縮折疊式支腿可以在不增加發(fā)射車整體寬度的條件下通過支腿的收縮折疊可以增強(qiáng)發(fā)射的抗傾覆能力，增加發(fā)射車的發(fā)射穩(wěn)定性。

本文參考“愛國(guó)者”-3導(dǎo)彈發(fā)射車支腿方案，設(shè)計(jì)了一種收縮折疊式發(fā)射車支腿方案，將該支腿裝配于某型號(hào)發(fā)射車。建立了發(fā)射車多剛體動(dòng)力學(xué)模型，進(jìn)行了發(fā)射車的升降過程動(dòng)力學(xué)仿真，得到了支腿反力和支腿油缸活塞推力等隨時(shí)間變化的曲線，并對(duì)上下伸縮式和收縮折疊式支腿方式進(jìn)行了對(duì)比分析。

1 收縮折疊式支腿方案設(shè)計(jì)

1.1 基本要求

在發(fā)射車支腿的設(shè)計(jì)中，為增強(qiáng)發(fā)射車的抗傾覆性能，要求收縮折疊式支腿在展開時(shí)橫向?qū)挾饶軡M足發(fā)射裝置各方位發(fā)射時(shí)的抗側(cè)傾穩(wěn)定安全系數(shù)，并且支腿收縮時(shí)盡量減小發(fā)射車的整體寬度(一般2.5～3 m)。同時(shí)，要求結(jié)構(gòu)質(zhì)量小，油缸壓力小。

1.2 收縮折疊式支腿組成

收縮折疊式支腿機(jī)構(gòu)主要由上連桿、下連桿、中間桿和油缸組成。發(fā)射車裝配為前支腿機(jī)構(gòu)(左右各1個(gè)，對(duì)稱結(jié)構(gòu))、后支腿機(jī)構(gòu)(左右各1個(gè)，對(duì)稱結(jié)構(gòu))。

1.3 支腿運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)基本尺寸設(shè)計(jì)

收縮折疊式支腿機(jī)構(gòu)基本尺寸設(shè)計(jì)的關(guān)鍵是根據(jù)發(fā)射車總體設(shè)計(jì)要求，確定機(jī)構(gòu)各鉸接點(diǎn)的位置尺寸。設(shè)計(jì)中，將該收縮折疊式支腿簡(jiǎn)化為一個(gè)四連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析。該四連桿機(jī)構(gòu)由4個(gè)坐標(biāo)點(diǎn)確定。初始設(shè)計(jì)機(jī)構(gòu)如圖1所示：四桿機(jī)構(gòu)由上連桿，下連桿，支撐桿和車架組成。

圖1 初始設(shè)計(jì)四連桿機(jī)構(gòu)Fig.1 Initial four linker mechanism design

4個(gè)坐標(biāo)點(diǎn)中其中一個(gè)作為固定點(diǎn)(即坐標(biāo)原點(diǎn))，另外3個(gè)坐標(biāo)點(diǎn)，每個(gè)坐標(biāo)點(diǎn)有x，y2個(gè)參數(shù)，共需要確定6個(gè)位置參數(shù)。

該四連桿機(jī)構(gòu)中，驅(qū)動(dòng)上連桿繞坐標(biāo)點(diǎn)4作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，帶動(dòng)支撐桿運(yùn)動(dòng)和下連桿繞固定點(diǎn)1的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。設(shè)計(jì)研究(design study)[2-4]是ADAMS中當(dāng)設(shè)計(jì)變量集中只有一個(gè)變量在其變化區(qū)間內(nèi)變化時(shí)目標(biāo)函數(shù)變化情況的研究模塊。利用ADAMS的設(shè)計(jì)研究模塊研究這3個(gè)坐標(biāo)點(diǎn)的6個(gè)參數(shù)位置點(diǎn)，以下連桿所旋轉(zhuǎn)到的與豎直方向的最小夾角為目標(biāo)觀察值θ，對(duì)3個(gè)坐標(biāo)點(diǎn)6個(gè)坐標(biāo)參數(shù)在ADAMS中進(jìn)行試驗(yàn)研究，得到6個(gè)坐標(biāo)大小與目標(biāo)觀察值θ的函數(shù)關(guān)系曲線，如圖2～7所示。

圖2 θ隨坐標(biāo)點(diǎn)2的x坐標(biāo)變化曲線Fig.2 Curve of θ changed by x of coordinate 2

圖3 θ隨參坐標(biāo)2的y坐標(biāo)變化曲線Fig.3 Curve of θ changed by y of coordinate 2

圖4 θ隨坐標(biāo)點(diǎn)3的x坐標(biāo)變化曲線Fig.4 Curve of θ changed by x of coordinate 3

圖5 θ隨參坐標(biāo)3的y坐標(biāo)變化曲線Fig.5 Curve of θ changed by y of coordinate 3

圖6 θ隨坐標(biāo)點(diǎn)4的x坐標(biāo)變化曲線Fig.6 Curve of θ changed by x of coordinate 4

圖7 θ隨坐標(biāo)點(diǎn)4的y坐標(biāo)變化曲線Fig.7 Curve of θ changed by y of coordinate 4

根據(jù)這些曲線圖選取三個(gè)坐標(biāo)的位置，得到比較理想的四連桿機(jī)構(gòu)，機(jī)構(gòu)在運(yùn)行仿真過程中θ隨時(shí)間的運(yùn)行曲線如圖8所示。

圖8 θ隨時(shí)間的運(yùn)行曲線Fig.8 Curve of θ time changing

由圖8可見，下連桿能夠運(yùn)行到0°以下，也即機(jī)構(gòu)能夠滿足收縮折疊式支腿完全收縮時(shí)不增加發(fā)射車的寬度。

1.4 支腿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

根據(jù)支腿的基本尺寸，結(jié)合一些外形連接要求，設(shè)計(jì)出一種收縮折疊式支腿方案，下面是支腿的三維Pro/E[5]模型(圖中已經(jīng)加入液壓油缸的模型)如圖9所示。

圖9 支腿的三維Pro/E模型Fig.9 3D Pro/E model of the supporting leg

2 發(fā)射車虛擬樣機(jī)模型

導(dǎo)彈發(fā)射車虛擬樣機(jī)包含車架模型、懸架模型、輪胎模型、路面模型、支腿模型以及其他主要零部件設(shè)備模型。整車模型由Pro/E模型導(dǎo)入到ADAMS中，能夠保證其準(zhǔn)確的質(zhì)量和機(jī)構(gòu)參數(shù)，在ADAMS/view環(huán)境下建立。其中路面模型和輪胎模型是調(diào)用ADAMS軟件模型庫中自帶的模型文件，根據(jù)實(shí)際參數(shù)建立，得到所需的模型。懸架模型選用某底盤三維模型，懸架減震器彈簧參數(shù)也選用該底盤實(shí)際參數(shù)輸入。支腿機(jī)構(gòu)選用上文設(shè)計(jì)的模型。由于本仿真分析主要關(guān)注發(fā)射車支腿的受力分析，因此除輪胎和懸架外均為剛體模型。導(dǎo)彈發(fā)射車如圖10所示。

圖10 導(dǎo)彈發(fā)射車整車三維Pro/E模型Fig.10 3D Pro/E model of the whole launch missile vehicle

整車總體坐標(biāo)系定義：坐標(biāo)點(diǎn)在車架尾部下平面中心位置，豎直向下為z軸正方向，車尾到車頭方向?yàn)閥軸正方向，依照右手定則確定x軸正方向?yàn)闄M向向右(從車頭向車尾看去)。整車總質(zhì)量為21 t。

2.1 懸架模型

本文導(dǎo)彈發(fā)射車采用一種獨(dú)立油氣懸架，共3組懸架，根據(jù)油氣懸架彈簧剛度的特性[6-7]，懸架減震器彈簧剛度及阻尼采用懸架實(shí)驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行設(shè)定。將這2條彈簧剛度-位移曲線分別輸入到ADAMS中并用曲線包含的彈簧剛度信息定義前后懸架彈簧。圖11為懸架的三維模型圖。

圖11 懸架的三維Pro/E模型Fig.11 3D Pro/E model of the suspension

2.2 輪胎和路面模型

在ADAMS軟件中自帶了多個(gè)種類的輪胎模型文件，為仿真分析提供了很大的便利，并也提高了仿真的精度。本仿真選用521_equation.tir輪胎模型，它具有較大的幾何外形和剛度，與所選研究對(duì)象尺寸等比較相近[8]，對(duì)模型文件中的內(nèi)徑、外徑、剛度等進(jìn)行相應(yīng)的修改，將該輪胎模型裝入導(dǎo)入的三維模型中。

ADAMS中也自帶有多種2D和3D的路面模型文件，本模型選用2d_flat.rdf路面模型，選用二維平坦的路面，模擬該工況下發(fā)射車支腿在支腿收縮折疊時(shí)候的受力等。

2.3 支腿底盤和地面接觸

4個(gè)支腿落地盤和地面需要設(shè)置接觸，地面一般分為硬軟路面和軟質(zhì)路面2種，其剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)等參數(shù)參照文獻(xiàn)[9-11]可得，如表1所示。

表1 兩種地面工況接觸參數(shù)Table 1 Contact parameters of two ground conditions

2.4 運(yùn)動(dòng)副

在ADAMS/view中定義了各運(yùn)動(dòng)零部件的運(yùn)動(dòng)副，為簡(jiǎn)化計(jì)算，這些運(yùn)動(dòng)副均不考慮摩擦。其中，支腿油缸活塞相對(duì)缸筒滑動(dòng)，定義為滑動(dòng)副，并將驅(qū)動(dòng)加在這個(gè)滑動(dòng)副上，驅(qū)動(dòng)支腿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)，從而使整車上升或下降。

3 仿真分析計(jì)算及結(jié)果

仿真流程為整車靜平衡-支腿收縮(降車)-支腿展開(升車)。具體為0～2 s內(nèi)整車在支腿支撐下平衡；2～10 s內(nèi)活塞低速運(yùn)行80 mm，支腿脫離地面；10～15 s活塞運(yùn)行340 mm，達(dá)到完全收縮狀態(tài)；然后進(jìn)行一個(gè)逆過程，仿真時(shí)間總共為30 s。其STEP函數(shù)為STEP(time,0,0,2,0)+STEP(time,2,0,10,80)+STEP(time,10,0,15,335)+STEP(time,15,0,20,-335)+STEP(time,20,0,28,-80)+STEP(time,28,0,30,0)?；钊\(yùn)行415 mm基本達(dá)到完全收縮位置。

3.1 硬質(zhì)路面工況下仿真結(jié)果

輸入硬路面接觸剛度和阻尼值，按所建立的整車模型進(jìn)行仿真。模型支腿油缸活塞沿油缸方向的運(yùn)動(dòng)位移時(shí)間和速度時(shí)間關(guān)系，如圖12和圖13。

圖12 活塞沿油缸方向運(yùn)動(dòng)位移時(shí)間曲線Fig.12 Curve of piston displacement along tank

圖13 活塞沿油缸方向運(yùn)動(dòng)速度時(shí)間變化Fig.13 Curve of piston velocity along tank

前支腿的支反力和前油缸活塞推力隨時(shí)間變化曲線，如圖14和圖15所示。

圖14 前支腿反力時(shí)間變化曲線Fig.14 Curve of reaction force of front supporting leg

圖15 前油缸活塞推力時(shí)間變化曲線Fig.15 Curve of push force of front piston

后支腿的支腿反力和后油缸活塞推力隨時(shí)間變化曲線，如圖16和17所示。

圖16 后支腿支反力時(shí)間變化曲線Fig.16 Curve of reaction force of behind supporting leg

圖17 后油缸活塞推力時(shí)間變化曲線Fig.17 Curve of push force of behind piston

車架豎直方向上的位移和振動(dòng)仿真結(jié)果，如圖18和19所示。

圖18 車架豎直方向位移時(shí)間變化曲線Fig.18 Curve of frame vertical displacement

圖19 車架豎直方向振動(dòng)曲線Fig.19 Curve of frame vertical vibration

3.2 軟質(zhì)路面工況下仿真結(jié)果

輸入硬路面接觸剛度和阻尼值，按所建立的整車模型進(jìn)行仿真。模型支腿油缸活塞沿油缸方向的運(yùn)動(dòng)位移時(shí)間和速度時(shí)間關(guān)系，如圖20和21所示。

圖20 活塞沿油缸方向運(yùn)動(dòng)位移時(shí)間曲線Fig.20 Curve of piston displacement along tank

圖21 活塞沿油缸方向運(yùn)動(dòng)速度時(shí)間變化Fig.21 Curve of piston velocity along tank

前支腿的支腿反力和前油缸活塞推力，如圖22和23所示。

圖22 前支腿反力時(shí)間變化曲線Fig.22 Curve of reaction force of front supporting leg

圖23 前油缸活塞推力時(shí)間變化曲線Fig.23 Curve of push force of front piston

后支腿的支腿反力和后油缸活塞推力，如圖24和25所示。

圖24 后支腿反力時(shí)間變化曲線Fig.24 Curve of reaction force of behind supporting leg

圖25 后油缸活塞推力時(shí)間變化曲線Fig.25 Curve of push force of behind piston

車架豎直方向上的位移和振動(dòng)仿真結(jié)果，如圖26和27所示。

圖26 車架豎直位移時(shí)間變化曲線Fig.26 Curve of frame vertical displacement

圖27 車架豎直速度時(shí)間變化曲線Fig.27 Curve of frame vertical vibration

4 結(jié)果分析評(píng)價(jià)

經(jīng)仿真分析，并分析數(shù)據(jù)可得出如下結(jié)論：

(1) 整車在支腿平穩(wěn)支撐在路面上時(shí)支腿和油缸受力如表2所示，負(fù)號(hào)表示方向豎直向上，支腿反力與整車的重力直接相關(guān)。

表2數(shù)據(jù)說明收縮折疊式支腿油缸壓力大于支腿壓力(本設(shè)計(jì)中油缸的支撐位置還有待進(jìn)一步的優(yōu)化，以減小倍數(shù)值)，這樣提高了對(duì)油缸受力的要求，縮短了油缸的使用壽命。

(2) 整車在收縮折疊式支腿收縮脫離地面后，支腿受力和油缸受力如表3所示。

由表3可知，此時(shí)支腿和油缸受力較小，這說明，該收縮折疊式支腿在支腿脫離地面之后可以快速收縮，這在一定程度上可以縮短支腿收縮響應(yīng)時(shí)間。

(3) 硬質(zhì)地面工況下，收縮折疊式支腿在支腿落地盤與地面接觸時(shí)，支腿和油缸都會(huì)產(chǎn)生一個(gè)巨大的瞬時(shí)脈沖力；而在軟質(zhì)地面下，這個(gè)瞬時(shí)脈沖力不是很明顯。

表2 整車平穩(wěn)支承于地面Table 2 Vehicle stationary supported on the ground

表3 整車脫離地面后Table 3 Vehicle separated from the ground

(4) 硬質(zhì)地面和軟質(zhì)地面下各個(gè)受力進(jìn)行對(duì)比，可以看出，軟質(zhì)地面工況下支腿落地盤與地面接觸振動(dòng)時(shí)間長(zhǎng)于硬質(zhì)地面工況下。

根據(jù)其他可查文獻(xiàn)[12]測(cè)量的某型號(hào)支腿反力結(jié)果，該仿真與文獻(xiàn)實(shí)驗(yàn)實(shí)測(cè)結(jié)果沒有量級(jí)上的差別，從而說明該仿真具備一定的真實(shí)可靠性。

5 結(jié)束語

國(guó)內(nèi)發(fā)射車上下伸縮式支腿已經(jīng)比較成熟，應(yīng)用比較廣泛，本文參考“愛國(guó)者”導(dǎo)彈發(fā)射車進(jìn)行了一種收縮折疊式支腿方案設(shè)計(jì)，并進(jìn)行了仿真計(jì)算。結(jié)果表明在增大抗傾覆力矩的同時(shí)，具有油缸推力大于車腿支反力的不足。

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