某型號(hào)艦載三坐標(biāo)雷達(dá)方位轉(zhuǎn)臺(tái)的設(shè)計(jì)

周晨龍 余 濤

(中國(guó)電子科技集團(tuán)公司第二十研究所 西安 710068)

某型號(hào)艦載三坐標(biāo)雷達(dá)方位轉(zhuǎn)臺(tái)的設(shè)計(jì)

周晨龍 余 濤

(中國(guó)電子科技集團(tuán)公司第二十研究所 西安 710068)

本文根據(jù)某型號(hào)艦載三坐標(biāo)雷達(dá)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求，對(duì)雷達(dá)方位轉(zhuǎn)臺(tái)結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)、分析，對(duì)傳動(dòng)部分進(jìn)行了載荷計(jì)算及電機(jī)、減速機(jī)的選型，最后利用ANSYS-workbench有限元分析軟件對(duì)方位轉(zhuǎn)臺(tái)的主要結(jié)構(gòu)件進(jìn)行了力學(xué)仿真分析。

方位轉(zhuǎn)臺(tái);結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì);ANSYS-workbench

0 引言

三坐標(biāo)雷達(dá)因其能測(cè)量目標(biāo)的三維位置參數(shù)(仰角/高度、方位、距離)，對(duì)空中目標(biāo)的探測(cè)有著明顯的優(yōu)勢(shì)，且便于與武器系統(tǒng)配合對(duì)空中目標(biāo)進(jìn)行打擊，已成為替代兩坐標(biāo)雷達(dá)成為艦載雷達(dá)發(fā)展的主流趨勢(shì)。

方位轉(zhuǎn)臺(tái)是某三坐標(biāo)雷達(dá)系統(tǒng)重要組成部分，主要功能是天線(xiàn)的支撐和定向裝置，通過(guò)控制系統(tǒng)，使天線(xiàn)能夠按照預(yù)定的規(guī)律或者跟隨目標(biāo)運(yùn)動(dòng)，準(zhǔn)確地指向目標(biāo);并且通過(guò)它精確地測(cè)出目標(biāo)的方位。同時(shí)，方位轉(zhuǎn)臺(tái)作為主要受力機(jī)構(gòu)，承受著來(lái)自天線(xiàn)等的自重和轉(zhuǎn)臺(tái)轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中的沖擊載荷。本文著重從滿(mǎn)足系統(tǒng)性能、技術(shù)指標(biāo)和力學(xué)性能等方面展開(kāi)分析、設(shè)計(jì)和仿真等工作。

1 主要性能和技術(shù)指標(biāo)

1)轉(zhuǎn)臺(tái)承受的載荷

天線(xiàn)重量:443kg

2)天線(xiàn)方位工作要求

a)30±1rpm勻速連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)

b)15±0.5rpm勻速連續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)

3)最大角加速度:0.21 rad/s2

4)方位轉(zhuǎn)臺(tái)重量:≤350kg

5)連續(xù)工作時(shí)間:≥24h

6)環(huán)境適應(yīng)要求

在滿(mǎn)足GJB403A－98《艦載雷達(dá)通用規(guī)范》標(biāo)準(zhǔn)的前提下，著重考慮風(fēng)載荷。風(fēng)載荷:相對(duì)風(fēng)速45m/s能正常工作，相對(duì)風(fēng)速為60m/s時(shí)不損壞。

2 方位轉(zhuǎn)臺(tái)總體設(shè)計(jì)

根據(jù)三坐標(biāo)雷達(dá)對(duì)方位轉(zhuǎn)臺(tái)的上述性能及指標(biāo)要求，同時(shí)考慮到方位轉(zhuǎn)臺(tái)對(duì)雷達(dá)整機(jī)的工作精度、制造成本、制造周期、可維修性以及可靠性等要求，經(jīng)過(guò)分析、初步設(shè)計(jì)、仿真驗(yàn)證、再設(shè)計(jì)等多次優(yōu)化，最終確定出方位轉(zhuǎn)臺(tái)總體結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。

方位轉(zhuǎn)臺(tái)采用電機(jī)帶動(dòng)減速機(jī)及一級(jí)齒輪傳動(dòng)的形式，主要由杯型件、軸承、旋轉(zhuǎn)變壓器、方位殼體、匯流環(huán)、伺服電機(jī)、減速機(jī)、小齒輪和大齒輪等組成。方位殼體作為整個(gè)轉(zhuǎn)臺(tái)的基礎(chǔ)支撐，杯型件通過(guò)安裝在方位殼體上的轉(zhuǎn)動(dòng)軸承帶動(dòng)其上方的雷達(dá)天線(xiàn)轉(zhuǎn)動(dòng);工作時(shí)，電機(jī)輸出動(dòng)力經(jīng)安裝于方位殼體下部的減速機(jī)減速后，通過(guò)安裝在減速機(jī)輸出軸上的小齒輪傳遞給安裝在杯型件上的大齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，最終大齒輪帶動(dòng)杯型件及杯型件上部安裝的雷達(dá)天線(xiàn)轉(zhuǎn)動(dòng)，同時(shí)安裝于杯型件及方位殼體上的旋轉(zhuǎn)變壓器實(shí)時(shí)將轉(zhuǎn)臺(tái)轉(zhuǎn)動(dòng)的角度信息反饋給控制系統(tǒng)，控制系統(tǒng)按照要求及反饋信息實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)臺(tái)的既定轉(zhuǎn)動(dòng)。

為了提高轉(zhuǎn)臺(tái)的維修性，以便于安裝和后期保障維修，電機(jī)、減速器采用端面止口定位安裝于方位殼體外部，匯流環(huán)通過(guò)法蘭盤(pán)安裝在方位殼體底部，并且旋轉(zhuǎn)中心與杯型件旋轉(zhuǎn)中心重合。

2.1 方位支撐結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)

方位轉(zhuǎn)臺(tái)主要由方位殼體、杯型件和軸承等組成。杯型件和方位殼體都受軸向力、徑向力、驅(qū)動(dòng)反作用力和傾覆力矩的作用，方位殼體下部安裝有重量較大的匯流環(huán)、減速機(jī)及電機(jī)，受力情況嚴(yán)酷且復(fù)雜，同時(shí)，旋轉(zhuǎn)變壓器工作時(shí)對(duì)安裝精度要求比較高，而定子和轉(zhuǎn)子又分別安裝在方位殼體和杯型件上，所以必須減小杯型件和方位殼體在工作中變形，以確保旋轉(zhuǎn)變壓器的工作精度。

借鑒以往產(chǎn)品設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，將方位殼體和杯型件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖2、3所示結(jié)構(gòu)型式，該結(jié)構(gòu)緊湊、剛性好、強(qiáng)度高，可以滿(mǎn)足轉(zhuǎn)臺(tái)尺寸要求及受力要求，易于保證軸系精度［4］。

2.2 動(dòng)力傳動(dòng)部分相關(guān)計(jì)算和選型

2.2.1 方位輸出力矩的確定［1］［3］

方位輸出力矩主要是由風(fēng)力矩、載荷和摩擦載荷組成。

(1)風(fēng)力矩

天線(xiàn)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)受到動(dòng)態(tài)風(fēng)力矩由靜態(tài)風(fēng)力矩和轉(zhuǎn)動(dòng)風(fēng)力矩兩部分組成，計(jì)算如下:

其中:q = 1/2ρv2(ρ 為空氣密度，v為工作風(fēng)速45m/s)

ω—為方位旋轉(zhuǎn)角速度(rad/s);

l—為天線(xiàn)特征尺寸(m);

A1—為天線(xiàn)正面積(m2);

CX—為風(fēng)力矩系數(shù);

CM—為天線(xiàn)風(fēng)阻力系數(shù);

通過(guò)計(jì)算，方位部分所受的風(fēng)力矩為145.5kg·m。

(2)慣性載荷

通過(guò)理論分析和預(yù)估，確定出天線(xiàn)轉(zhuǎn)動(dòng)部分折合到方位軸上的方位軸上的慣性載荷為M慣性為6.73kg·m。

(3)摩擦載荷

天線(xiàn)轉(zhuǎn)動(dòng)部分所受摩擦載荷包括密封裝置的摩擦力矩、方位軸承的摩擦力矩、匯流環(huán)的摩擦力矩和不平衡力矩，根據(jù)估算或?qū)嶋H測(cè)試獲得摩擦載荷M摩擦為11.1kg·m。

綜上所述，方位軸上所受的總載荷為:

M=Mr+M慣性+M摩擦=163.3 kg·m

2.2.2 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)

根據(jù)傳動(dòng)部分對(duì)齒輪傳動(dòng)比的要求，設(shè)計(jì)傳動(dòng)比為i=3.23，小齒輪齒數(shù)為Z1=39，大齒輪齒數(shù)為齒輪模數(shù)Z2=i·Z1=126，取模數(shù)m=3，則小齒輪的分度圓直徑d1=Z1·m=117mm，大齒輪的分度圓直徑d2=Z2·m=378mm。根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)公式［2］，小齒輪齒輪彎曲應(yīng)力為:

式中:KF—彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的載荷系數(shù)，查表［2］取值1.72;

Ft1—齒輪的圓周力，F(xiàn)t1=2M/d1≈8640N;

b—齒寬，b=60mm;

m— 模數(shù)，m=3;

YFa—齒形系數(shù)，YFa=2.18;

計(jì)算得:δ 180MPa。

同理:計(jì)算出大齒輪齒輪彎曲應(yīng)力δ 50 Mpa。

根據(jù)計(jì)算出的齒輪的彎曲應(yīng)力，選擇小齒輪材料為40Cr，大齒輪材料為45鋼，小齒輪熱處理采用調(diào)質(zhì)280HBS，大齒輪熱處理采用調(diào)質(zhì)240HBS，根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)，小齒輪和大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限分別為500 MPa和380 MPa。

所以，小齒輪彎曲應(yīng)力≤500MPa;大齒輪彎曲應(yīng)力≤380MPa，均符合設(shè)計(jì)要求。

小齒輪的接觸應(yīng)力為:

式中:KFX—接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的載荷系數(shù)，查表［2］取1.72;

u—齒數(shù)比，u=3.23;

—節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，取1.9;

—材料彈性系數(shù)，取189.8M;

—接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)，取0.8;

經(jīng)過(guò)計(jì)算得:小齒輪的接觸應(yīng)力 =482MPa;

同理:大齒輪的接觸應(yīng)力 =255MPa。

小齒輪的接觸許用應(yīng)力為:

式中:— 接觸疲勞極限應(yīng)力，查表［2］取600 MPa;

—接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，0.9;

—潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)，取0.8;

—工作硬化系數(shù)，取1.3;

—強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，取1;

—接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)，取1。

經(jīng)計(jì)算，小齒輪的接觸許用應(yīng)力 =562MPa;

同理，大齒輪的接觸許用應(yīng)力=514 MPa;

所以，符合設(shè)計(jì)要求。

2.2.3 電機(jī)和減速機(jī)的選型

經(jīng)過(guò)相關(guān)分析和計(jì)算，電機(jī)和減速機(jī)相關(guān)參數(shù)如表1所示:

表1 電機(jī)和減速機(jī)相關(guān)參數(shù)

3 主要結(jié)構(gòu)件力學(xué)仿真分析

根據(jù)上文的分析及計(jì)算，方位殼體和杯型件受力比較大，結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，出現(xiàn)結(jié)構(gòu)破壞后可能造成比較嚴(yán)重的安全事故，所以有必要對(duì)方位殼體和杯型件進(jìn)行力學(xué)仿真分析校核。

使用ZL101A－T6鑄造加工實(shí)現(xiàn)，其相關(guān)參數(shù)為:

抗拉強(qiáng)度275Mpa;延伸率≥2%;

硬度HBS:80;

彈性模量:E=70Gpa

材料密度:ρ=2.7×103kg/m3

泊松比:ν=0.3。

根據(jù)上文相關(guān)分析計(jì)算可得，方位殼體和杯型件受力如圖4和表2所示:

表2 方位殼體和杯型件受力大小

同時(shí)根據(jù)設(shè)計(jì)要求，雷達(dá)天線(xiàn)必須滿(mǎn)足一定的振動(dòng)要求，最大加速度為10g。根據(jù)實(shí)際受力情況利用Ansys-workbench軟件［5］進(jìn)行仿真分析，經(jīng)過(guò)多次的仿真分析及相關(guān)部分結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)改進(jìn)，最終獲得方位殼體和杯型件的受力情況分別如圖5、圖6所示。

由圖可知方位殼體最大應(yīng)力為12.05MPa，杯型件最大應(yīng)力為24.14MPa，都小于抗拉強(qiáng)度275Mpa，符合設(shè)計(jì)要求。

4 總結(jié)

本文對(duì)某型艦載三坐標(biāo)雷達(dá)方位轉(zhuǎn)臺(tái)結(jié)構(gòu)及傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了分析設(shè)計(jì)，對(duì)其承受的主要載荷進(jìn)行了計(jì)算，同時(shí)應(yīng)用ANSYS-workbench軟件對(duì)其主要受力件方位殼體和杯型件進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度仿真分析校核，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，取得了預(yù)期的設(shè)計(jì)效果。

［1］張潤(rùn)逵.雷達(dá)結(jié)構(gòu)與工藝(上冊(cè))［M］.北京:電子工業(yè)出版社，2007.

［2］濮良貴，紀(jì)名剛編.機(jī)械設(shè)計(jì)［M］.北京:高等教育出版社，1996.

［3］龔振邦.伺服機(jī)械傳動(dòng)裝置［M］.北京:國(guó)防工業(yè)出版社，1979.

［4］吳迤.測(cè)量雷達(dá)天線(xiàn)座軸系精度分析［J］.電子機(jī)械工程，2001.(3):41－43.

［5］陳玉振.基于ANSYS的雷達(dá)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析［J］.電子機(jī)械工程，2001.27(1):41－43.

Design of Azimuth Turntable for Ship-Borne 3D Radar

Zhou Chenlong，Yu Tao
(The No.20 Research Institute of CETC，Xi'an 710068)

Based on design requirements to a ship-borne three-coordinate(3D)radar，radar azimuth turntable structure is analyzed and designed.Load at transmission is calculated;and type of drive motor and decelerator are selected.Mechanical simulation analysis to the main structural parts of the azimuth turntable is conducted by using ANSYS-workbench finite element analysis software.

azimuth turntable;structural design;ANSYS-workbench

TN95

A

1008-8652(2017)01-060-04

2016-02-05

周晨龍(1988－)，男，碩士研究生。主要研究方向?yàn)殡娮有畔⒓夹g(shù)。