高后坐過載下硅基MEMS后坐保險裝置響應(yīng)特性

強 甲,趙 旭,田中旺,王曉霞

(西安機電信息技術(shù)研究所,陜西 西安 710065)

0 引言

隨著高新科技武器的不斷發(fā)展,引信的功能需求也越來越多,對于引信體積使用率也有了更高的要求。微機電系統(tǒng)(MEMS)[1-2]具備微小型化、低功耗、多功能、高集成等特點,與引信小型化和智能化的需求十分吻合。MEMS安全系統(tǒng)[3-4]是采用MEMS加工技術(shù)實現(xiàn)引信的安全系統(tǒng)功能,硅基MEMS的集成通過微系統(tǒng)封裝工藝實現(xiàn),可以與微電子一體化加工,應(yīng)用前景廣闊。MEMS后坐保險裝置作為MEMS安全系統(tǒng)的一個功能部件,用來感知發(fā)射環(huán)境,解除第一道保險。但硅材料彈性相較于金屬基材料,延展性不足;硅基后坐保險裝置集成后,在上萬g的過載環(huán)境下,很容易發(fā)生失效。研究高后坐過載環(huán)境下硅基后坐保險裝置的響應(yīng)特性,可以為硅基結(jié)構(gòu)設(shè)計優(yōu)化提供支撐。

MEMS后坐保險裝置最初由Charles H. Robinson團隊[5-8]于1998年在其專利中提出,通過幾代改進設(shè)計已較為成熟。近些年國內(nèi)對于后坐保險裝置進行了大量研究,南京理工大學(xué)團隊著重對懸臂梁結(jié)構(gòu)MEMS后坐保險裝置進行分析,文獻[9-11]將懸臂梁等效為彈簧質(zhì)量塊系統(tǒng),并推導(dǎo)出MEMS后坐保險裝置最大響應(yīng)位移與固有角頻率之間的關(guān)系;文獻[12]研究了影響固有角頻率的結(jié)構(gòu)因素和固有角頻率之間的關(guān)系;文獻[13]通過瑞利商法計算固有角頻率并完整預(yù)測了后坐保險機構(gòu)在沖擊載荷下的位移時間過程曲線;文獻[14]建立了閉鎖機構(gòu)可靠閉鎖的臨界閾值能量模型并進行了試驗驗證;文獻[15-16]對MEMS后坐保險裝置進行了馬歇特錘擊性能測試。針對垂直基板式MEMS后坐保險裝置,文獻[17]建立了影響MEMS后坐保險裝置后坐加速度的表達式,得到了相關(guān)因素與加速度的關(guān)系,并采用離心機對MEMS后坐保險機構(gòu)進行解除保險性能試驗,通過觀察試驗結(jié)果驗證了方程和仿真的合理性;文獻[18]對MEMS后坐保險裝置進行了正常發(fā)射和跌落兩種環(huán)境的失效模式仿真,并進行了錘擊試驗驗證;文獻[19]對齒形制動的硅基后坐保險裝置進行了仿真研究,完善了質(zhì)量塊位移響應(yīng)計算公式。綜上可知,目前國內(nèi)的設(shè)計主要集中在鎳基方面,技術(shù)已較為成熟,但對于硅基MEMS后坐保險裝置的研究主要集中在理論分析和仿真研究,基于目前資料,尚不能解決垂直基板式硅基MEMS后坐保險裝置高后坐過載下響應(yīng)特性問題。

本文提出了一種硅基后坐保險裝置,對其進行了理論模型分析,勤務(wù)跌落和發(fā)射環(huán)境動力學(xué)仿真和試驗測試,研究了其失效形式,并提出了一種優(yōu)化方案,為該裝置的進一步改進提供理論支撐。

1 MEMS安全系統(tǒng)工作原理

本文研究的對象為垂直基板式后坐保險裝置,根據(jù)GJB 373B-2019《引信安全性設(shè)計準(zhǔn)則》要求,其組成框圖如圖1所示,主要由后坐保險裝置、離心保險裝置、指令鎖機構(gòu)和隔爆滑塊等組成。

圖1 硅基MEMS安全系統(tǒng)組成框圖Fig.1 Silicon based MEMS security block diagram

其工作原理:當(dāng)彈藥發(fā)射時,后坐保險裝置在后坐力的作用下,質(zhì)量塊運動至閉鎖機構(gòu)并閉鎖,解除微隔離機構(gòu)的第一道保險;到達設(shè)定延期解除隔離距離,微控制模塊發(fā)出指令,電熱驅(qū)動裝置逐步釋放隔爆滑塊,達到延期解除隔離的作用,微隔離機構(gòu)在離心力作用下運動到閉鎖機構(gòu)并閉鎖,此時傳爆序列對正,引信處于待發(fā)狀態(tài)。

2 理論模型

后坐保險裝置主要由基板、質(zhì)量塊、彈簧及閉鎖機構(gòu)構(gòu)成,如圖2所示。

圖2 后坐保險裝置Fig.2 Setback arming device

在發(fā)射過程中,后坐保險裝置中的可動部件質(zhì)量塊受到后坐力、彈簧抗力、接觸反力和摩擦力的綜合作用,當(dāng)質(zhì)量塊運動到閉鎖機構(gòu)時受到卡座的約束,可將卡座視作懸臂梁機構(gòu),質(zhì)量塊基本運動可以簡化為彈簧質(zhì)量塊阻尼系統(tǒng),如圖3所示。

圖3 彈簧質(zhì)量塊阻尼系統(tǒng)Fig.3 Spring-mass block damping system

該阻尼系統(tǒng)的運動微分方程為

(1)

而質(zhì)量塊移動時,A,B,C,D四個彈簧均受力拉伸,因此

k=k1+k2+k3+k4,

(2)

式(1)、式(2)中,m為質(zhì)量塊的質(zhì)量,x為質(zhì)量塊的響應(yīng)位移,c為阻尼系數(shù),k為彈簧總剛度,F(t)為質(zhì)量塊受到外力的合力,k1,k2,k3,k4分別為A,B,C,D四個彈簧的剛度。

后坐保險裝置受到的作用力可以用半正弦波來表示,系統(tǒng)阻尼為0時,在質(zhì)量塊運動到閉鎖機構(gòu)前,質(zhì)量塊卡頭不受卡座作用,因此此時質(zhì)量塊受到外力的合力為F(t)=ma(t),a(t)為平行于彈軸方向的后坐加速度。

質(zhì)量塊運動方程可寫為

(3)

(4)

質(zhì)量塊的最大響應(yīng)位移為

(5)

后坐保險裝置能夠完全解除隔離的條件是卡頭完全進入卡座?？^進入卡座并被閉鎖過程中,首先與卡座梁末端的卡鉤碰撞,而卡頭沿原方向繼續(xù)運動,卡座梁受到卡頭擠壓作用發(fā)生偏轉(zhuǎn),直至卡頭完全進入后卡座梁復(fù)位。為了便于分析,可假定卡頭在沖擊卡座時彈簧的拉力和卡座梁的彈力不變,彈力的大小取卡頭剛好進入卡座時的臨界狀態(tài),此時的受力狀態(tài)如圖4所示。

圖4 質(zhì)量塊卡頭與卡座卡頭臨界作用力示意圖Fig.4 Schematic diagram of critical force between mass block clamp and holder clamp

質(zhì)量塊卡頭進入卡座的閾值能量表達式為

(6)

式(6)中,E為質(zhì)量塊的閾值能量,E1為質(zhì)量塊的沖擊能量,xa為質(zhì)量塊從靜止?fàn)顟B(tài)到閉鎖臨界狀態(tài)的軸向位移,Tm為臨界狀態(tài)下閉鎖機構(gòu)卡頭的彈性抗力,Lh為質(zhì)量塊卡頭頂端至卡頭末端的距離,θ為卡頭斜邊與彈軸方向的夾角,f為動摩擦系數(shù),d為卡座梁截面的高度,b為卡座梁等截面梁的寬度,Ty為卡座梁卡頭受到的合力,L為卡座卡頭底端到卡座梁末端的距離。

根據(jù)沖擊能量公式E=mv2/2,質(zhì)量塊的沖擊能量為

(7)

當(dāng)質(zhì)量塊在進入卡座臨界時刻,此時作用力最大。此時卡座梁卡頭對質(zhì)量塊卡頭的作用反力為[20]

(8)

因此,質(zhì)量塊卡頭進入卡座的閾值能量表達式也可寫為

(9)

當(dāng)閾值能量E>0時,此時質(zhì)量塊卡頭可完全進入卡座。

式(5)和式(9)為位移-能量數(shù)學(xué)模型,式(5)可用來判斷后坐保險裝置質(zhì)量塊的運動位移能否達到解除隔離位移,在可以達到解除隔離位移的前提下,式(9)可以用來判斷質(zhì)量塊能否達到解除隔離狀態(tài),此數(shù)學(xué)模型可用來指導(dǎo)彈簧質(zhì)量塊型后坐保險裝置的設(shè)計。

由無阻尼系統(tǒng)固有角頻率計算公式可知,wn與k值有關(guān),此外由式(9)可知,閾值能量也與k值有關(guān),增加k值,從而減小無阻尼系統(tǒng)固有角頻率和質(zhì)量塊卡頭進入卡座的閾值能量,即閉鎖時的沖擊能量,進而提升后坐保險裝置的抗過載能力。

設(shè)定典型載荷:勤務(wù)跌落載荷幅值為12 000g,脈沖寬度為200 μs;正常發(fā)射解除隔離閾值載荷幅值為20 000g,脈沖寬度為2 ms。勤務(wù)跌落載荷和正常發(fā)射載荷可簡化為半正弦波形式,如圖5所示。

圖5 后坐加速度曲線Fig.5 Setback acceleration curve

3 仿真分析

理論模型可以基本分析后坐保險裝置的運動位移和閉鎖條件,但較難分析后坐保險裝置應(yīng)力情況,為了更清楚了解后坐保險裝置的解除隔離運動過程和應(yīng)力情況,從而研究后坐保險裝置的動態(tài)響應(yīng)特性,本文利用ABAQUS有限元分析軟件建立后坐保險裝置有限元模型進行顯示動力學(xué)分析。

由于硅材料彈性模量較低,因此彈簧形變量不能太大,結(jié)合以往設(shè)計經(jīng)驗,后坐保險裝置的模型如圖6所示。

圖6 后坐保險裝置模型Fig.6 Setback arming device model

3.1 仿真模型

該后坐保險裝置是基于單晶硅材料的MEMS機構(gòu),采用MAT-PLASTIC-KINEMATIC本構(gòu)模型描述其物理行為,單晶硅材料參數(shù)如表1所示。

表1 單晶硅材料參數(shù)Tab.1 Monocrystalline silicon material parameters

由于彈簧和閉鎖機構(gòu)的懸臂梁部分尺寸較小,因此此處的網(wǎng)格為0.02 mm,其余網(wǎng)格為0.05 mm,如圖7所示?；鶠椴豢蓜蛹?彈簧和質(zhì)量塊均為可動件,且僅限制其垂直表面方向的移動自由度,摩擦系數(shù)取0.16,載荷形式為跌落和發(fā)射環(huán)境的后坐加速度,作用于質(zhì)量塊。

圖7 網(wǎng)格劃分Fig.7 Mesh generation

3.2 勤務(wù)和發(fā)射環(huán)境響應(yīng)特性分析

本文重點對勤務(wù)跌落過載和正常發(fā)射過載下的后坐保險裝置進行分析。在跌落過載和發(fā)射過載環(huán)境下后坐保險裝置的應(yīng)力云圖和質(zhì)量塊的解除隔離位移如圖8-圖11所示。

圖8 勤務(wù)跌落過載仿真Fig.8 Drop overload simulation

由仿真結(jié)果圖8(b)和圖9(b)可知,該后坐保險裝置可以區(qū)分兩種環(huán)境,而從圖9(b)可知,在外過載作用下,質(zhì)量塊運動到閉鎖位置,但撤去外力后質(zhì)量塊離開閉鎖位置,出現(xiàn)了閉鎖脫鉤的現(xiàn)象。

圖9 正常發(fā)射過載仿真Fig.9 Launching load simulation

從圖8(a)和圖9(a)可知,在勤務(wù)跌落過載和正常發(fā)射過載下,彈簧受到的應(yīng)力遠大于其他部件,且最大應(yīng)力點在靠近質(zhì)量塊的彈簧第一拐彎處(見圖8(a)和圖9(a)圓圈,以下稱彈簧拐彎處),此外彈簧與基板的連接處(以下稱彈簧根部)也有一定的應(yīng)力集中情況,因此對這兩個地方進行取點應(yīng)力分析。

從圖10可得,跌落環(huán)境下彈簧的最大應(yīng)力值為1 188 MPa,彈簧根部的應(yīng)力值也超過了硅材料的屈服極限;而從圖11可得,發(fā)射環(huán)境下彈簧的最大應(yīng)力值為679.7 MPa,并未超出彈簧的屈服極限。

圖10 勤務(wù)跌落環(huán)境下應(yīng)力圖Fig.10 Stress diagram in the drop environment

圖11 正常發(fā)射環(huán)境下應(yīng)力圖Fig.11 Stress diagram in the launch environment

通過圖10(a)和圖10(b)以及圖11(a)和圖11(b)之間的對比可得,彈簧根部的應(yīng)力峰值小于彈簧拐彎處,但隨后的應(yīng)力震蕩程度明顯強于彈簧拐彎處。從圖10(a)和圖11(a)對比可知,跌落環(huán)境下最大應(yīng)力值高于發(fā)射環(huán)境,彈簧拐彎處更容易出現(xiàn)跌落環(huán)境下斷裂失效問題。

3.3 彈簧厚度對應(yīng)力集中的影響

由3.2節(jié)仿真結(jié)果可知,彈簧有應(yīng)力集中現(xiàn)象,最大應(yīng)力值位于彈簧拐彎處,因此接下來仿真將研究不同彈簧厚度對后坐保險裝置最大應(yīng)力值的影響。

初始結(jié)構(gòu)彈簧厚度為0.08 mm,而基板厚度為0.3 mm,因此彈簧厚度不能超過0.3 mm,圖12為不同彈簧厚度對應(yīng)的勤務(wù)跌落過載和正常發(fā)射過載下后坐保險裝置最大應(yīng)力值圖。

圖12 彈簧厚度對最大應(yīng)力值的影響Fig.12 Effect of spring thickness on maximum stress value

從圖12可知:當(dāng)彈簧厚度由0.08 mm增加到0.20 mm時,跌落環(huán)境下彈簧最大應(yīng)力值由1 188 MPa降為703.8 MPa,最大應(yīng)力值降低了40.76%,應(yīng)力集中現(xiàn)象得到有效緩解;當(dāng)彈簧厚度達到0.24 mm時,跌落環(huán)境下彈簧最大應(yīng)力值急劇增加;當(dāng)彈簧厚度達到0.28 mm后,在發(fā)射環(huán)境下后坐保險裝置無法正常解除隔離;且最大應(yīng)力值點一直位于彈簧拐彎處,此處應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重,為后坐保險裝置薄弱點。

3.4 樣件測試

樣機采用單晶硅體硅刻蝕工藝加工,樣機成品如圖13所示。

圖13 樣機圖片F(xiàn)ig.13 Prototype photo

對樣機進行高后坐過載失效測試,對同一批次的三組樣機進行試驗,載荷幅值20 000g,載荷脈寬50 μs,試驗結(jié)果如圖14所示。

圖14 高后坐過載試驗結(jié)果Fig.14 Stress diagram in the launch environment

由圖14可知,兩個下彈簧已完全斷裂,說明彈簧根部受力嚴(yán)重,有應(yīng)力集中現(xiàn)象。從放大圖可知,右上方彈簧從拐彎處斷裂而非根部斷裂,說明彈簧拐彎處受力比彈簧根部更嚴(yán)重,為應(yīng)力最大集中點。同時對裝置進行仿真,結(jié)果表明,后坐保險裝置最大應(yīng)力值為1 322 MPa,最大應(yīng)力點位于彈簧拐彎處,彈簧根部應(yīng)力值也超出了800 MPa,均超出了硅材料的屈服強度,仿真結(jié)果與試驗結(jié)果相符。

4 結(jié)論

本文對一種垂直基板式硅基MEMS后坐保險裝置進行理論、仿真分析和試驗測試。根據(jù)工作原理,建立了MEMS后坐保險裝置的位移-能量理論模型,獲取了后坐保險裝置的頻域運動位移響應(yīng)特性和閉鎖能量閾值特征。通過仿真分析和試驗結(jié)果發(fā)現(xiàn),靠近質(zhì)量塊的彈簧拐彎處為硅基后坐保險裝置的最大應(yīng)力集中點;閉鎖機構(gòu)直角卡鉤易發(fā)生閉鎖后彈性脫鉤。當(dāng)彈簧厚度不超過0.2 mm時,增加彈簧厚度,可以有效降低跌落環(huán)境下彈簧的應(yīng)力集中現(xiàn)象,為設(shè)計提供了理論依據(jù)。未來將針對進一步降低彈簧應(yīng)力集中現(xiàn)象開展研究,對閉鎖機構(gòu)直角卡鉤進行結(jié)構(gòu)改良,增加緩沖結(jié)構(gòu),減少閉鎖時沖擊碰撞的次數(shù),提高閉鎖的可靠性,改善硅基后坐保險裝置的綜合性能。