張雄科，王 中，范 輝，楊賀然，王俊昌，湯偉江

(中國船舶集團有限公司第705研究所，陜西西安710077)

0 引 言

超高速水下航行體利用超空泡技術具有的減阻效應，實現(xiàn)了超高速航行。在超高速航行體的航行過程中，加速段是空泡形成階段[1]，該階段空泡由局部空泡發(fā)展為超空泡，雷體的流體動力特性發(fā)生很大改變[2]，航速在0.08 s內從30 kn迅速增長到200 kn左右。

航速跨度大時，常規(guī)舵機舵面因處于全沾濕狀態(tài)，舵機伺服系統(tǒng)無法到達操舵要求，而雙自由度舵機伺服系統(tǒng)，不僅可以控制舵面偏轉改變舵角，還能通過減小舵面的沾濕面積改變舵效，滿足超高速航行體的控制要求。

在航速迅速變化過程中，舵板會承受水流產生的瞬態(tài)沖擊載荷，由于舵面直接與雙自由度舵機傳動機構相連，所以校核齒輪箱與傳動機構的抗沖擊能力是必要的。

1 旋轉機構

旋轉機構是控制舵面偏轉改變舵角的執(zhí)行機構，設計中采用了九級齒輪減速機構，減速比約為803。機構輸出軸的軸端通過過渡塊與舵板固定連接，連接方式均為螺栓連接，裝配圖如圖1所示。

1.1 旋轉機構強度校核

超高速航行體在加速階段，舵板上的瞬態(tài)沖擊載荷會對旋轉結構產生影響。根據(jù)經驗，對機構最后一級傳動與齒輪箱影響最大，通過三維建模軟件UG導出實體模型，并導入到Ansysworkbench軟件中進行仿真分析[3]，驗證結構在沖擊下的瞬態(tài)動力學響應。

圖 1舵板裝配圖Fig. 1 Rudder plate assembly draw ing

1.1.1 模型前處理

瞬態(tài)動力學分析是在隨時間變化載荷下分析結構變化并確定動態(tài)響應的分析方式。將模型導入軟件中，采用45鋼材料[4]，泊松比 μ=0.3， 彈性模量E=2.0×105MPa ，質量密度 ρ=7 850 kg/m3，網格劃分采用四面體單元逼近模型，網格大小為2 mm，共生成86385個節(jié)點，52330個單元。結合轉軸的實際工作條件，在軸承與軸連接面上添加Cylindrical Support，只保留軸的切向轉動自由[5]，在軸上齒輪齒面接觸處添加摩擦接觸，摩擦系數(shù)為0.1[6]。在與舵板連接的軸端處，施加從0開始均勻增長的沖擊載荷，增長時間為0.08 s，值為100 N ·m。添加結果如圖2所示。

1.1.2 結果分析

在瞬態(tài)動力學仿真計算后，查看結構總變形、等效應力以及等效位移云圖，如圖3所示。

圖2 旋轉機構載荷與約束加載模型Fig.2 Load and constrained loading model of rotating mechanism

根據(jù)分析結果可知，輸出軸總的最大變形為0.0030081mm，最大等效應力為160.14MPa，都發(fā)生在舵板連接的螺栓孔中，最大等效應力低于材料的屈服極限355MPa，最小安全系數(shù)為1.5611，說明輸出軸韌性滿足設計要求，可以承受瞬態(tài)沖擊載荷。

1.2 輸出軸模態(tài)分析

旋轉機構輸出軸為齒輪軸，為了防止齒輪嚙合的激振頻率接近軸的固有頻率而發(fā)生共振[7]，需要對輸出軸進行模態(tài)分析。經分析，得到軸的各階振型如圖4所示，固有頻率如表1所示。

齒輪嚙合的激振頻率[8]為：

圖3 旋轉機構強度校核結果Fig.3 Rotating mechanism strength check results

圖4 前7階模態(tài)振型圖Fig.4 Figure of the first seven modes

表1 旋轉機構輸出軸模態(tài)頻率與振型Tab.1 Mode frequency and shapeof output shaft of rotating mechanism

式中：Z為齒輪軸上的齒數(shù)，值為31，n為軸的轉速，頻率約為0.58 Hz，激振頻率與軸的固有頻率差距較大，不會發(fā)生共振。

2 展開機構

展開機構通過2個短軸帶動旋轉機構和舵板一起做展開運動，改變舵板的沾濕面積，采用8級齒輪傳動，傳動比約為235.2。在受到沖擊載荷時，整個旋轉機構對展開機構最后一級嚙合齒輪產生力矩，驗證該機構最后一級齒輪在沖擊載荷下的響應。

2.1 前處理

將模型導入workbench的Transient Structural模塊中，同樣采用45鋼材料，自動生成網格，得到31094個節(jié)點，17204個單元。對兩齒輪添加Body-Ground的旋轉副，在主動輪的旋轉副上添加joint load，類型為rotational velocity，速度值為0，被動輪上添加jointload，類型為moment，值為50 N·m，方向與齒輪轉向相反，兩齒輪齒面上添加摩擦接觸，添加結果如圖5所示。

圖5 展開機構輸出級齒輪載荷與約束加載模型Fig.5 Load and constrained loading model of output gear of expansion mechanism

2.2 結果分析

仿真時間設為0.08 s，結構總變形、等效應力以及安全系數(shù)如圖6所示。

由仿真結果可知，最大變形為0.053187mm，最大等效應力為534.25MPa，出現(xiàn)在兩齒面嚙合處，高于材料的屈服極限355 MPa，從安全系數(shù)中可以看到最小安全系數(shù)為0.4679，說明使用該材料時，在載荷沖擊工況下展開機構輸出級嚙合齒輪會發(fā)生破壞變形，需要選用屈服極限更高的材料或對其進行熱處理提高齒輪韌性。

3 旋轉機構齒輪箱校核

旋轉機構齒輪箱分為上蓋板、箱體以及下蓋板3部分組成，通過螺栓連接。其中，輸出軸上的軸承安裝在上蓋板的孔中，在舵面受到載荷沖擊時，減速箱體同樣會受到沖擊，對箱體的校核同樣重要。

3.1 前處理

將箱體實體文件導入workbench的Transient Structural模塊中，材料采用Q235結構鋼，泊松比 μ=0.3，彈性模量E=2.0×105MPa ，質量密度 ρ=7 800 kg/m3，網格劃分采用四面體單元逼近模型，網格大小為2 mm，生成121870個節(jié)點，68150個單元。箱體與蓋板間的約束為Bonded[9]，在減速箱兩側面的螺栓孔中添加Body-Ground的旋轉副，只保留減速箱繞X軸旋轉的自由度；與阻尼盤連接的螺栓孔上添加joint load，類型為rotational velocity，速度值為0，與展開機構輸出軸配合的螺栓孔中添加joint load，類型為moment，值為100 N·m，舵面施加在上蓋板軸承孔中的力矩為100 N·m。約束與載荷添加結果如圖7所示。

圖6 展開機構輸出級齒輪校核結果Fig.6 Check results of output gear of expansion mechanism

圖 7旋轉機構減速箱載荷與約束加載模型Fig.7 Load and constrained loading model of rotating gear reducer

3.2 結果分析

仿真時間設為0.08 s，結構總變形和等效應力如圖8 所示。

圖8 旋轉機構減速箱校核結果Fig.8 Check results of rotating gear reducer

根據(jù)分析結果可知，減速箱總的最大變形為0.01244mm，發(fā)生在與上蓋板的軸承孔中，最大等效應力為155.56MPa，小于Q235的屈服極限235MPa，說明箱體結構設計與材料選用可以承受該工況下的載荷沖擊。

4 結 語

本文針對超高速水下航行體在加速過程中，由于速度跨度大導致雙自由度舵機承受較大瞬態(tài)沖擊載荷的工況進行了仿真校核，通過建立旋轉機構輸出軸、減速箱體和展開機構最后一級齒輪副的多剛體動力學仿真模型，進行有限元分析計算，校核各結構抵抗沖擊的韌性，并對旋轉機構輸出軸進行模態(tài)分析，仿真與校核結果為機構優(yōu)化設計提供了依據(jù)。