某机载投放器模态分析与结构静力学分析

程林风

(中国船舶集团有限公司 第七一〇研究所，湖北 宜昌 443003)

0 引言

机载投放器是各型战机作战使用的重要武器装备，其主要通过发射箔条或红外干扰弹对敌方来袭导弹进行诱骗干扰，从而保护战机和飞行员[1]。某机载投放器装备于某型直升机，根据飞机的环境使用要求，该投放器需满足在直升机各类机动条件下可靠工作。因该机载投放器在工作时将随飞机的机动受到过载，为保证设备正常可靠工作，要求投放器与直升机机体的连接可靠，同时要求投放器内部锁紧机构连接可靠。因此，本文对该机载投放器进行模态分析与结构静力学分析。

1 投放器结构强度理论计算

根据产品相关技术要求及GJB150.15A-2009加速度试验的要求[2]，机载投放器的加速度试验量值如表1所示。表1中,g为重力加速度，g=9.8 m/s2。

表1 机载投放器加速度试验量值

根据设计要求，某直升机在机动飞行过程中，投放器随载机的机动受到过载，以载机最大机动加速度进行理论计算[3]。本文分别对最大过载情况下投放器与载机的连接强度、投放器内部锁紧机构的连接强度进行强度计算。

1.1 投放器与载机连接强度计算

根据直升机机动时的最大加速度试验量值，当投放器处于满载情况下时受到过载载荷最大。为确保计算结果更真实地指导投放器的结构设计，投放器取1.25倍的重量裕度[4]，因此，可由下式计算投放器满载情况下的质量m(kg)：

m=(mz+mg)×1.25.

(1)

其中：mz为投放器空载时质量，mz=3.8 kg；mg为满载时干扰弹质量，mg=5.6 kg。

将相关参数代入式(1)计算得：m=11.8 kg。

根据投放器在载机机体内的安装方向，以及最大过载时直升机的机动方向可知，投放器的最大垂向加速度为10.5g，最大横向加速度为6.0g。当载机做垂直机动时，投放器与载机连接的紧固螺钉受到剪力，当载机做横向和纵向机动时，紧固螺钉受到拉力。对紧固螺钉的最大剪应力、最大拉应力分别进行计算。

1.1.1 紧固螺钉的最大剪应力

当载机做垂直机动时，投放器与载机机体的紧固螺钉受到的最大剪力Fc(N)为：

Fc=m·acmax.

(2)

其中:acmax为最大垂向加速度,acmax=10.5g。将相关参数代入式(2)计算得：Fc=1 214.22 N。

此时，紧固螺钉的最大剪应力τc(MPa)为：

τc=4Fc/(π·d22).

(3)

其中:d2为紧固螺钉直径，d2=8 mm。将相关参数代入式(3)计算得：τc=24.16 MPa。

1.1.2 紧固螺钉受到的最大拉应力

当载机做横向或纵向机动时，投放器与载机机体的紧固螺钉受到的最大拉力Fl(N)为：

(4)

其中:F0为螺栓预紧力，查参考文献[5]，F0≈6 250 N；ahmax为最大横向或纵向加速度，ahmax=6g。将相关参数代入式(4)计算得：Fl=6 596.92 N。

此时，紧固螺钉的最大拉应力σl(MPa)为：

σl=4Fl/(π·d22).

(5)

将相关参数代入式(5)计算得：σl=131.33 MPa。

综合以上计算结果，查阅参考文献[5]，航空通用M8螺钉材料的屈服强度σs≥800 MPa。因此，紧固螺钉许用应力[σp]=640 MPa，远大于紧固螺钉受到的最大拉应力σl=131.33 MPa；紧固螺钉许用切应力[τp]=320 MPa，远大于紧固螺钉受到的最大剪应力τc=24.16 MPa。因此，投放器与载机机体的紧固螺钉的强度满足设计要求。

1.2 投放器内部锁紧机构的连接强度计算

投放器由底座和弹匣两部分组成，弹匣和底座通过锁紧机构连接紧固，因此，为保证飞机机动时投放器正常可靠工作，须对锁紧机构的连接强度进行校核。

根据实际使用情况，锁紧机构锁紧后，在锁紧机构上预置了压簧，预置压力f=100 N。当飞机做横向机动时，锁紧机构受到的最大拉应力σsjg(MPa)为：

(6)

其中：ms为弹匣满载时总质量，ms=10.5 kg；rs为锁紧杆半径，rs=2.5 mm。将相关参数代入式(6)计算得：σsjg=31.02 MPa。

锁紧机构内的锁紧杆采用7075高强度铝合金制成，查阅参考文献[5]，其许用应力为400 MPa，远大于31.02 MPa，因此，投放器内部的锁紧机构强度满足设计要求。

2 投放器有限元建模

投放器由底座和弹匣两部分组成，弹匣和底座通过锁紧机构进行连接紧固。底座主要由铝合金外壳、PCB板组成，弹匣主要由碳纤维框体、锁紧机构组成。其中，锁紧杆为7075铝合金材料，弹匣框体为碳纤维T700复合材料，相关材料的物理特性[6]参数见表2。

表2 投放器使用材料的物理特性参数

为了对投放器进行模态分析和结构静力学分析，首先需对投放器进行有限元建模。本文利用ABAQUS的Standard/CAE模块对投放器各个部件划分了高质量的二阶六面体网格，共得到网格298 081个。模型中的所有部件的边界约束均按照实际情况进行设置，螺钉连接使用TIE约束，结构限位使用CONTACT进行接触约束。其中两个锁紧机构处使用弹簧元件模拟预压缩的弹簧力作用[7]。投放器有限元模型如图1所示。

图1 投放器有限元模型

3 投放器模态分析

对投放器进行模态分析,结果如表3所示。

表3 投放器的前10阶模态频率

投放器前10阶模态振型如图2所示。根据模态分析的计算结果可知，投放器的第1阶模态频率为171.6 Hz，此时其z方向振动最为严重。从第1阶和第2阶振型图可知，低频振动时，锁紧机构为薄弱环节。从第6、第7阶振型图分析可知，在750 Hz～950 Hz频率范围振动时，投放器弹仓框体为薄弱环节。

图2 投放器前10阶模态振型

根据国军标GJB 150.16A中的环境试验方法表C.4.1中描述，典型的直升机主旋翼基本振源频率大约在10 Hz～25 Hz之间，尾桨的基本振源频率大约在50 Hz～100 Hz之间[8]。而根据投放器结构的模态分析结果可知，投放器第1阶模态频率为171.6 Hz，大于典型直升载机尾桨振源频率范围，大于主旋翼振源频率范围，由此可知投放器的最低共振频率大于载机振源频率范围。因此，投放器的振动特性满足典型直升载机振动特性要求。

4 投放器结构静力学分析

直升机在机动飞行时，投放器内部锁紧机构是重要承力结构。为分析过载情况下锁紧机构的结构强度，对锁紧座体和锁紧杆进行了静力学仿真分析。过载加速度选取10.5g，在单个锁紧杆上加载一个8 kg质量点用于模拟满载情况下投放器的质量。

投放器内部锁紧机构强度计算模型如图3所示。

图3 锁紧机构强度计算模型

利用ABAQUS的Standard/CAE进行计算，当投放器加速度达到10.5g，锁紧机构锁紧8 kg质量点时，锁紧机构内部零件的应力云图如图4所示。

图4 锁紧机构内部零件的应力云图

由图4可知:锁紧杆受力较为严重的部位在尾部挂钩处，除少数网格尖点位置外绝大部分应力均小于90 MPa，远小于7075铝合金材料的许用应力;下锁紧机构最大应力约为32 MPa，远小于7075铝合金材料的许用应力。因此投放器内部锁紧机构强度满足设计要求。

5 结论

本文根据某直升机在各种机动条件下的加速度试验量值，对某机载投放器的受力特性进行了理论计算和结构静力学仿真分析，综合比较理论计算和仿真分析结果得出，理论计算和仿真计算结果相近，该型投放器结构刚强度满足设计要求，表明该设计方法对机载设备的结构刚强度设计具有参考意义。

此外，为掌握投放器固有特性，本文对投放器进行了模态分析，投放器第1阶模态频率大于典型直升载机尾桨振源频率范围，大于主旋翼振源频率范围，投放器的最低共振频率大于载机振源频率范围，因此投放器的振动特性满足典型直升载机振动特性要求。