船用定向强声装置转台的抗振设计与仿真分析

王晓强，胡 啸，朱马炮

(1.海军装备部，湖北 武汉 430064；2.中国舰船研究设计中心，湖北 武汉 430064；3.北京中安航信科技有限公司，北京 100095)

0 引言

冲击振动是船用运行环境中的常见现象，船体受到波浪的拍打而引发振动和摇摆，发动机工作引起船体振动，现代舰船在海战中必然会面临非接触爆炸引起的冲击破坏问题[1]，或其他条件、环境因素等形成冲击力等，给船上的电子设备带来严峻考验。对于船用定向强声装置分系统转台来说，只有掌握了其运行的动力学状态和参数之间的整体内在关系，才能有效控制机器运行在最佳的状态。

船用定向强声装置根据船用环境要求研制，其具有精准的定向能力，以一定角度(±15°)发射难以承受的刺激性声波，而在其他角度却无不适。为使其能够发挥最大效用，需要配合分系统转台使用。转台作为定向强声装置的关键部件，其抗振性能直接影响船用定向强声装置的应用效果。

转台在陆地机场等固定场所的定向强声装置中，已成熟应用。对于船用定向强声装置的分系统转台，还需要针对性地进行抗振设计和验证，由于转台样机生产试验周期长、费用高，因此在样机设计阶段采用有限元软件Ansys，对转台整体结构开展模态计算、谐响应分析、瞬态计算和疲劳分析等仿真计算[2]，为转台能满足船用振动冲击的环境要求提供理论依据，缩短转台的研制周期、降低研制成本。

1 构 成

船用定向强声装置由2 套强声设备和1 台控制台组成，单套强声设备包含扩音器、功率放大器、转台和摄像系统。

转台可支撑扩音器并转动，仰角以零位（水平方向）为基准，移动范围≥±45°；方位角以零位（强声设备正前方）为基准，移动范围≥±170°、转台带负载能力为最大载重80 kg。

2 装置应用环境

船用定向强声装置需要在振动、冲击和颠震等方面，考虑机械可靠性。在振动、冲击和颠震等方面的环境试验，均有相关国家军用标准可以参照。

1）振动[3]

振动试验条件见表1 和表2。

表1 正弦扫频功能试验和耐振试验条件Tab.1 Sine sweep function test and anti vibration test conditions

表2 随机振动功能试验条件Tab.2 Random vibration function test conditions

2）冲击[4]

冲击试验条件见表3。

表3 冲击试验条件Tab.3 Impact test conditions

3）颠震[5]

在总颠震次数3 000 次、脉冲持续时间16 ms、峰值加速度70 m/s2的颠震环境下正常工作。

3 转台结构设计

转台是两轴传动设备，采用精密机械轴系，带动扩音器实现俯仰和方位方向的转动。转台的技术指标中对转台的角位置、角速度范围提出了一定要求。为了达到技术指标要求，技术路线为选择合适的台体结构形式和驱动方式、高性能的执行和测量元件、模块化的控制系统结构和模块化的控制软件等。

转台由机械台体、控制系统和负载3 部分组成。转台外形如图1 所示。

图1 转台外形图Fig.1 Table drawing

1）机械台体

转台的机械台体为立式2 轴转台，由框架、基座和内部硬件组成。内部硬件包括俯仰和方位2 个转动轴系、驱动电机、位置反馈元件等硬件部分。考虑到试验环境以及产品周期的要求，转台的框架全部采用铝合金铣加工而成，铝合金通过氧化处理后防盐雾及霉菌性能好，生产周期短。水平轴和俯仰轴采用高强度合金钢40Cr 加调质热处理，通过电镀防腐处理后防盐雾及霉菌性能良好。

2）控制系统

控制元器件安装在台体内，设计为机控一体式结构。

负载为扩音器，设计重量75 kg。转台轴系为立式U-T 结构。方位框架为U 形结构，运动范围±170º；俯仰部件框架为负载，运动范围±90º。负载扩音器作为转台的俯仰框，其两侧各有一个安装盘，与俯仰轴连接。俯仰轴系安装于方位框的耳座内，方位框与方位轴系连接，方位轴系安装于底座内。

4 转台抗振仿真分析

转台试验要求中，转台需要做振动、颠震、冲击等试验，因此需要在尽量减轻重量及转动惯量的基础上提高框架的强度。转台结构需具备良好的刚强度以提高其抗冲击性[6]和抗振动性能。在三维实体造型的基础上，给出符合实际工况、实际载荷、边界条件、材料特性等参数，可以准确计算出整个零部件的自然频率、应力、变形、位移、应变以及零部件的动态响应、瞬间响应、动力学分析等结果。从而减少设计周期，增加设计的可靠性。

转台材料属性如表4 所示。

表4 转台材料属性表Tab.4 Table of turntable material properties

以上述转台三维结构图和材质列表为基础，采用Ansys Workbench 有限元分析软件对转台进行仿真分析，分析过程如下：

1）分析项目

①进行横向、垂向、纵向随机振动分析，评估设备结构强度；

② 进行横向、垂向、纵向扫频振动分析，评估设备结构强度；

③进行横向、垂向、纵向定频耐久振动分析，评估设备结构强度；

④ 进行垂向颠震分析，评估设备结构强度；

⑤ 进行横向、垂向、纵向冲击响应计算，评估设备结构强度。

2）分析思路

依据实际试验类型及试验条件对其进行有限元仿真分析，分析类型与试验类型对应关系如表5 所示。

表5 试验类型及对应仿真类型关系Tab.5 Relationship between test types and corresponding simulation types

3）评估准则

①结构强度评估

结构强度评估准则为转台结构整体应力最大处的Von Mises 等效应力不超过材料的屈服极限。

② 有限元简化几何模型[7]方法及假设

仅考虑材料的线弹性物理性质，不考虑材料的塑性和应变率效应；电机组件采用实体模拟，并且根据质量和体积计算出密度；不考虑构件安装的初始应力，不考虑加工误差；设备内负载、电路板采用质量点模拟；轴承简化为内外2 个圆环实体，并采用绑定连接；对设备的小孔和倒角进行简化处理。

4）模型建立

①对转台进行了有限元离散处理，划分有限元单元节点数目为298 004 个，有限元单元网格数目为151 943 个。

② 根据实际安装情况，对转台底部施加固定约束。

5）模态分析

模态分析的目标是识别出系统的模态参数[8]，对转台模型进行30 阶模态分析，模态阶数及对应的固有频率见表6。

6）随机振动分析

根据试验大纲的要求，转台随机振动试验的条件见表7。

表7 随机振动试验条件Tab.7 Random vibration test conditions

对设备进行随机振动分析，得到转台位移云图和应力云图（见图2），最大位移最大应力及最大应力部位（部件）分析结果见表8。

表8 随机振动最大位移与最大应力分析结果列表Tab.8 Random vibration maximum displacement and maximum stress analysis results list

图2 X 轴随机振动转台位移云图与应力云图Fig.2 Displacement nephogram and stress nephogram of x-axis random vibration turntable

可知，各部件的受力均小于材料的屈服极限值。

7）谐响应分析（扫频振动分析）

转台扫频试验的条件见表9。有限元加载曲线见图3，加载位置在转台底部。

图3 加载载荷Fig.3 Loading

表9 扫频振动试验条件Tab.9 Swept frequency vibration test conditions

对转台进行谐响应分析，得到转台响应点对应的响应加速度曲线、位移云图和应力云图见图4 所示，得到转台在X，Y，Z三个轴向扫频振动的最大位移、最大应力及最大应力部位（部件），分析结果如表10所示。

表10 扫频振动最大位移与最大应力分析结果列表Tab.10 List of maximum displacement and maximum stress analysis results of swept frequency vibration

图4 X 轴扫频转台响应点加速度曲线、位移云图和应力云图Fig.4 Response point acceleration curve,displacement nephogram and stress nephogram of x-axis frequency sweep turntable

可知，各部件的受力均小于材料的屈服极限值。

8）谐响应分析（定频试验）

耐振试验条件见表11。有限元加载位置转台底部。在谐响应的基础上，根据模态分析前3 阶的结果，发现第1 阶模态频率为35.783 Hz，振型变化方向为X向，第2 阶模态频率为38.086 Hz，振型变化方向为Y向，第3 阶模态频率为78.504 Hz，大于60 Hz。故得出X、Y、Z方向的定频条件见表12。

表11 耐振试验条件Tab.11 Vibration test conditions

表12 定频分析条件Tab.12 Constant frequency analysis conditions

计算结果表明，转台最大位移量及最大应力与扫频振动的结果相同。

9）转台颠震试验分析

转台颠震试验条件见表13。有限元加载曲线见图5，加载位置转台底部。

表13 颠震试验条件Tab.13 Conditions of bump test

图5 加载载荷Fig.5 Loading load

对设备进行瞬态分析，得到转台在Z轴向颠震的位移云图和应力云图(见图6)，最大位移、最大应力及最大应力部位(部件)分析结果见表14。

图6 Z 轴向颠震转台位移云图和应力云图Fig.6 Displacement nephogram and stress Nephogram of z-axis shaking table

表14 颠震最大位移与最大应力分析结果列表Tab.14 List of the results of the maximum displacement and maximum stress analysis of the British earthquake

其中Z方向最大应力为44.079 MPa，各部件的受力均小于材料的屈服极限值。

10）摆锤冲击试验分析

设计冲击输入谱[9]如表15 所示。

表15 冲击试验条件Tab.15 Impact test conditions

其中，A0和V0的计算公式为：

式中：ma为设备的模态质量，t；A0和V0为标称加速度谱和速度谱，m/s2和m/s。

对设备进行谱分析，得到转台位移云图及应力云图，如图7 所示。转台在X、Y、Z三个轴向冲击的最大位移，最大应力及最大应力部位（部件），分析结果见表16。

图7 Z 轴冲击转台位移云图与应力云图Fig.7 Displacement nephogram and stress nephogram of z-axis impact turntable

表16 摆锤冲击转台最大位移与最大应力分析结果列表Tab.16 List of the results of the analysis of the maximum displacement and maximum stress of pendulum impact turntable

其中X方向最大应力为145.6 MPa，Y方向最大应力为131.42 MPa，Z方向最大应力为289.62 MPa。其中关键部件为水平轴套，水平轴套选用40Cr 材质，各部件的受力均小于材料的屈服极限值。

5 结语

本文根据典型的船舶应用环境，梳理了GJB 150.16A-2009《军用装备实验室环境试验方法第十六部分：振动试验》、GJB 4.8-1983《舰船电子设备环境试验条件颠震试验》、GJB 4.9-1983《舰船电子设备环境试验：冲击试验》等国家军用标准在振动、颠震、摆锤冲击等方面的试验要求，对船用定向强声装置的分系统转台进行了针对性的结构设计，并采用Ansys Workbench 有限元分析软件，对转台结构进行仿真，得到关键部位的应力云图。结果表明，各部件的受力均小于屈服极限值，符合设计要求，可开展样机生产验证工作。