极低过载引信无返回力矩擒纵后坐保险机构

艾志远，李世中，杨 超，张冬梅，常慧珠

(1.中北大学机电工程学院，山西 太原 030051；2.江南工业集团有限公司，湖南 湘潭 411207)

0 引言

长期以来，后坐保险机构在许多发射过载较大的弹药引信中广泛应用。随着现代战争中军事武器的发展，武器的平台和类型得到极大拓展，如部分单兵直瞄武器、反坦克导弹、火箭弹、巡飞弹、无人机、小型无人战车等，这些弹药或平台相应配备的弹药，其发射过载具有量值低、持续时间长的特点，过载值甚至低于10g，持续时间超过1 s。对于传统引信后坐保险机构来说，其性能已经无法满足这些低过载环境，尤其在极低过载情况下很难区分和识别弹道环境与勤务处理跌落环境。目前为应对极低过载引信安全性问题，主要采用弹簧阻尼器和钟表机构，例如曲折槽保险机构和加速度积分器，但这些机构无法同时应对持续时间长和极低过载两个发射环境，所以迫切需要解决过载持续时间较长的极低发射过载弹药引信，其勤务处理、保险和解除保险之间的技术问题。

为了解决在持续时间较长的极低过载发射环境中，弹药引信能够应用后坐保险机构这一问题，本文采用一种将质量重块和无返回力矩钟表机构相结合的后坐保险机构，通过钟表轮系、擒纵机构和弹簧阻尼器，作用于保险件上，使系统能够识别弹道环境和勤务处理跌落环境，并能可靠解保，能够在极低过载下解决引信勤务处理安全和可靠解除保险的矛盾。

1 低过载后坐保险机构现状

为了解决引信后坐保险机构在低过载发射环境中，勤务处理安全性和可靠解除保险之间矛盾，各国陆续研发出了多种能够区分跌落等过载和低发射过载的后坐保险机构。其中应用较为广泛的有曲折槽后坐保险机构、双自由度保险机和加速度积分器。

曲折槽保险机构主要应用于迫击炮弹、无后坐力炮和火箭弹引信当中，通过曲折槽机构对于惯性筒的迟滞作用，来解决弹药引信在发射时由于所受到的后坐力与跌落时所受到的惯性力相差很小带来的识别矛盾[1]。曲折槽保险机构解除保险所需最低过载约为60g，过载持续时间约为50 ms。典型曲折槽保险机构如图1所示。

图1 曲折槽保险机构Fig.1 Zigzag arming device

双自由度后坐保险机构出现相对较晚，其结构相对简单，是一种新型后坐保险机构。通过后坐簧和上下后坐筒起到延期解保的效果[2]。双自由度后坐保险机构解保所需最低过载约为100g，持续时间约为15 ms。图2是一种双自由度后坐保险机构的示意图。

图2 双自由度后坐保险机构Fig.2 Two degree of freedom setback arming device

加速度积分器实质上也是一种钟表保险机构，依靠惯性块、齿轮轮系和弹簧对转子起到迟滞，以达到延期解保的作用[3]。加速度积分器在低于12g的过载时不会运动，大于20g过载能可靠解保。图3为典型加速度积分器结构。

图3 加速度积分器Fig.3 Acceleration integrator

除了上述几种保险机构，还出现了序贯式、剪切销和流体等形式的后坐保险机构，它们相较于传统的后坐保险机构来说，解决了部分低发射过载和勤务处理安全性的矛盾[4]。但这些保险机构的识别范围大多为几十到几百个g的过载，持续时间十几到几十毫秒，对于10g甚至低于10g，持续时间较长的极低过载不能很好识别。

2 结构组成及原理

为了应对过载持续时间长和极低过载两个条件，本文采用了一种将带钳制销质量块和无返回力矩钟表机构相结合的后坐保险机构，图4展示了极低过载后坐保险机构的总体结构，其主要构件有带钳制销的质量重块、钟表齿轮轮系和擒纵机构。

图4 极低过载后坐保险机构Fig.4 Recoil safety mechanism for extremely low overload fuze

2.1 原动机

在本文设计中，原动机由质量重块担任，用以识别极低过载，并通过固定在其上的齿条，将后坐过载带来的惯性力传递给齿轮系，带动齿轮转动。质量块上穿有通孔，用来穿过起到导轨和约束作用的金属杆，通孔内部为台阶形设计，用来卡住弹簧。图5为带有齿条的质量块。

图5 带有齿条的质量块Fig.5 A mass block with a rack

带有齿条的质量块不仅是原动机，同时也是保险件，通过钳制销对被保险件(如回转体)起到约束作用。图6是钳制销与回转体在解除保险时的运动过程。

图6(a)为开始向下运动时，钳制销在转子的通槽内上下运动，对回转体起到限制作用，回转体内雷管与轴线成45°夹角，引信处于隔离状态。图6(b)为质量块在过载作用下沿通槽运动，当运动到位时，钳制销与回转体圆环槽对准，回转体在偏心配重部或预置扭簧等作用下迅速转正，如图6(c)所示，雷管与导爆管对正，引信处于待击发状态，当过载消失后，质量块在弹簧作用下向上运动，钳制销继续对回转体起到限制作用，防止引信瞎火。

2.2 钟表齿轮传动轮系

传动轮系的功能是按一定的传动比，将原动机的能量传递给擒纵调速器。本设计采用引信用圆弧齿轮啮合传动轮系，该型齿轮为优化齿形，其力矩比变化率的最大值为最小，对齿轮参数偏差不敏感。齿轮的齿顶系数高，强度高，啮合性能好，并且齿轴齿根高有所降低，提高了耐用性[5]。

传动轮系总传动比按以下公式计算：

(1)

式(1)中，k∑为传动轮系总传动比，tmax为引信最大作用时间，T为平衡摆振动周期，Zq为擒纵轮齿数，αmax为最大装定角。

tmax根据战术指标定为1.8 s，αmax假定为330°，擒纵机构采用了比较成熟的一种，Zq取12，T一般取0.01 s。经过计算总传动比k∑≈13.5。

当10

图7 传动轮系Fig.7 The transmission gear train

在钟表机构中越靠近原动机的齿轴受力越大，从强度的角度考虑，齿轴齿数应按递减顺序排列，而齿轮齿数应按递增顺序排列。

2.3 无返回力矩擒纵调速器

无返回力矩擒纵调速器是无返回力矩钟表机构的重要组成部分，其通常只有卡摆和擒纵轮两个部件，卡摆有卡瓦式和销钉式两种结构[6]。本文采用了一种较成熟的销钉式无返回力矩擒纵调速器，如图8所示。

图8 销钉式无返回力矩擒纵调速器Fig.8 Pin type runaway escapement

无返回力矩擒纵调速器结构中没有弹性元件，所以没有恢复力矩，依靠擒纵轮对销钉的来回碰撞，使平衡摆产生无固定周期的振动。每次对销钉的碰撞都会消耗擒纵轮一部分能量[7]，并通过传动轮系使得原动机运动减缓，以达到延迟解除保险的作用。

对保险机构的改进，主要是采用质量重块用以识别极低过载，并充当原动机和保险件，通过钟表轮系机构、擒纵机构和弹簧相结合，对保险件产生运动阻尼，达到延期的作用，能够很好地识别持续时间长的极低发射过载和勤务处理环境，从而达到在极低过载下保险和延期解保的作用。

3 保险机构运动仿真

为了验证对保险机构改进的有效性，使用UG软件对整个保险机构进行建模，并将装配好的模型导入Adams中，对零件进行材料属性修改，并且施加一定的约束关系后进行仿真。导入Adams后的模型如图9所示。

图9 导入Adams中的保险机构模型Fig.9 Import the insurance mechanism model in Adams

3.1 发射时作用性能仿真

由于齿条不在运动轴线上，在离心力作用下可能会产生一定的摩擦力，其计算公式为

Ffct=mctrctfω2(t)，

(2)

式(2)中，mct为齿条质量，rct为齿条偏心距，f为摩擦系数，ω(t)为弹丸角速度。

其中齿条质量mct为0.405×10-3kg，偏心距rct取8.75×10-3m，摩擦系数f取0.1，对于弹丸角速度ω(t)，按照保守条件，取157.08 rad/s。由此可得齿条所受摩擦力Ffct为0.008 74 N，其数值几乎可以忽略不计。

齿条固定在质量块上共同构成了原动机，其受到的惯性力为

Fk=mya，

(3)

式(3)中，my为原动机的质量，取1.477×10-2kg；过载加速度a为8g(g=9.8 m/s2)，可得原动机所受惯性力约为1.16 N。

原动机所受合力为

Fy=Fk-Ffct-Kx-Fp，

(4)

式(4)中，K为弹簧刚度系数，x为原动机位移，Fp为弹簧预载荷。

弹簧起到支撑质量重块和回弹作用，其刚度系数设为2.5×10-2N/mm，为了保证平时和勤务处理时的安全性，弹簧要有一定的预压量，换算成预载荷，每条弹簧为0.07 N。

仿真开始前，上钳制销与转子上端对齐，钳制销在转子的通槽内，对转子起到锁定作用。

根据计算，对机构施加过载进行仿真。定义过载为8g，持续时间为2 s，保险件运动结果如图10所示。

图10 8 g过载下保险件运动情况Fig.10 Motion of safety parts under 8 g overload

由图10可知，在8g过载下，保险件向下位移，钳制销深入转子通槽约2 mm，并沿着通槽运动。在大约1.5 s时，保险件运动到底部，行程为8 mm，此时钳制销与转子圆环槽对正，保险件运动到位，并在过载未结束时保持，过载结束后，在短时间内能够复位，保险和解除保险效果良好。

发射过载有可能受到发射平台、发射环境等因素的影响而产生小的变动，因此在7g和10g过载下分别进行了仿真。结果如图11和图12所示。

图11 7 g过载下保险件运动情况Fig.11 Motion of safety parts under 7 g overload

图12 10 g过载下保险件运动情况Fig.12 Motion of safety parts under 10 g overload

从仿真结果中可以看出，在7g和10g过载下，保险件均能在1 s以后，2 s以内运动到位，可靠解保，并能在过载结束后复位。

为了验证其可靠解保的过载工作范围，分别在6，12和15g过载下进行仿真，结果如图13所示。

图13 6 g、12 g和15 g过载下保险件运动情况Fig.13 Movement of safety parts under 6 g, 12 g and 15 g overload

由仿真结果可以看出，在6g过载下，保险件在2 s左右运动到位，在15g过载下，保险件在1 s左右运动到位，为了可靠解保，解保时间应在1～2 s之间，所以低过载保险机构的解保工作范围为6～15g。

3.2 勤务处理安全性仿真

引信在勤务处理过程中，其跌落环境一般可分为跌落向硬目标和跌落向软目标，对于低过载引信，跌落向软目标或者带有缓冲包装时的安全性更为重要[8]。通过查阅相关文献，选定弹丸在3 m高度坠落向钢板来模拟跌落向硬目标的情景，其峰值过载为14 000g，持续时间0.2 ms；选定弹丸在3 m高度跌落向土壤来模拟跌落向软目标的情景，其峰值过载500g，持续时间5 ms。保险件运动情况的仿真结果如图14和图15所示。

图14 14 000 g过载下保险件运动情况Fig.14 Motion of safety parts under 14 000 g overload

图15 500 g过载下保险件运动情况Fig.15 Motion of safety parts under 500 g overload

从图14—图15中可以看出，在14 000g过载下，保险件最大位移量为0.6 mm，在500g过载下，保险件最大位移量为0.65 mm，两种情况下保险件的最大位移量都未超过1 mm，并在很短时间内迅速复位，说明保险机构对勤务处理跌落环境有很好的识别作用。

在运输过程中，由于载具和路况等因素的影响，会产生一定的振动。振动过载通常按正弦曲线处理，为了模拟运输振动情况，分别在振动峰值过载30g，周期2 ms和振动峰值1g，周期1.5 s的情况下对机构进行仿真，如图16和图17所示。

图16 峰值过载30 g振动时保险件运动情况Fig.16 Motion of the bumper when peak overload 30 g vibrates

图17 峰值过载1 g振动时保险件运动情况Fig.17 Motion of the bumper when 1 g vibration is induced by peak overload

从仿真结果中可以看出，无论是周期2 ms的30g过载振动还是周期1.5 s的1g过载振动，保险件的运动行程均在0.5 mm以内，保险的安全性有充分保证。但同时由于振动的存在，应尽量减小保险件和其他零件间的接触面积以及摩擦系数，减少因振动产生的摩擦而带来的磨损。

3.3 结构参数对性能的影响分析

对于极低过载后坐保险机构来说，其内部部分结构参数对解保性能有很大的影响，比如重块质量和弹簧抗力。

为了增加机构的通用性，在其他条件不变的情况下，通过改变重块材质或体积来改变其质量，改变刚度系数来改变弹簧的抗力，以此来影响保险机构的性能。图18和图19分别为不同质量的重块和不同刚度系数的弹簧对保险机构解保时间的影响。

本文设计中保险件采用钢制结构，如图18所示，又分别采用铜制和镂空处理，来表示采用密度更大的材料或者减小体积来增加或减小重块质量，在相同条件和过载下，可以看出重块质量越大，解保时间越短，质量越小，解保时间越长。

图18 不同质量重块对运动性能影响Fig.18 Influence of different weights on motion performance

图19为不同刚度系数的弹簧对保险件运动性能的影响，分别采用了刚度系数为1.5×10-2，2.5×10-2和5×10-2N/mm的弹簧。由图可知，随着刚度系数的增加，弹簧抗力也增大，保险机构解保时间越长，刚度系数越小，解保时间越短。

图19 不同刚度系数弹簧对运动性能影响Fig.19 Influence of springs with different stiffness coefficient on motion performance

通过以上两组仿真可以看出重块质量和弹簧抗力对于解保性能的影响，在实际应用中可以根据具体的应用场景来适当做出调整，以适应更加宽泛的解保过载区间，增强了该机构的通用性。

4 结论

本文改进的极低过载引信后坐保险机构，利用质量重块和无返回力矩钟表机构相结合，通过齿轮轮系、擒纵调速器和弹簧阻尼器，对保险件起到迟滞作用，达到保险和延期解除保险的功能，解决了在有限空间内、持续时间长、极低过载条件下的可靠解保。通过仿真验证了其解保可靠性以及勤务处理安全性，为极低过载发射条件下的弹药引信设计提供了参考。实际应用中，可以根据不同场景来进行相应试验。