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。

2）冲击^[4]

冲击试验条件见表3。

3）颠震^[5]

在总颠震次数3000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。

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。

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。

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298004个，有限元单元网格数目为151943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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

其中，A₀和V₀的计算公式为：

$ {A}_{0}=98.1\frac{19.05+{m}_{a}}{2.72+{m}_{a}} ，$

(1)

$ {V}_{0}=1.52\frac{5.44+{m}_{a}}{2.72+{m}_{a}}。$

(2)

式中：m_a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。

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。