高后坐過載下硅基MEMS后坐保險裝置響應特性

強 甲,趙 旭,田中旺,王曉霞

(西安機電信息技術研究所,陜西 西安 710065)

0 引言

隨著高新科技武器的不斷發展,引信的功能需求也越來越多,對于引信體積使用率也有了更高的要求。微機電系統(MEMS)[1-2]具備微小型化、低功耗、多功能、高集成等特點,與引信小型化和智能化的需求十分吻合。MEMS安全系統[3-4]是采用MEMS加工技術實現引信的安全系統功能,硅基MEMS的集成通過微系統封裝工藝實現,可以與微電子一體化加工,應用前景廣闊。MEMS后坐保險裝置作為MEMS安全系統的一個功能部件,用來感知發射環境,解除第一道保險。但硅材料彈性相較于金屬基材料,延展性不足;硅基后坐保險裝置集成后,在上萬g的過載環境下,很容易發生失效。研究高后坐過載環境下硅基后坐保險裝置的響應特性,可以為硅基結構設計優化提供支撐。

MEMS后坐保險裝置最初由Charles H. Robinson團隊[5-8]于1998年在其專利中提出,通過幾代改進設計已較為成熟。近些年國內對于后坐保險裝置進行了大量研究,南京理工大學團隊著重對懸臂梁結構MEMS后坐保險裝置進行分析,文獻[9-11]將懸臂梁等效為彈簧質量塊系統,并推導出MEMS后坐保險裝置最大響應位移與固有角頻率之間的關系;文獻[12]研究了影響固有角頻率的結構因素和固有角頻率之間的關系;文獻[13]通過瑞利商法計算固有角頻率并完整預測了后坐保險機構在沖擊載荷下的位移時間過程曲線;文獻[14]建立了閉鎖機構可靠閉鎖的臨界閾值能量模型并進行了試驗驗證;文獻[15-16]對MEMS后坐保險裝置進行了馬歇特錘擊性能測試。針對垂直基板式MEMS后坐保險裝置,文獻[17]建立了影響MEMS后坐保險裝置后坐加速度的表達式,得到了相關因素與加速度的關系,并采用離心機對MEMS后坐保險機構進行解除保險性能試驗,通過觀察試驗結果驗證了方程和仿真的合理性;文獻[18]對MEMS后坐保險裝置進行了正常發射和跌落兩種環境的失效模式仿真,并進行了錘擊試驗驗證;文獻[19]對齒形制動的硅基后坐保險裝置進行了仿真研究,完善了質量塊位移響應計算公式。綜上可知,目前國內的設計主要集中在鎳基方面,技術已較為成熟,但對于硅基MEMS后坐保險裝置的研究主要集中在理論分析和仿真研究,基于目前資料,尚不能解決垂直基板式硅基MEMS后坐保險裝置高后坐過載下響應特性問題。

本文提出了一種硅基后坐保險裝置,對其進行了理論模型分析,勤務跌落和發射環境動力學仿真和試驗測試,研究了其失效形式,并提出了一種優化方案,為該裝置的進一步改進提供理論支撐。

1 MEMS安全系統工作原理

本文研究的對象為垂直基板式后坐保險裝置,根據GJB 373B-2019《引信安全性設計準則》要求,其組成框圖如圖1所示,主要由后坐保險裝置、離心保險裝置、指令鎖機構和隔爆滑塊等組成。

圖1 硅基MEMS安全系統組成框圖Fig.1 Silicon based MEMS security block diagram

其工作原理:當彈藥發射時,后坐保險裝置在后坐力的作用下,質量塊運動至閉鎖機構并閉鎖,解除微隔離機構的第一道保險;到達設定延期解除隔離距離,微控制模塊發出指令,電熱驅動裝置逐步釋放隔爆滑塊,達到延期解除隔離的作用,微隔離機構在離心力作用下運動到閉鎖機構并閉鎖,此時傳爆序列對正,引信處于待發狀態。

2 理論模型

后坐保險裝置主要由基板、質量塊、彈簧及閉鎖機構構成,如圖2所示。

圖2 后坐保險裝置Fig.2 Setback arming device

在發射過程中,后坐保險裝置中的可動部件質量塊受到后坐力、彈簧抗力、接觸反力和摩擦力的綜合作用,當質量塊運動到閉鎖機構時受到卡座的約束,可將卡座視作懸臂梁機構,質量塊基本運動可以簡化為彈簧質量塊阻尼系統,如圖3所示。

圖3 彈簧質量塊阻尼系統Fig.3 Spring-mass block damping system

該阻尼系統的運動微分方程為

(1)

而質量塊移動時,A,B,C,D四個彈簧均受力拉伸,因此

k=k1+k2+k3+k4,

(2)

式(1)、式(2)中,m為質量塊的質量,x為質量塊的響應位移,c為阻尼系數,k為彈簧總剛度,F(t)為質量塊受到外力的合力,k1,k2,k3,k4分別為A,B,C,D四個彈簧的剛度。

后坐保險裝置受到的作用力可以用半正弦波來表示,系統阻尼為0時,在質量塊運動到閉鎖機構前,質量塊卡頭不受卡座作用,因此此時質量塊受到外力的合力為F(t)=ma(t),a(t)為平行于彈軸方向的后坐加速度。

質量塊運動方程可寫為

(3)

(4)

質量塊的最大響應位移為

(5)

后坐保險裝置能夠完全解除隔離的條件是卡頭完全進入卡座?？^進入卡座并被閉鎖過程中,首先與卡座梁末端的卡鉤碰撞,而卡頭沿原方向繼續運動,卡座梁受到卡頭擠壓作用發生偏轉,直至卡頭完全進入后卡座梁復位。為了便于分析,可假定卡頭在沖擊卡座時彈簧的拉力和卡座梁的彈力不變,彈力的大小取卡頭剛好進入卡座時的臨界狀態,此時的受力狀態如圖4所示。

圖4 質量塊卡頭與卡座卡頭臨界作用力示意圖Fig.4 Schematic diagram of critical force between mass block clamp and holder clamp

質量塊卡頭進入卡座的閾值能量表達式為

(6)

式(6)中,E為質量塊的閾值能量,E1為質量塊的沖擊能量,xa為質量塊從靜止狀態到閉鎖臨界狀態的軸向位移,Tm為臨界狀態下閉鎖機構卡頭的彈性抗力,Lh為質量塊卡頭頂端至卡頭末端的距離,θ為卡頭斜邊與彈軸方向的夾角,f為動摩擦系數,d為卡座梁截面的高度,b為卡座梁等截面梁的寬度,Ty為卡座梁卡頭受到的合力,L為卡座卡頭底端到卡座梁末端的距離。

根據沖擊能量公式E=mv2/2,質量塊的沖擊能量為

(7)

當質量塊在進入卡座臨界時刻,此時作用力最大。此時卡座梁卡頭對質量塊卡頭的作用反力為[20]

(8)

因此,質量塊卡頭進入卡座的閾值能量表達式也可寫為

(9)

當閾值能量E>0時,此時質量塊卡頭可完全進入卡座。

式(5)和式(9)為位移-能量數學模型,式(5)可用來判斷后坐保險裝置質量塊的運動位移能否達到解除隔離位移,在可以達到解除隔離位移的前提下,式(9)可以用來判斷質量塊能否達到解除隔離狀態,此數學模型可用來指導彈簧質量塊型后坐保險裝置的設計。

由無阻尼系統固有角頻率計算公式可知,wn與k值有關,此外由式(9)可知,閾值能量也與k值有關,增加k值,從而減小無阻尼系統固有角頻率和質量塊卡頭進入卡座的閾值能量,即閉鎖時的沖擊能量,進而提升后坐保險裝置的抗過載能力。

設定典型載荷:勤務跌落載荷幅值為12 000g,脈沖寬度為200 μs;正常發射解除隔離閾值載荷幅值為20 000g,脈沖寬度為2 ms。勤務跌落載荷和正常發射載荷可簡化為半正弦波形式,如圖5所示。

圖5 后坐加速度曲線Fig.5 Setback acceleration curve

3 仿真分析

理論模型可以基本分析后坐保險裝置的運動位移和閉鎖條件,但較難分析后坐保險裝置應力情況,為了更清楚了解后坐保險裝置的解除隔離運動過程和應力情況,從而研究后坐保險裝置的動態響應特性,本文利用ABAQUS有限元分析軟件建立后坐保險裝置有限元模型進行顯示動力學分析。

由于硅材料彈性模量較低,因此彈簧形變量不能太大,結合以往設計經驗,后坐保險裝置的模型如圖6所示。

圖6 后坐保險裝置模型Fig.6 Setback arming device model

3.1 仿真模型

該后坐保險裝置是基于單晶硅材料的MEMS機構,采用MAT-PLASTIC-KINEMATIC本構模型描述其物理行為,單晶硅材料參數如表1所示。

表1 單晶硅材料參數Tab.1 Monocrystalline silicon material parameters

由于彈簧和閉鎖機構的懸臂梁部分尺寸較小,因此此處的網格為0.02 mm,其余網格為0.05 mm,如圖7所示?；鶠椴豢蓜蛹?彈簧和質量塊均為可動件,且僅限制其垂直表面方向的移動自由度,摩擦系數取0.16,載荷形式為跌落和發射環境的后坐加速度,作用于質量塊。

圖7 網格劃分Fig.7 Mesh generation

3.2 勤務和發射環境響應特性分析

本文重點對勤務跌落過載和正常發射過載下的后坐保險裝置進行分析。在跌落過載和發射過載環境下后坐保險裝置的應力云圖和質量塊的解除隔離位移如圖8-圖11所示。

圖8 勤務跌落過載仿真Fig.8 Drop overload simulation

由仿真結果圖8(b)和圖9(b)可知,該后坐保險裝置可以區分兩種環境,而從圖9(b)可知,在外過載作用下,質量塊運動到閉鎖位置,但撤去外力后質量塊離開閉鎖位置,出現了閉鎖脫鉤的現象。

圖9 正常發射過載仿真Fig.9 Launching load simulation

從圖8(a)和圖9(a)可知,在勤務跌落過載和正常發射過載下,彈簧受到的應力遠大于其他部件,且最大應力點在靠近質量塊的彈簧第一拐彎處(見圖8(a)和圖9(a)圓圈,以下稱彈簧拐彎處),此外彈簧與基板的連接處(以下稱彈簧根部)也有一定的應力集中情況,因此對這兩個地方進行取點應力分析。

從圖10可得,跌落環境下彈簧的最大應力值為1 188 MPa,彈簧根部的應力值也超過了硅材料的屈服極限;而從圖11可得,發射環境下彈簧的最大應力值為679.7 MPa,并未超出彈簧的屈服極限。

圖10 勤務跌落環境下應力圖Fig.10 Stress diagram in the drop environment

圖11 正常發射環境下應力圖Fig.11 Stress diagram in the launch environment

通過圖10(a)和圖10(b)以及圖11(a)和圖11(b)之間的對比可得,彈簧根部的應力峰值小于彈簧拐彎處,但隨后的應力震蕩程度明顯強于彈簧拐彎處。從圖10(a)和圖11(a)對比可知,跌落環境下最大應力值高于發射環境,彈簧拐彎處更容易出現跌落環境下斷裂失效問題。

3.3 彈簧厚度對應力集中的影響

由3.2節仿真結果可知,彈簧有應力集中現象,最大應力值位于彈簧拐彎處,因此接下來仿真將研究不同彈簧厚度對后坐保險裝置最大應力值的影響。

初始結構彈簧厚度為0.08 mm,而基板厚度為0.3 mm,因此彈簧厚度不能超過0.3 mm,圖12為不同彈簧厚度對應的勤務跌落過載和正常發射過載下后坐保險裝置最大應力值圖。

圖12 彈簧厚度對最大應力值的影響Fig.12 Effect of spring thickness on maximum stress value

從圖12可知:當彈簧厚度由0.08 mm增加到0.20 mm時,跌落環境下彈簧最大應力值由1 188 MPa降為703.8 MPa,最大應力值降低了40.76%,應力集中現象得到有效緩解;當彈簧厚度達到0.24 mm時,跌落環境下彈簧最大應力值急劇增加;當彈簧厚度達到0.28 mm后,在發射環境下后坐保險裝置無法正常解除隔離;且最大應力值點一直位于彈簧拐彎處,此處應力集中現象嚴重,為后坐保險裝置薄弱點。

3.4 樣件測試

樣機采用單晶硅體硅刻蝕工藝加工,樣機成品如圖13所示。

圖13 樣機圖片Fig.13 Prototype photo

對樣機進行高后坐過載失效測試,對同一批次的三組樣機進行試驗,載荷幅值20 000g,載荷脈寬50 μs,試驗結果如圖14所示。

圖14 高后坐過載試驗結果Fig.14 Stress diagram in the launch environment

由圖14可知,兩個下彈簧已完全斷裂,說明彈簧根部受力嚴重,有應力集中現象。從放大圖可知,右上方彈簧從拐彎處斷裂而非根部斷裂,說明彈簧拐彎處受力比彈簧根部更嚴重,為應力最大集中點。同時對裝置進行仿真,結果表明,后坐保險裝置最大應力值為1 322 MPa,最大應力點位于彈簧拐彎處,彈簧根部應力值也超出了800 MPa,均超出了硅材料的屈服強度,仿真結果與試驗結果相符。

4 結論

本文對一種垂直基板式硅基MEMS后坐保險裝置進行理論、仿真分析和試驗測試。根據工作原理,建立了MEMS后坐保險裝置的位移-能量理論模型,獲取了后坐保險裝置的頻域運動位移響應特性和閉鎖能量閾值特征。通過仿真分析和試驗結果發現,靠近質量塊的彈簧拐彎處為硅基后坐保險裝置的最大應力集中點;閉鎖機構直角卡鉤易發生閉鎖后彈性脫鉤。當彈簧厚度不超過0.2 mm時,增加彈簧厚度,可以有效降低跌落環境下彈簧的應力集中現象,為設計提供了理論依據。未來將針對進一步降低彈簧應力集中現象開展研究,對閉鎖機構直角卡鉤進行結構改良,增加緩沖結構,減少閉鎖時沖擊碰撞的次數,提高閉鎖的可靠性,改善硅基后坐保險裝置的綜合性能。