作動器試驗故障分析及改進

李鋒，張亞洲，王少華，邵明平

(西安飛行自動控制研究所，陜西西安710065)

作動器是飛機飛行控制系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，一旦失效將威脅飛行安全。試驗是驗證作動器滿足設(shè)計要求的可靠手段。

作動器的試驗包括高溫、低溫、加載試驗、壓力脈沖試驗等。在對某臺作動器完成加載試驗后進行壓力脈沖試驗時，從作動器固定端有液壓油滲出。此現(xiàn)象表明試驗作動器出現(xiàn)故障，必須停止試驗進行檢查，將作動器分解后發(fā)現(xiàn)作動器活塞斷裂。

作者從作動器試驗故障現(xiàn)象入手，對作動器試驗故障原因進行分析，定位故障原因，并對作動器故障機制進行分析，提出了改進措施。最終順利完成了加載試驗，達到了驗證要求。

1 作動器試驗故障現(xiàn)象

在某作動器完成了加載試驗后進行壓力脈沖試驗過程中，從作動器固定端有液壓油滲出。將作動器分解后發(fā)現(xiàn)活塞桿從活塞頭的根部斷裂，見圖1 (a)。

對斷口進行分析，裂紋擴展初期為疲勞擴展區(qū)，隨后為瞬斷區(qū)，分析結(jié)果見圖1 (b)、1 (c)。說明裂紋的起始是由于局部疲勞壽命不滿足試驗要求產(chǎn)生，隨著裂紋的擴展最終導(dǎo)致零件斷裂。

圖1 活塞及端面圖

經(jīng)過分析發(fā)現(xiàn)，裂紋的起源在活塞軸與定位面的 過渡圓角邊緣部位，說明此圓角邊緣部位為疲勞壽命不滿足要求的位置之一。

試驗故障現(xiàn)象為:在活塞軸與定位面的過渡圓邊緣部位由于局部疲勞，產(chǎn)生裂紋，最終裂紋擴展導(dǎo)致活塞斷裂。引起試驗故障的原因包括設(shè)計、制造、試驗等多個環(huán)節(jié)，要定位故障原因，須逐步分析［1］。

2 作動器試驗故障原因分析

將從設(shè)計環(huán)節(jié)、制造環(huán)節(jié)、試驗環(huán)節(jié)分別對作動器活塞進行分析，以此來定位故障原因。

2.1 設(shè)計環(huán)節(jié)分析

作動器活塞的設(shè)計需要滿足設(shè)計要求，試驗環(huán)境是對設(shè)計要求的模擬，因此作動器的設(shè)計也需要滿足試驗要求。為了分析作動器設(shè)計是否滿足試驗要求，需要從強度和疲勞壽命兩個方面進行分析。

(1)強度分析

通過分析作動器活塞在最惡劣工況下的應(yīng)力水平，結(jié)合所選材料的性能參數(shù)，可判斷作動器強度是否滿足要求。

活塞在運動到極限位置時，在高壓油和內(nèi)筒襯套的限位下處于平衡狀態(tài)，此時活塞所承受的拉(壓)力最大。分別對活塞處于極限位置的狀態(tài)進行應(yīng)力分析，可以確定活塞桿所承受的最大應(yīng)力。

活塞在加載試驗和進油壓力脈沖試驗時的工作壓力分別為20.6 和31 MPa。利用有限元分析工具ANSYS WORKBENCH 對活塞分別進行加載試驗工況和壓力脈沖工況下的應(yīng)力分析，可以確定活塞在兩種試驗狀態(tài)下所承受的最大應(yīng)力?；钊诩虞d和壓力脈沖試驗下的應(yīng)力分析結(jié)果見圖2、圖3。

圖2 加載時應(yīng)力分布圖

圖3 壓力脈沖時應(yīng)力分布

綜合應(yīng)力分析結(jié)果，在兩種試驗工況下，活塞所承受的最大應(yīng)力見表1，應(yīng)力最大點位于活塞軸與定位面的過渡圓角處。

從表1 可看出:在試驗工況下，活塞所承受的最大應(yīng)力σmax=591.78 MPa?；钊捎玫牟牧显S用應(yīng)力σ許用=730.6 MPa。有σmax＜σ許用，作動器活塞強度滿足試驗要求。

表1 活塞環(huán)槽位置應(yīng)力

(2)疲勞壽命分析

根據(jù)強度分析結(jié)果，活塞軸與定位面的過渡圓角處為應(yīng)力最大位置，也是活塞疲勞壽命最薄弱的位置，對此位置進行疲勞壽命分析，可以確定活塞的疲勞壽命［2］。

結(jié)合強度分析結(jié)果，以及作動器的壓力脈沖試驗工況、活塞的材料參數(shù)、設(shè)計要求等，利用DFR 方法對作動器活塞的疲勞壽命進行分析，通過累計損傷來判斷作動器活塞疲勞壽命是否滿足要求。

計算作動器的疲勞壽命必須確定以下參數(shù):零件所承受的應(yīng)力比、凈截面應(yīng)力集中系數(shù)、基本DFR值、材料常數(shù)、表面粗糙度系數(shù)、零件疲勞額定值系數(shù)、材料性能參數(shù)、S－NQ曲線的斜度參數(shù)以及零件承受的載荷循環(huán)次數(shù)。其中應(yīng)力比、載荷循環(huán)次數(shù)由壓力脈沖試驗工況決定;凈截面應(yīng)力集中系數(shù)由活塞的設(shè)計結(jié)構(gòu)以及試驗工況決定;材料常數(shù)、材料性能參數(shù)、S－NQ曲線的斜度參數(shù)由活塞選用的材料決定;表面粗糙度系數(shù)、零件的疲勞額定值系數(shù)由活塞設(shè)計指標決定［3］。

參數(shù)結(jié)果如下:

應(yīng)力比:耐久試時R = －1

進油壓力脈沖時R = 0.194

回油壓力脈沖時R = 0.13

凈截面應(yīng)力集中系數(shù):Ktj= σmax/Smax=374.43/128.88 =2.9

基本DFR 值:DFRjz=67 MPa

材料常數(shù):K=2.2

表面粗糙度系數(shù):F = 1.3

構(gòu)件疲勞額定值系數(shù):RC=1.51

材料性能參數(shù):Sm0=930.0 MPa

S－NQ曲線的斜度參數(shù):S = 1.8

DFR:DFR=289.3 MPa

根據(jù)S－N 曲線方程，計算疲勞損傷。

安全系數(shù):NP01= 1/D1= 8.6

由于D1＜1，即活塞環(huán)槽位置疲勞壽命滿足試驗要求，且安全系數(shù)為NP01=8.6。

2.2 制造環(huán)節(jié)分析

為了分析制造環(huán)節(jié)的因素，需要從材料和加工指標符合性兩個方面進行。

(1)材料

活塞材料選用進口超高強度不銹鋼。對材料進行金相組織分析，其成分組成完全符合相應(yīng)標準。對材料的硬度進行檢測，其硬度也滿足標準及圖紙要求。因此材料符合設(shè)計要求。

(2)加工指標符合性

活塞的配合表面采用鍍鉻處理來提高其耐磨性，活塞的配合面及定位面采用精密的機械加工來保證其配合的精密性及密封要求。

檢測鍍鉻厚度，其厚度滿足設(shè)計要求。對活塞的配合面、定位面等的尺寸及形狀度、位置度以及表面粗糙度進行計量，均滿足設(shè)計要求。

通過以上分析，可以確定活塞的制造環(huán)節(jié)完全符合圖紙設(shè)計要求。

2.3 試驗環(huán)節(jié)分析

作動器的試驗環(huán)節(jié)包括試驗方法、試驗過程規(guī)范性、試驗設(shè)備等。其中試驗方法經(jīng)過多種同類作動器驗證是合理、可行的;試驗設(shè)備在投入使用時以及使用中定期均會進行檢驗、標校均合格。

在對試驗過程規(guī)范性進行檢查時發(fā)現(xiàn)作動器在進行加載試驗時，加載設(shè)備的加載力與作動器活塞不同軸，其原因是作動器耳環(huán)與加載設(shè)備安裝支架之間存在較大間隙，經(jīng)過測量該間隙達6 mm，見圖4。

圖4 作動器試驗圖

進一步對作動器分解件進行檢查，發(fā)現(xiàn)活塞桿表面、襯套及作動筒內(nèi)壁均存在磨損現(xiàn)象，即活塞在運動過程中承受了不合理的側(cè)向力作用。即作動器在進行加載試驗時，由于作動器耳環(huán)與加載設(shè)備安裝支架之間存在間隙，導(dǎo)致作動器在加載試驗過程中除受軸向力外，還承受了額外的側(cè)向力作用。此側(cè)向力使作動器的活塞與襯套、作動筒內(nèi)壁摩擦，對活塞桿施加了額外的彎矩。根據(jù)疲勞損傷疊加原理，由于額外彎矩的存在，加速了活塞桿的疲勞損傷，超出了設(shè)計中規(guī)定的損傷額度，在進行后續(xù)的壓力脈沖試驗時，損傷超出設(shè)計要求，最終導(dǎo)致作動器活塞疲勞斷裂。

經(jīng)過以上分析，加載試驗中作動器耳環(huán)與加載設(shè)備安裝支架之間的間隙，導(dǎo)致了此次試驗故障。

3 作動器試驗故障機制分析

為了進一步定位故障原因，還需要從機制上進行進一步定量分析。

根據(jù)作動器的結(jié)構(gòu)尺寸以及加載試驗中作動器耳環(huán)與加載設(shè)備安裝支架之間的間隙，計算在加載試驗過程中，作動器處于兩個極限位置 (伸出和縮回)時加載力與作動器活塞軸線形成的角度最大約為8°，見圖5。

圖5 作動器偏移角度分析簡圖

在此角度下，作動器承受額外的彎矩，根據(jù)相關(guān)參數(shù)建立作動器的彎矩模型如圖6 所示。圖中的窩槽位置即為活塞軸與定位面的過渡圓角邊緣部位，襯套1、襯套2 是活塞桿在作動筒內(nèi)部的兩個支點。

圖6 作動筒受側(cè)向力時彎矩分布圖

襯套之間的彎矩相等為最大彎矩Mmax=P×L

窩槽位置的抗彎截面系數(shù)為W =π ×D3 × ［1 －((D－d)/D)4］ /32

窩槽位置的彎曲應(yīng)力為σ=Mmax/W其中:W 為抗彎截面系數(shù);

D 為窩槽處外徑;

d 為窩槽處內(nèi)徑;

L 為尾座軸承到尾座端外襯套的距離;

P 為側(cè)向載荷。有:

在實際的加載試驗過程中，經(jīng)測量加載力與作動器活塞軸發(fā)生的偏角為2.5°。在此條件下，當加載10 ×104N 載荷時，產(chǎn)生的側(cè)向力為P =100 000 ×tan2.5 =4 366.09 N

利用以上方法計算不同載荷下所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力，疊加彎曲應(yīng)力與參考應(yīng)力，計算受側(cè)向力時的作動器在加載試驗和壓力脈沖試驗下的疲勞壽命［4］。方法與第2.1 節(jié)中疲勞壽命分析方法相同，結(jié)果D2＞1，即疲勞壽命不滿足要求。

通過此節(jié)分析，進一步明確了造成作動器試驗的故障原因，是由于試驗環(huán)節(jié)中作動器耳環(huán)與加載設(shè)備安裝支架之間的間隙引起。

4 作動器試驗改進

經(jīng)過以上分析計算，定位引起作動器試驗故障的原因是由于在試驗環(huán)節(jié)中，作動器耳環(huán)與加載試驗設(shè)備的安裝支架之間存在間隙，使得在加載過程中作動器活塞承受了額外的側(cè)向力，加速了作動器的疲勞損傷，最終導(dǎo)致作動器活塞斷裂。

根據(jù)故障原因，設(shè)計出多種改進措施來進行解決，詳細如下:

方案一，重新設(shè)計加工加載試驗設(shè)備的安裝支架。此方案的優(yōu)點是可以徹底解決針對此作動器加載試驗的問題;缺點是零件加工周期長、成本較高。

方案二，選用尺寸滿足要求的墊片，安裝在耳環(huán)與加載設(shè)備安裝支架之間，從而消除兩者之間的間隙。此方案的優(yōu)點是簡單、快速、成本低;缺點是在該作動器每次試驗時都需要安裝墊片，過程繁瑣。

由于作動器的加載試驗一般是在某個階段或某一批次進行，試驗間隔長;其次加載試驗設(shè)備為通用設(shè)備，不便于專用改造。因此選用方案二可有效解決此問題。

在采用方案二對作動器安裝進行改進后，重新進行試驗，故障現(xiàn)象消除，試驗順利完成。

5 結(jié)論

作者從設(shè)計、制造、試驗等方面分析了某作動器試驗故障的原因，并對故障原因進行了機制分析，在此基礎(chǔ)上提出了改進措施，最終有效地解決了作動器的試驗故障。研究內(nèi)容為類似產(chǎn)品的故障分析提供了一套可借鑒的方法，所采用的強度分析方法為類似產(chǎn)品的設(shè)計驗證提供了借鑒。

【1】孫占剛，賈志寧. 內(nèi)燃機連桿疲勞破壞機理研究綜述［J］.內(nèi)燃機，2006(4):1 －3.

【2】范勤，王華林.橋式起重機主粱結(jié)構(gòu)疲勞機理分析［J］.武漢科技大學學報，2004，27(3):271 －273.

【3】凌衛(wèi)寧.鋼結(jié)構(gòu)疲勞破壞的機理及原因［J］. 廣西水利水電，2001(3):73 －76.

【4】CHANG Fu Kuo，IHN Jeong Beom.Smart Patches for Monitoring Fatigue Crack Growth in Aircraft Structures［R］.Stanford:Dept of Aeronautics and Astronautics，Stanford Univ，2001.