某起落架收放聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)故障分析及改進(jìn)設(shè)計(jì)

魏小輝 王鈺龍 印 寅 聶 宏 倪華近

1.南京航空航天大學(xué)機(jī)械結(jié)構(gòu)力學(xué)及控制國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，南京，210016

2.南京航空航天大學(xué)飛行器先進(jìn)設(shè)計(jì)技術(shù)國防重點(diǎn)學(xué)科實(shí)驗(yàn)室，南京，210016

0 引言

飛機(jī)起落架是飛機(jī)重要承力并兼有操縱特性的部件，在飛機(jī)的起降過程中擔(dān)負(fù)著極其重要的使命［1］。某型飛機(jī)前起落架采用了起落架和艙門機(jī)械聯(lián)動(dòng)的設(shè)計(jì)方案，在應(yīng)急飛行試驗(yàn)中出現(xiàn)無法上鎖的現(xiàn)象，造成巨大損失，其聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)涉及多個(gè)學(xué)科并影響多個(gè)部件，成為關(guān)鍵技術(shù)難題。

在新機(jī)構(gòu)的收放試驗(yàn)中，出現(xiàn)了試驗(yàn)件變形、機(jī)構(gòu)卡滯的問題，嚴(yán)重影響該型機(jī)前起落架收放聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)定型。初步分析表明，結(jié)構(gòu)間隙和連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理是造成該問題的主要原因。

在運(yùn)動(dòng)副間隙對(duì)機(jī)械機(jī)構(gòu)的影響研究方面，Ting等［2］將含間隙的運(yùn)動(dòng)副用間隙連桿表示，研究了由運(yùn)動(dòng)副間隙造成的含間隙平面單環(huán)機(jī)構(gòu)的最大定位誤差。Parenti等［3］在含間隙機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)建模的基礎(chǔ)上，采用虛功原理進(jìn)行了機(jī)構(gòu)間隙影響分析，并提出了改進(jìn)的間隙影響分析方法。文獻(xiàn)［4－7］分別針對(duì)鉸間隙模型、接觸力模型、摩擦力模型以及潤滑處理等引起的動(dòng)力學(xué)現(xiàn)象開展了深入的研究。馮蘊(yùn)雯［8］提出了機(jī)構(gòu)配合件間隙大卡滯、變形過大卡滯等6種類型的機(jī)構(gòu)卡滯可靠性分析方法。文獻(xiàn)［9－10］建立了飛機(jī)起落架收放機(jī)構(gòu)可靠性分析模型，綜合考慮了運(yùn)動(dòng)副間隙、鉸鏈磨損等對(duì)飛機(jī)起落架收放機(jī)構(gòu)工作性能的影響。張黎等［11］分析了起落架收放機(jī)構(gòu)靜態(tài)裝配的誤差靈敏度。

在收放機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)研究方面，Messier－Dowty中心［12］基于ADAMS仿真平臺(tái)，對(duì)不同速度不同液壓溫度下的起落架系統(tǒng)在收放過程的動(dòng)力學(xué)進(jìn)行了分析。Yoonsu等［13］采用電液伺服控制系統(tǒng)模擬了起落架在收放中所受的空氣載荷，并在此基礎(chǔ)上利用線性控制理論對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了分析。Noel［14］通過ADAMS分析起落架的收放機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)并對(duì)其進(jìn)行了優(yōu)化。王從約等［15］以運(yùn)七飛機(jī)主起落架系統(tǒng)為例進(jìn)行收放搖臂的動(dòng)力學(xué)分析，在接近收上位置到碰鎖的過程建立了簡化的流固耦合的有限元總體模型；利用動(dòng)態(tài)增量非線性有限元程序，對(duì)主起落架系統(tǒng)收上碰鎖過程進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)流固耦合的有限元分析，證實(shí)了關(guān)于飛機(jī)主起落架收放搖臂流固耦合動(dòng)載荷的計(jì)算方法是有效和實(shí)用的。朱林等［16］以SolidWorks為技術(shù)平臺(tái)進(jìn)行了基于仿真計(jì)算的某型飛機(jī)起落架收放機(jī)構(gòu)的仿真研究，綜合考慮了影響起落架工作可靠性的因素。

本文以某起落架收放聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)試驗(yàn)件為研究對(duì)象，針對(duì)關(guān)鍵部位結(jié)構(gòu)故障原理和變形卡滯問題開展研究，并提出改進(jìn)設(shè)計(jì)建議。

1 聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)變形卡滯機(jī)理分析

1.1 聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)變形構(gòu)件

某起落架與艙門的收放聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)變形關(guān)鍵部位如圖1所示。

圖1 變形關(guān)鍵部位機(jī)構(gòu)示意圖

后拉桿一端通過平鉸與起落架耳片連接，另外一端通過平鉸連接銷軸和后搖臂相連。后搖臂通過平鉸支撐安裝在艙壁上，其外側(cè)通過球軸承與中拉桿相連。

1.2 結(jié)構(gòu)傳力分析

1.2.1理想情況

在剛體無間隙假設(shè)情況下，后轉(zhuǎn)軸與艙壁連接處的力矩平衡可由下式給出：

式中，Mcb為艙壁附加在后轉(zhuǎn)軸處的約束力矩；Mh為后拉桿傳遞至后轉(zhuǎn)軸處的力矩；Mzh為中拉桿傳遞至后轉(zhuǎn)軸處的力矩；Fh為后拉桿傳遞至后轉(zhuǎn)軸的力；Fzh為中拉桿傳遞至后轉(zhuǎn)軸的力；d1＋d2為后拉桿拉力作用線到艙壁的距離；d3為中拉桿拉力作用線到艙壁的距離。

1.2.2實(shí)際情況

實(shí)際上，受載后變形及結(jié)構(gòu)間隙等因素的影響，后轉(zhuǎn)軸在收放過程中發(fā)生圖2所示的后轉(zhuǎn)軸偏離軸線位置的狀況。

圖2 收放過程后轉(zhuǎn)軸實(shí)際狀況示意圖

圖2所示的狀況與圖1相比，最大的不同在于后拉桿和后搖臂之間產(chǎn)生了一個(gè)較大的沿連接銷軸方向的擠壓載荷Ff，此時(shí)后轉(zhuǎn)軸與艙壁連接處的力矩變?yōu)?/p>

式中，Mf為后拉桿與后搖臂之間擠壓載荷產(chǎn)生的附加彎矩。

1.3 變形卡滯機(jī)理分析

由于聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)關(guān)鍵部位存在間隙以及受到較大的彎矩載荷，聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)偏離了原先的運(yùn)動(dòng)軌跡，載荷傳遞方式發(fā)生改變，本該由艙壁承受的彎矩由后拉桿來承受，后拉桿的結(jié)構(gòu)形式無法承受彎矩，從而導(dǎo)致變形。當(dāng)結(jié)構(gòu)變形對(duì)收放機(jī)構(gòu)產(chǎn)生反制動(dòng)力時(shí)，機(jī)構(gòu)在某一位置出現(xiàn)卡滯。收放作動(dòng)筒為了克服該卡滯，導(dǎo)致收放作動(dòng)筒載荷激增，進(jìn)而造成結(jié)構(gòu)變形破壞。變形卡滯機(jī)理分析如圖3所示。

圖3 變形卡滯機(jī)理分析示意圖

2 收放故障原因力學(xué)仿真分析

2.1 卡滯位置靜力分析

在ADAMS中，通過Contact定義的接觸副模擬后轉(zhuǎn)軸與襯套及法蘭與艙壁之間含間隙的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)副，建立含間隙的收放聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)卡滯位置靜力分析模型，如圖4所示。

圖4 含間隙的卡滯位置靜力分析模型

收放試驗(yàn)中，后轉(zhuǎn)軸處彎矩過大以及加工和裝配問題導(dǎo)致后轉(zhuǎn)軸在卡滯破壞工況下的間隙誤差達(dá)到了2mm，偏角誤差達(dá)到了2.6°。將上述誤差計(jì)入圖4所示的分析模型，仿真計(jì)算后得到后拉桿應(yīng)力如圖5所示。

圖5 大間隙和大偏角誤差下后拉桿應(yīng)力

由圖5可知，在大偏角情況下后拉桿最大應(yīng)力為937.6MPa，而大間隙情況下后拉桿最大應(yīng)力為1220MPa，均已超過后拉桿的屈服極限。變形后的構(gòu)件對(duì)傳力路線帶來更加惡劣的影響，最終導(dǎo)致機(jī)構(gòu)變形過大，出現(xiàn)卡滯破壞現(xiàn)象。

圖6為試驗(yàn)件破壞形式照片，從圖中可以看出，試驗(yàn)件破壞形式與上述分析結(jié)果基本一致。

圖6 試驗(yàn)件破壞形式照片

2.2 考慮間隙的剛?cè)狁詈鲜辗艅?dòng)力學(xué)分析

基于hypermesh將支柱聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)的關(guān)鍵部件生成柔性體單元，導(dǎo)入LMS virtual.lab進(jìn)行剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)分析，分析模型如圖7所示。

圖7 含間隙的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)分析模型

為了能夠模擬出試驗(yàn)中存在的裝配間隙和后轉(zhuǎn)軸受載后轉(zhuǎn)動(dòng)情況，設(shè)置此時(shí)的艙壁不能提供平衡彎矩（該彎矩經(jīng)后搖臂傳遞至銷軸部分，由銷軸來承受這部分彎矩）。因而采用球鉸模擬艙壁與后轉(zhuǎn)軸之間的約束，并進(jìn)行收放過程的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)分析，分析結(jié)果如圖8所示。

圖8 剛?cè)狁詈戏治龊罄瓧U所受載荷曲線圖

由圖8可以看出，后轉(zhuǎn)軸在起落架收放過程中已經(jīng)明顯偏離其軸線。由于后轉(zhuǎn)軸僅有艙壁來支撐，從前面的結(jié)構(gòu)傳力分析中可知后轉(zhuǎn)軸與艙壁之間在沒有間隙的情況下就存在著一個(gè)比較大的力矩，仿真計(jì)算得這個(gè)力矩在900N·m左右。所以若是機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過程中此處出現(xiàn)了運(yùn)動(dòng)副間隙，后轉(zhuǎn)軸失去艙壁對(duì)其的彎矩作用，必然會(huì)偏離其軸線轉(zhuǎn)動(dòng)，那么整個(gè)機(jī)構(gòu)聯(lián)動(dòng)方式就會(huì)偏離原先的運(yùn)動(dòng)軌跡，載荷傳遞方式隨之發(fā)生改變。此時(shí)關(guān)鍵傳動(dòng)部件后拉桿在整個(gè)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)過程中出現(xiàn)了4000N左右X向載荷即后拉桿與后搖臂之間的擠壓載荷，從而使銷軸在一個(gè)很大的彎矩作用下變形并進(jìn)一步導(dǎo)致后拉桿和后搖臂處出現(xiàn)變形，進(jìn)而引發(fā)起落架收放過程中的卡滯。

3 改進(jìn)設(shè)計(jì)及仿真驗(yàn)證

3.1 改進(jìn)設(shè)計(jì)

根據(jù)故障分析的結(jié)果，針對(duì)試驗(yàn)件中的裝配間隙問題以及由機(jī)構(gòu)不合理產(chǎn)生附加彎矩的情況給出相應(yīng)的解決方案：

（1）縮小后拉桿與后搖臂之間的力臂長度，并加強(qiáng)了后拉桿與后搖臂；

（2）在主艙壁的外面，添加一個(gè)輔助艙壁；（3）按照設(shè)計(jì)圖紙和裝配要求，減小加工和裝配誤差。

3.2 仿真驗(yàn)證

將改進(jìn)設(shè)計(jì)方案代入LMS virtual.lab剛?cè)狁詈戏抡娣治瞿Ｐ椭胁⑦M(jìn)行收放動(dòng)力學(xué)仿真。改型后后拉桿所受的各向載荷如圖9所示；改型后后轉(zhuǎn)軸與艙壁連接處所受力矩如圖10所示；改型后后拉桿與銷軸連接處的變形如圖11所示。

圖9 改型后后拉桿所受載荷曲線圖

圖10 改型后后轉(zhuǎn)軸與艙壁連接所受力矩曲線圖

由上述分析結(jié)果可以看出，各部件在運(yùn)動(dòng)方向上的載荷變化不大；縮短后拉桿與后搖臂之間的力臂且加上輔助艙壁后，后拉桿與后搖臂之間的X向載荷從原來的4000N左右減小到600N左右；后轉(zhuǎn)軸由單個(gè)艙壁支撐的不易承彎的結(jié)構(gòu)變成了雙支撐這個(gè)更合理的結(jié)構(gòu)，使得后轉(zhuǎn)軸與艙壁連接處的力矩由900N·m減小到175N·m左右，并且后拉桿與銷軸連接處的各向變形減小到不足0.05mm，可以認(rèn)為此時(shí)整個(gè)機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過程中受力形式合理，不會(huì)出現(xiàn)大變形甚至卡滯的情況。

圖11 改型后后拉桿與銷軸連接處變形曲線圖

4 結(jié)論

（1）艙壁和后轉(zhuǎn)軸處彎矩過大引起的變形和間隙誤差是造成某起落架收放聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)收放過程中變形卡滯的主要原因。

（2）力學(xué)分析表明，在大偏角和大間隙誤差情況下，后拉桿受到附加擠壓載荷時(shí)最大應(yīng)力分別為937.6MPa和1220MPa，均超過了后拉桿材料的屈服極限。

（3）改進(jìn)設(shè)計(jì)后拉桿和后搖臂并增加輔助艙壁后，改變了后轉(zhuǎn)軸在運(yùn)動(dòng)中受力不合理的結(jié)構(gòu)形式，使得后轉(zhuǎn)軸與艙壁連接處的彎矩由900N·m減小到175N·m左右，關(guān)鍵變形構(gòu)件的變形減小到不足0.05mm，因此可有效解決收放聯(lián)動(dòng)機(jī)構(gòu)的卡滯變形問題。

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