某型號伺服排油管動力學(xué)特性研究

于韶明，趙帥帥，朱儀凡，陳迪奎，魯勇

（北京強度環(huán)境研究所，北京 100076）

在運載火箭上，伺服機構(gòu)與發(fā)動機一起構(gòu)成各級推力矢量控制系統(tǒng)，跟隨電子指令運動，對火箭進(jìn)行姿態(tài)控制[1-2]。伺服排油管為伺服機構(gòu)完成功能的重要組成部分，伺服排油管發(fā)生斷裂將直接導(dǎo)致伺服機構(gòu)不能正常工作，甚至導(dǎo)致火箭失利。為了確?；鸺陌踩?，伺服機構(gòu)需要進(jìn)行充分的地面試驗，某型號伺服排油管地面試驗時發(fā)現(xiàn)伺服排油管發(fā)生斷裂。對于地面試驗排油管的斷裂問題，有必要進(jìn)行深入的研究分析，找到斷裂原因，并進(jìn)行改進(jìn)，確保在型號飛行中不發(fā)生故障[3]。管路的“跑、冒、滴、漏”等故障嚴(yán)重影響型號的安全，目前有關(guān)管路的研究得到工程技術(shù)人員的廣泛關(guān)注[4-6]。決定管路是否發(fā)生故障的根本原因是管路的應(yīng)變，對管路進(jìn)行應(yīng)變分析能從底層發(fā)現(xiàn)問題[7-9]。

某型號伺服機構(gòu)試驗時，發(fā)生排油管斷裂故障，排油管的故障將直接導(dǎo)致伺服機構(gòu)無法正常工作，如果不解決，將對型號發(fā)射留下重大隱患。對伺服排油管故障進(jìn)行初步分析，認(rèn)為焊縫處的應(yīng)力集中是導(dǎo)致排油管故障的主要原因。對伺服排油管進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計，對比分析了不同焊接位置以及有無焊接工藝的排油管在地面振動試驗情況，并測量各排油管關(guān)鍵位置的應(yīng)變數(shù)據(jù)，結(jié)合有限元仿真對排油管斷裂進(jìn)行分析，最終選擇有效的改進(jìn)方案。

1 伺服排油管

試驗產(chǎn)品共有三件，分別為1#、2#、3#排油管。1#排油管為原始狀態(tài)（出現(xiàn)過斷裂的狀態(tài)），焊點距離根部35 mm；2#排油管為改進(jìn)狀態(tài)，焊點位置距離根部55 mm；3#排油管為無焊縫狀態(tài)，排油管為整體加工，沒有焊縫。

試驗時，排油管搭載于III 級伺服液壓源上，對III 級伺服液壓源進(jìn)行振動試驗。三個排油管分別粘貼應(yīng)變片，應(yīng)變片位置如圖1 所示。三個排油管分別安裝在III 級伺服液壓源上，每套產(chǎn)品進(jìn)行x、y、z三個方向的隨機振動試驗，試驗方向如圖2 所示。每根管路應(yīng)變片成對粘貼，每對應(yīng)變片在管路上呈90°分布，分別粘貼于管路的I、II 象限，其中位于I 象限的有S2/S3/S5/S7，位于II 象限的有S1/S4/S6/S8。

圖1 應(yīng)變片位置

圖2 產(chǎn)品方向定義

2 振動試驗

振動試驗選擇與發(fā)生排油管斷裂時相同的振動試驗條件，見表1。頻率范圍為20～2000 Hz，總均方根加速度為19.74g。試驗采用兩點平均控制方法，控制點分別位于振動臺臺面、伺服液壓源與工裝連接面處（與發(fā)生排油管斷裂時相同的控制方法），在排油管與伺服液壓源連接處安裝加速度測量點。具體狀態(tài)如圖3 所示。

表1 隨機振動試驗條件

圖3 加速度控制點、測點位置

3 結(jié)果分析

3.1 試驗結(jié)果

應(yīng)變時域最大值及均方根應(yīng)變見表2。對于應(yīng)變數(shù)據(jù)，時域應(yīng)變通過快速傅里葉變換得到均方根應(yīng)變，按照正態(tài)分布理論。時域最大值為均方根應(yīng)變的3～5 倍。

表2 振動試驗中應(yīng)變響應(yīng)

3.2 數(shù)據(jù)分析

3.2.1 諧振頻率

使用ABAQUS 商業(yè)軟件，對伺服排油管進(jìn)行有限元模態(tài)分析[10-11]。伺服排油管與伺服連接端采用固支邊界，另外一端采用自由邊界，仿真云圖如圖4 所示，一階諧振頻率為179 Hz。

圖4 有限元仿真

3.2.2 力學(xué)環(huán)境

伺服機構(gòu)的力學(xué)環(huán)境為表1 所示隨機振動，而實際上斷裂的排油管力學(xué)環(huán)境通過伺服機構(gòu)的傳遞，力學(xué)環(huán)境已經(jīng)發(fā)生變化。分析排油管響應(yīng)時，首先要分析排油管的輸入環(huán)境。圖3 中加速度測點響應(yīng)即為排油管輸入環(huán)境。試驗數(shù)據(jù)如圖5 所示，可以看出，x向振動試驗時，排油管與伺服液壓源連接處x 向響應(yīng)的一階諧振頻率為85 Hz；y 向振動試驗時，排油管與伺服液壓源連接處y 向響應(yīng)的一階諧振頻率為18 5 Hz；z 向振動試驗時，排油管與伺服液壓源連接處z 向響應(yīng)的一階諧振頻率為180 Hz。

圖5 排油管與伺服液壓源連接處力學(xué)環(huán)境

3.2.3 應(yīng)變

伺服排油管的諧振頻率為179 Hz （有限元仿真獲得），而伺服機構(gòu)地面試驗時，y、z 方向環(huán)境輸入的在180 Hz 附近功率譜密度比較大，強迫振動與管路固有頻率耦合，會產(chǎn)生共振，容易導(dǎo)致管路破壞。S1—S8 八個應(yīng)變片測量管路振動的動應(yīng)變，動應(yīng)變不僅需要關(guān)注時域最大值、均方根應(yīng)變，同時需要關(guān)注應(yīng)變的頻域分布。三根排油管應(yīng)變的頻域分布基本類似，選取2#排油管頻域應(yīng)變進(jìn)行分析，如圖6 所示?？梢钥闯觯瑈、z 向振動時，在175~200 Hz 頻率區(qū)間內(nèi)，管路應(yīng)變較大。這是由于管路固有頻率與受迫振動頻率發(fā)生共振導(dǎo)致，共振引起的高應(yīng)力是導(dǎo)致故障的重要原因。x 向振動時，應(yīng)變的一階諧振頻率在85 Hz 附近，二階諧振頻率在175~200 Hz 區(qū)間內(nèi)，分別是受迫振動頻率與管路的固有頻率，印證了3.2.2章節(jié)中輸入環(huán)境以及管路有限元分析的準(zhǔn)確性。

y 向試驗時，II 象限應(yīng)變顯著大于I 象限應(yīng)變值；x、z 向試驗時，I 象限應(yīng)變顯著大于II 象限應(yīng)變值。這是因為管路是懸臂梁結(jié)構(gòu)，y 向振動時，I 象限為中性層位置，II 象限主要承擔(dān)彎矩；x、z 向試驗正好相反。同一應(yīng)變片，x、z 試驗對應(yīng)的中性層均為II象限，承彎均為I 象限，且z 向應(yīng)變顯著大于x 向應(yīng)變。這是因為z 向排油管與伺服液壓源連接處諧振頻率與管路的諧振頻率相近，發(fā)生頻率耦合。

該型號排油管路的一階諧振頻率在175~200 Hz附近，伺服機構(gòu)振動試驗時，伺服排油管的輸入環(huán)境x 向諧振頻率為85 Hz 左右，y、z 向為180 Hz 左右。因此y、z 試驗時，排油管諧振頻率與輸入環(huán)境的峰值接近，能夠發(fā)生共振，容易造成管路故障。這種情況下，需要更改設(shè)計，避開共振，可以通過更改伺服機構(gòu)來改變傳遞特性，或采取改變排油管長度等方式使二者頻率錯開。在客觀條件均不允許的情況下，應(yīng)該對管路進(jìn)行加強，比如采用整體加工，避開焊接應(yīng)力集中等。

圖6 2#排油管頻域應(yīng)變響應(yīng)

4 結(jié)語

伺服排油管斷裂是由于排油管諧振頻率與排油管輸入環(huán)境的峰值頻率發(fā)生共振，在焊接應(yīng)力集中處發(fā)生破壞造成的。管路破壞多由共振引起，目前已經(jīng)有型號開始開展頻率管理，要求管路設(shè)計頻率避開整機、整箭的諧振頻率。有限元仿真是管路研究的重要方法，實際型號工作中，應(yīng)該加強管路試驗與有限元仿真相結(jié)合，通過有限元仿真指導(dǎo)試驗提高效率，通過試驗驗證仿真的準(zhǔn)確性。