一種航天用延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置的失效問(wèn)題分析①

焦 靜 ,李 端，梁 渭，張 波

(西安輕工業(yè)鐘表研究所有限公司，西安 710000)

0 引言

目前，航天器一次性展開(kāi)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力源可以為彈簧的彈性力、彈性力矩或電機(jī)的驅(qū)動(dòng)力矩，也有形狀記憶合金的熱驅(qū)動(dòng)源等[1]。在現(xiàn)有的航天器中，大多采用電機(jī)和彈簧驅(qū)動(dòng)，相較于電機(jī)驅(qū)動(dòng)，純機(jī)械式延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置有體積小、重量輕等性能優(yōu)勢(shì)，相較于彈簧驅(qū)動(dòng)，延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置存在力矩大、力矩輸出平穩(wěn)等性能優(yōu)勢(shì)。機(jī)械式延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置越來(lái)越廣泛的應(yīng)用于航天領(lǐng)域。

某機(jī)械式延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置配套某型號(hào)傘狀天線，作為天線關(guān)節(jié)處的驅(qū)動(dòng)、鎖定機(jī)構(gòu)，完成一次性展開(kāi)及鎖定動(dòng)作。本文結(jié)合驅(qū)動(dòng)裝置在天線地面調(diào)試過(guò)程中的一次故障，進(jìn)行驅(qū)動(dòng)裝置的失效原因分析。

1 故障的發(fā)生

在XX衛(wèi)星天線形面調(diào)試過(guò)程中，需要對(duì)天線進(jìn)行多次收展，在產(chǎn)品上條操作過(guò)程中，7#肋展開(kāi)機(jī)構(gòu)和11#肋展開(kāi)機(jī)構(gòu)未聽(tīng)到控速輪系運(yùn)轉(zhuǎn)的聲音。在隨后的反射器展開(kāi)過(guò)程中，目測(cè)7#肋和11#肋的展開(kāi)速度比其它肋快，反射器展開(kāi)到位功能正常。在反射器展開(kāi)到位后，利用內(nèi)窺鏡對(duì)控時(shí)輪系進(jìn)行檢查，發(fā)現(xiàn)控時(shí)輪系的末級(jí)齒軸因軸肩斷裂發(fā)生移位。內(nèi)窺鏡拍照如下圖1，故障件的擒縱機(jī)構(gòu)嚙合狀態(tài)，圖2所示為正常機(jī)構(gòu)的嚙合狀態(tài)。

圖1 故障機(jī)現(xiàn)場(chǎng)觀察狀態(tài)Fig.1 Site status of the fault mechanism

圖2 正常機(jī)構(gòu)的嚙合狀態(tài)Fig.2 Meshing state of normal mechanism

失效斷裂零件為平衡擺軸，平衡擺作為擒縱機(jī)構(gòu)的組成，它的的失效將會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)品延時(shí)功能喪失。初步可以判斷，產(chǎn)品的上條異常現(xiàn)象、前次展開(kāi)異?，F(xiàn)象是控時(shí)輪系失效造成。

拆機(jī)檢查情況如下圖3：

圖3 拆解過(guò)程照片記錄Fig.3 Photo of dismantling process

2 延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置的原理及工作特性

在空間環(huán)境條件下，延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置應(yīng)具有較大的驅(qū)動(dòng)力矩、并能控速延時(shí)，展開(kāi)角度75°，并且在展開(kāi)到位后具有保持力矩及鎖緊功能。

該延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置由鉸鏈架即基體部件、驅(qū)動(dòng)裝置(控時(shí)輪系、增力輪系、動(dòng)力源-發(fā)條)、上條機(jī)構(gòu)、放條機(jī)構(gòu)、展開(kāi)部件及鎖緊裝置組成。其工作原理如下圖4：

圖4 工作原理框圖Fig.4 Working principle block diagram

其中，擒縱機(jī)構(gòu)包括平衡擺和騎馬輪，是延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置中的重要組成部分。借鑒于鐘表設(shè)計(jì)原理，本文的延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置中采用的是銷(xiāo)式平衡擺，其作為無(wú)固有振動(dòng)周期的振動(dòng)系統(tǒng)，雖然周期的穩(wěn)定性較低，但結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單并且具有較高的可靠性，更適用于航天驅(qū)動(dòng)器這種對(duì)結(jié)構(gòu)可靠性要求高、延時(shí)時(shí)間精度要求相對(duì)較低的應(yīng)用領(lǐng)域。

該延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置通過(guò)展開(kāi)臂接口連接天線肋，在天線收攏后進(jìn)行上條操作。裝置在收攏過(guò)程中，增力及控速輪系各齒間為收攏方向工作面嚙合，齒側(cè)間隙位于機(jī)構(gòu)展開(kāi)過(guò)程時(shí)的工作面。機(jī)構(gòu)工作時(shí)，鎖緊機(jī)構(gòu)釋放，由于反向初始間隙存在，發(fā)條有一個(gè)空程回角。這時(shí)發(fā)條所釋放的能量以沖擊的形式施加給輪系。隨著裝置在展開(kāi)方向的工作面全部嚙合，沖擊作用消失，機(jī)構(gòu)正常工作至展開(kāi)到位。

對(duì)于延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置的輪系來(lái)說(shuō)，在初始工作時(shí)受到一個(gè)沖擊載荷之后，在展開(kāi)到位之前，承受一個(gè)恒定的工作載荷；綜上，擒縱機(jī)構(gòu)的平衡擺軸的正常工作過(guò)程中，先經(jīng)歷一個(gè)沖擊載荷，再經(jīng)歷循環(huán)載荷。

3 斷口分析

1)斷口情況

圖5是斷軸的宏觀斷口圖，圖6為起始斷裂區(qū)，圖7是裂紋擴(kuò)展區(qū)圖，圖8為瞬斷區(qū)圖[2]。

圖5 宏觀斷口圖 圖6 起始斷裂區(qū)圖Fig.5 Macrograph of fracture Fig.6 Initial fracture zone

圖7 裂紋擴(kuò)展區(qū)圖 圖8 瞬斷區(qū)圖 Fig.7 Crack growth zone Fig.8 Final fracture zone

2)斷口分析

斷口經(jīng)掃描電鏡下觀察，斷口起始斷裂區(qū)、擴(kuò)展區(qū)均為脆性斷裂，屬于沿晶斷裂，瞬斷區(qū)域是典型塑性斷口，斷口處于零件幾何尺寸變化較大的應(yīng)力集中部位，對(duì)于周期性服役的零件易引起疲勞斷裂[3]。

4 擒縱機(jī)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度分析

1)平衡擺軸受力分析

斷軸為平衡擺軸，平衡擺與騎馬輪組成無(wú)返回力矩的擒縱機(jī)構(gòu)，該擒縱機(jī)構(gòu)位于延時(shí)鏈路的最后級(jí)，具有延時(shí)的特性。

圖9 平衡擺與騎馬輪受力圖Fig.9 Force diagram(1)

對(duì)騎馬輪和平衡擺作用過(guò)程進(jìn)行簡(jiǎn)化，得到平衡擺軸的受力圖如下圖10：

圖10 平衡擺軸受力模型圖Fig.10 Force diagram(2)

由圖示中明確可以看出，斷裂處受彎矩作用，并且為臺(tái)階軸應(yīng)力集中部位，為整個(gè)零件強(qiáng)度最為薄弱環(huán)節(jié)。

2)應(yīng)力集中系數(shù)

應(yīng)力集中系數(shù)反映了應(yīng)力集中的程度，是一個(gè)大于1的系數(shù)。應(yīng)力集中是指物體中應(yīng)力局部增高的現(xiàn)象，一般出現(xiàn)在物體形狀急劇變化的地方。應(yīng)力集中能使物體產(chǎn)生疲勞裂紋，也能使零件發(fā)生靜載或沖擊斷裂。在應(yīng)力集中處，應(yīng)力的最大值(峰值應(yīng)力)與物體的幾何形狀和加載方式等因素有關(guān)。而且試驗(yàn)表明，截面尺寸改變?cè)絼×?，?yīng)力集中系數(shù)就越大。在階梯軸截面的圓弧過(guò)渡的R值對(duì)階梯軸截面的應(yīng)力最大值影響較大，在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)對(duì)此處倒角進(jìn)行嚴(yán)格控制。

某些典型的零件結(jié)構(gòu)的有效應(yīng)力集中系數(shù)如表圖11～圖13。

圖11 階梯軸在對(duì)稱(chēng)拉壓的作用載荷形式下的有效 應(yīng)力集中系數(shù)Fig.11 Effective stress concentration factor of stepped shaft under symmetrical tension and compression

圖12 階梯鋼軸在彎曲載荷作用下的有效應(yīng)力集中系數(shù)Fig.12 Effective stress concentration factor of stepped shaft under bending load

1—σb≥1000MPa1 2—σb=900MPa 3—σb=800MPa 4—σb=700MPa 5—σb=600MPa 6—σb≤500MPa圖13 階梯鋼軸在扭轉(zhuǎn)載荷作用下的有效應(yīng)力集中系數(shù)Fig.13 Effective stress concentration factor of stepped shaft under torsion load

由應(yīng)力集中系數(shù)圖表曲線得，圓角的大小與應(yīng)力集中系數(shù)呈類(lèi)指數(shù)函數(shù)關(guān)系，即圓角越小對(duì)應(yīng)力集中系數(shù)影響越大，尤其在R<0.04，圓角的進(jìn)一步減小，應(yīng)力集中系數(shù)增大加速。因而，圓角大小作為影響零件強(qiáng)度的十分敏感因素，尤其圓角下限要求，應(yīng)予以嚴(yán)控，并且校核過(guò)程嚴(yán)格依照最小圓角條件進(jìn)行。

在零件設(shè)計(jì)中，圖紙標(biāo)注習(xí)慣性將R角標(biāo)注為R≤0.1，即未提出下限要求，在加工時(shí)按圖紙執(zhí)行導(dǎo)致應(yīng)力集中現(xiàn)象的加劇。倒角的設(shè)計(jì)具有隨機(jī)性，工藝控制難于實(shí)現(xiàn)，不是一個(gè)穩(wěn)健設(shè)計(jì)。

應(yīng)力集中的存在不僅有利于形成初始的疲勞裂紋，而且有利于裂紋擴(kuò)展[5]，從而降低構(gòu)件的疲勞極限。有效應(yīng)力集中因數(shù)，是在材料、尺寸和加載條件相同光滑試樣與有效應(yīng)力集中試樣的疲勞極限之比，即

σ-1光滑試樣的對(duì)稱(chēng)循環(huán)彎曲疲勞極限，(σ-1)K有應(yīng)力集中試樣的對(duì)稱(chēng)循環(huán)彎曲疲勞極限，當(dāng)R=0.1時(shí)，查圖表，有效應(yīng)力集中系數(shù)Kσ=1.55，(σ-1)K=411MPa對(duì)故障軸圓角檢驗(yàn)，如下圖14，上圖為投影檢測(cè)照片記錄，下圖為圓角投影樣板，圓角由小到大依次為R0.02/R0.05/R0.08/R0.1。

圖14 平衡擺軸倒圓角檢測(cè)過(guò)程及樣板Fig.14 Fillet detection process

經(jīng)檢驗(yàn)，平衡擺軸圓角值為R≤0.02，當(dāng)R=0.02，依照?qǐng)D表取得

Kσ=3.2,(σ-1)K=199MPa

3)載荷作用下的強(qiáng)度計(jì)算

首先，進(jìn)行穩(wěn)定循環(huán)載荷階段的強(qiáng)度分析：擒縱結(jié)構(gòu)為高頻運(yùn)動(dòng)部件，單次展開(kāi)平衡擺作用4000多次，結(jié)合斷口分析結(jié)果，主要進(jìn)行軸的疲勞強(qiáng)度分析；同時(shí)由于斷裂部位為軸肩處，為應(yīng)力集中部位，因而必須考慮應(yīng)力集中對(duì)疲勞強(qiáng)度的影響。

①疲勞強(qiáng)度參數(shù)的選取

末級(jí)擒縱機(jī)構(gòu)，在正常工作中，平衡擺受到交變循環(huán)載荷，載荷作用結(jié)果主要考慮彎矩作用。金屬的平均疲勞極限與屈服極限或強(qiáng)度極限之間的關(guān)系如表1所示。在本校核過(guò)程中，應(yīng)力循狀態(tài)為彎曲對(duì)稱(chēng)循環(huán)，因而取平均疲勞極限σ-1=0.49σb。對(duì)材料機(jī)械性能性能實(shí)測(cè)，材料抗拉強(qiáng)度達(dá)到1300MPa，因而其疲勞極限

σ-1=637MPa。

表1 金屬的平均疲勞極限Tab.1 Average fatigue limit of metals

如上一節(jié)所述，結(jié)合應(yīng)力集中系數(shù)計(jì)算零件在循環(huán)載荷工況下，經(jīng)檢驗(yàn)，平衡擺軸圓角值為R≤0.02，當(dāng)R=0.02，依照?qǐng)D表取得：

Kσ=3.2,(σ-1)K=199MPa

②沖擊載荷的產(chǎn)生原理

圖15 齒輪側(cè)隙示意圖Fig.15 Gear backlash diagram

齒輪的側(cè)隙是指裝配好的齒輪副當(dāng)一個(gè)齒輪固定時(shí)，另一個(gè)齒輪的圓周晃動(dòng)量，以分度圓上的弧長(zhǎng)計(jì)算。為了保證齒面形成正常的潤(rùn)滑油膜和防止由于齒輪工作溫度升高引起的熱膨脹變形致使齒輪卡住，齒輪在嚙合時(shí)必須有適當(dāng)?shù)凝X側(cè)間隙。而有側(cè)隙的的缺點(diǎn)是當(dāng)齒輪副轉(zhuǎn)向時(shí)會(huì)帶來(lái)回程誤差和沖擊。這是輪系不可避免的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)。

針對(duì)本機(jī)構(gòu)，在收攏后在展開(kāi)時(shí)，由于間隙的存在，發(fā)條會(huì)有約5°～10°的空回角(根據(jù)試驗(yàn)過(guò)程觀察)，5°～10°的空回角所釋放的發(fā)條能量以沖擊的形式施加在輪系上。每次展開(kāi)過(guò)程，擺軸在正常工作載荷之外，還承受了初始沖擊載荷。單次的沖擊不足以使零件發(fā)生斷裂，多次收攏展開(kāi)，零件存在發(fā)生沖擊疲勞斷裂的危險(xiǎn)。

③沖擊載荷的計(jì)算

工程中常采用一種較為粗略但偏于安全的簡(jiǎn)化計(jì)算方法--能量法。用能量法進(jìn)行分析時(shí)，為了計(jì)算簡(jiǎn)便同時(shí)又能滿足要求，常進(jìn)行以下假定：

1)不計(jì)沖擊物的變形；

2)沖擊物與構(gòu)件接觸后無(wú)彈回；

3)構(gòu)件的質(zhì)量(慣性)與沖擊物相比很小，可忽略不計(jì)，沖擊應(yīng)力瞬時(shí)傳遍整個(gè)機(jī)構(gòu)；

4)材料服從胡克定律；

5)沖擊過(guò)程中，聲、熱等能量損耗很小，略去不計(jì)。

在本次沖擊問(wèn)題中，由能量守恒原理，發(fā)條瞬間釋放所產(chǎn)生的能量以沖擊載荷的形式，加載給增力輪系。整個(gè)沖擊過(guò)程，可以認(rèn)為將發(fā)條釋放的能量W轉(zhuǎn)化為軸的變形能。即得：

W=ΣVεd

其中：W為發(fā)條產(chǎn)生的沖擊載荷在整個(gè)沖擊過(guò)程中產(chǎn)生的能量

ΣVεd為所轉(zhuǎn)化成各級(jí)齒軸的變形能

發(fā)條釋放的能量為沖擊載荷作用在與條軸齒輪接觸的軸上。在本結(jié)構(gòu)中考慮簡(jiǎn)化模型，將能量全部作用在延時(shí)輪系，即傳動(dòng)軸。(簡(jiǎn)化的過(guò)程使零件強(qiáng)度計(jì)算趨于更加保守，因而計(jì)算為最小安全閾度)

發(fā)條儲(chǔ)能：

其中：E為發(fā)條材料的彈性模量

h為發(fā)條厚度

b為發(fā)條寬度

n為發(fā)條釋放圈數(shù)

L為發(fā)條長(zhǎng)度

可直接計(jì)算出發(fā)條釋放的能量。發(fā)條能量作用在被沖擊構(gòu)件上，由能量守恒定理，假設(shè)過(guò)程中沒(méi)有能量損失，即W=Wεd，Vεd為被沖擊的的構(gòu)件(即傳動(dòng)軸3)的應(yīng)變能。同時(shí)由機(jī)械能守恒定律來(lái)計(jì)算沖擊載荷作用下被沖擊物的最大動(dòng)位移Δd及沖擊應(yīng)力σd。

若以靜載的方式作用于構(gòu)件上，假設(shè)靜載為P，構(gòu)件的經(jīng)變形和靜應(yīng)力為Δst和σst，在動(dòng)載作用下，相應(yīng)的變形和應(yīng)力為Δd和σd。在線彈性范圍內(nèi)，載荷、變形和應(yīng)力成正比，故有：

定義動(dòng)載荷系數(shù)Kd

同時(shí)有：

由上式可得：

結(jié)合上述分析，沖擊疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果如下：

表2 沖擊疲勞安全系數(shù)Tab.2 Impact fatigue safety factor

沖擊工況下，當(dāng)R=0.02時(shí)，安全系數(shù)裕度小于1.5，不滿足要求。

5 設(shè)計(jì)改進(jìn)及驗(yàn)證

針對(duì)分析結(jié)果，由于沖擊載荷的不可消除，因而主要考慮減小應(yīng)力集中效應(yīng)造成的零件疲勞強(qiáng)度的降低問(wèn)題，針對(duì)應(yīng)力集中進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)[5]。

改進(jìn)措施及影響如下圖16：其中應(yīng)力集中系數(shù)與R值及D/d相關(guān)。

圖16 改進(jìn)措施及影響分析Fig.16 Improvement measures and impact analysis

1)改進(jìn)方案選擇

2)改進(jìn)具體措施

①改進(jìn)臺(tái)階處圓角，圓角值由設(shè)計(jì)值R<0.1改為R0.1～R0.2，零件應(yīng)力集中系數(shù)降低大于47%[6]；

②同時(shí)增大D與d，提高零件固有強(qiáng)度；

③在不改變接口，空間允許的條件線，改用軸承結(jié)構(gòu)，將滑動(dòng)摩擦變?yōu)闈L動(dòng)摩擦，減小了摩擦阻力，實(shí)現(xiàn)了在增大軸頸的基礎(chǔ)上卻不損失傳動(dòng)效率，同時(shí)軸承內(nèi)孔的倒角可保證不干涉，大大提高了騎馬輪軸、平衡擺軸的零件強(qiáng)度。

改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)如下圖17：

圖17 裝配示意圖Fig.17 Assembly diagram

3)改進(jìn)后設(shè)計(jì)校核

表3 改進(jìn)前后平衡擺軸應(yīng)力集中系數(shù)及安全系數(shù)Tab.3 Stress concentration factor and safety factor

4)措施有效性驗(yàn)證

平衡擺軸依照第2節(jié)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，改進(jìn)后的傳動(dòng)軸圓角的控制，投影檢測(cè)為R2，如下圖18，隨后裝配整機(jī)進(jìn)行整機(jī)的試驗(yàn)驗(yàn)證。

圖18 試驗(yàn)件平衡擺軸圓角控制情況Fig.18 The stiuation of fillet control

整機(jī)試驗(yàn)?zāi)康祝嚎己烁倪M(jìn)后延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置的可靠工作次數(shù)。

試驗(yàn)產(chǎn)品狀態(tài)：平衡擺軸改進(jìn)后的整機(jī)。

試驗(yàn)項(xiàng)目及試驗(yàn)件數(shù)量見(jiàn)表4：

表4 測(cè)試項(xiàng)目及數(shù)量Tab.4 Test items and quantity

平衡擺軸改進(jìn)后，延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置依次進(jìn)行上述試驗(yàn)，試驗(yàn)均得到通過(guò)，壽命試驗(yàn)完成600次無(wú)故障展開(kāi)試驗(yàn)，延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置的功能、性能正常。經(jīng)驗(yàn)證延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置的失效分析準(zhǔn)確，改進(jìn)措施可行有效，經(jīng)改進(jìn)設(shè)計(jì)大大提高了其無(wú)故障工作次數(shù)。

6 結(jié)論

針對(duì)延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置發(fā)生的失效問(wèn)題，進(jìn)行了以下失效分析。

結(jié)合產(chǎn)品的使用工況，進(jìn)一步識(shí)別產(chǎn)品的工作特性，識(shí)別出沖擊載荷，分析沖擊產(chǎn)生的機(jī)理并進(jìn)行計(jì)算；進(jìn)行了擒縱機(jī)構(gòu)的受力分析，同時(shí)考慮了應(yīng)力集中的影響，最終對(duì)延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置(主要對(duì)失效輪軸)工作時(shí)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行較為準(zhǔn)確的計(jì)算。根據(jù)分析結(jié)果形成改進(jìn)措施，并對(duì)改進(jìn)后的延時(shí)驅(qū)動(dòng)裝置整機(jī)進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。