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    飛機(jī)作動器耳片疲勞斷裂失效分析

    2022-07-01 02:14:52周顏秦劍波張志楠
    航空科學(xué)技術(shù) 2022年6期
    關(guān)鍵詞:棘爪耳片作動器

    周顏,秦劍波,張志楠

    航空工業(yè)第一飛機(jī)設(shè)計研究院,陜西 西安 710089

    在飛機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計中,傳遞集中載荷的結(jié)構(gòu)一般都采用耳片接頭連接的結(jié)構(gòu)形式[1],這些接頭是飛機(jī)不同結(jié)構(gòu)之間傳遞剪力、彎矩以及扭矩等載荷的重要結(jié)構(gòu),承載大,應(yīng)力狀態(tài)復(fù)雜,是飛機(jī)結(jié)構(gòu)中重要的疲勞與斷裂關(guān)鍵件之一[2],其失效常常會引起災(zāi)難性后果。

    針對耳片結(jié)構(gòu),國內(nèi)外學(xué)者對其疲勞斷裂特性開展了多項研究,并取得了一定成果。楊卓君[3]等研究了不同結(jié)構(gòu)形式(直耳片、對稱/非對稱斜耳片)耳片受不同方向載荷的疲勞裂紋擴(kuò)展特性,得到了結(jié)構(gòu)形式與載荷方向?qū)ζ诹鸭y擴(kuò)展的影響規(guī)律;孔煥平[4]等針對直升機(jī)TB6 鈦合金耳片在多軸應(yīng)力條件下的微動疲勞特性進(jìn)行了試驗(yàn)研究,揭示了裂紋萌生機(jī)制并驗(yàn)證了擠壓強(qiáng)化對疲勞壽命的增益效果;孫薇薇[5]等研究了耳片耳孔直徑和耳片寬度比、耳孔縱向邊距和橫向邊距比等關(guān)鍵參數(shù)對疲勞壽命的影響;陳迪[6]等在耳片疲勞試驗(yàn)的基礎(chǔ)上,利用斷口定量反推技術(shù)判讀了疲勞裂紋形成與擴(kuò)展壽命,基于應(yīng)力嚴(yán)重系數(shù)法發(fā)展了逐次累積求和的疲勞壽命估算方法。劉存[7]等研究了機(jī)翼折疊耳片在不同配合間隙、不同銷軸形狀下的承載特性;張志賢[8]等針對壓合襯套強(qiáng)化耳片,開展了數(shù)值模擬,準(zhǔn)確預(yù)測了殘余壓應(yīng)力分布,并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了耳片疲勞壽命評估方法;S.Boljanovi?[9]等提出了含裂耳片結(jié)構(gòu)的數(shù)值計算流程,并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了耳片結(jié)構(gòu)裂紋擴(kuò)展分析的有效性。劉瑩瑩[10]等研究了7050 鋁合金耳片經(jīng)芯棒擠壓強(qiáng)化后的微觀組織,疲勞試驗(yàn)表明,擠壓強(qiáng)化后耳片疲勞壽命提升顯著。

    某型作動器防逆轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)采用典型的耳片連接形式,在耐久性試驗(yàn)進(jìn)行到150 個試驗(yàn)譜塊時,作動器耳片發(fā)生斷裂。作動器耳片設(shè)計壽命為300 個試驗(yàn)譜塊,且要求疲勞試驗(yàn)壽命為設(shè)計壽命的兩倍,疲勞試驗(yàn)壽命未達(dá)到要求。經(jīng)顯微鏡和掃描電鏡觀察,耳片破壞為疲勞斷裂,疲勞裂紋萌生于耳片孔邊。

    本文通過對作動器耳片受載狀態(tài)和疲勞壽命進(jìn)行分析計算,研究了動態(tài)沖擊載荷對耳片疲勞壽命的影響,發(fā)現(xiàn)了耳片過早斷裂的原因,并提出了改進(jìn)措施,為飛機(jī)結(jié)構(gòu)耳片的抗疲勞設(shè)計提供參考。

    1 作動器結(jié)構(gòu)

    作動器主要包括棘齒盤、棘爪、彈簧、作動器殼體(耳片在作動器殼體上)等(見圖1)。作動器的工作原理:彈簧將棘爪壓在棘齒盤齒面上,棘齒盤順時針轉(zhuǎn)動時為正常工作狀態(tài),此時棘爪不影響棘齒盤轉(zhuǎn)動;棘齒盤逆時針轉(zhuǎn)動為逆轉(zhuǎn)狀態(tài),此時彈簧將棘爪壓緊,棘爪與棘齒盤嚙合,阻礙棘齒盤轉(zhuǎn)動,棘爪與耳片通過銷釘連接,逆轉(zhuǎn)時棘齒盤與棘爪接觸,將沖擊力和制動力矩傳遞至耳片進(jìn)而傳遞到作動器殼體上。作動器耳片材料為LC9 鋁合金,材料性能數(shù)據(jù)見參考文獻(xiàn)[11],彈性模量E=68GPa,強(qiáng)度極限σb=474MPa。在耐久性試驗(yàn)進(jìn)行到150 個試驗(yàn)譜塊時,作動器耳片發(fā)生斷裂,如圖2所示。

    圖1 作動器結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of actuator

    圖2 耳片裂紋Fig.2 Crack of lugs

    2 耳片受載分析

    2.1 靜態(tài)受載分析

    耳片靜態(tài)受載分析示意圖如圖3所示。由于彈簧只是將棘爪壓緊至與棘齒盤接觸,對耳片受載影響很小,因此不考慮彈簧對耳片的載荷。圖3 中A 為棘齒盤的轉(zhuǎn)軸中心點(diǎn),制動力Tj矩作用到齒面C,對棘爪產(chǎn)生徑向力Fn和切向力Ft,兩者的合力FN通過棘爪與耳片連接的中心點(diǎn)B傳遞至耳片上。通過測量結(jié)構(gòu)模型,可得AB=111.97mm,AC=83.03mm,BC=54.16mm。根據(jù)以上幾何尺寸,計算可得Fn與FN夾角為17.5°,F(xiàn)N與AB 夾角為45°,令A(yù)C 兩點(diǎn)距離為d,可得

    圖3 耳片靜態(tài)受載分析示意圖Fig.3 Analysis of static load on lugs

    根據(jù)不同工況,制動力矩分為5 級,由式(1)、式(2)計算可得5級制動力矩情況下耳片所受的載荷,見表1。

    表1 5級制動力矩和耳片載荷Table 1 Moments and loads on lugs of 5 levels

    2.2 動態(tài)沖擊受載分析

    在Abaqus/Explicit 中建立顯示動態(tài)有限元模型如圖4所示。動態(tài)沖擊計算過程為:棘爪盤以初始轉(zhuǎn)速沖擊棘爪,當(dāng)棘爪與棘齒盤接觸時施加制動力矩,計算耳片所受的沖擊力。根據(jù)作動器的工作狀態(tài),棘齒盤初始轉(zhuǎn)速分為3級,分別為0.33r/s、0.72r/s、1.44r/s。經(jīng)過顯示動態(tài)分析,得到棘齒盤3級初始轉(zhuǎn)速、5級制動力矩情況下耳片受載曲線如圖5~圖7所示。

    圖4 作動器耳片動態(tài)有限元模型Fig.4 Dynamic FE model of actuator lugs

    由圖5~圖7可以看出,相同初始轉(zhuǎn)速、不同制動力矩情況下載荷第一個峰值基本相當(dāng),這是因?yàn)檩d荷第一個峰值主要是由棘齒盤動能引起的,在棘齒盤初始轉(zhuǎn)速一致的情況下第一個峰值也基本一致;5級制動力矩的載荷曲線上升段的軌跡基本相似,在0.01s 后趨于收斂,收斂后棘齒盤與棘爪緊密貼合,與靜態(tài)受載狀態(tài)基本一致,因此收斂狀態(tài)的載荷大小與靜態(tài)受載狀態(tài)基本相同;隨著初始轉(zhuǎn)速的增加,載荷的峰值也相應(yīng)提高。

    圖5 0.33r/s初始轉(zhuǎn)速下耳片受載曲線Fig.5 Load on lugs at initial rotating speed of 0.33r/s

    圖7 1.44r/s初始轉(zhuǎn)速下耳片受載曲線Fig.7 Load on lugs at initial rotating speed of 1.44r/s

    棘齒盤對耳片動態(tài)沖擊載荷與靜態(tài)載荷對比見表2。由表2 可以看出,動態(tài)沖擊對于制動力矩較小的工況影響較大,這個影響表現(xiàn)為兩個方面:棘齒盤初始轉(zhuǎn)速相同情況下,制動力矩越小,動態(tài)沖擊載荷相對靜態(tài)載荷的增量比例越大;棘齒盤初始轉(zhuǎn)速不同的情況下,制動力矩越小,動態(tài)沖擊載荷隨初始轉(zhuǎn)速的變化比例越大。這是因?yàn)榧X盤初始轉(zhuǎn)速一定,動能一定,對耳片的動態(tài)沖擊載荷固定,當(dāng)制動力矩較小,耳片所受的沖擊載荷主要是由棘齒盤的動能引起的,此時與靜態(tài)加載相差較大,棘齒盤初始轉(zhuǎn)速的變化對動態(tài)沖擊載荷影響較大;當(dāng)制動力矩較大,耳片所受的動態(tài)沖擊載荷主要是由制動力矩引起的,與靜態(tài)加載相差較小,棘齒盤初始轉(zhuǎn)速的變化對動態(tài)沖擊載荷影響也較小。

    表2 耳片動態(tài)沖擊載荷與靜態(tài)載荷對比Table 2 Comparison between dynamic loads and static loads on lugs

    3 耳片疲勞壽命計算

    3.1 載荷譜

    作動器耳片耐久性試驗(yàn)譜載荷每個譜塊各級制動力矩的作用次數(shù)見表3。載荷譜中載荷峰值為各級制動力矩引起的耳片載荷,谷值為0。

    表3 各級制動力矩作用次數(shù)Table 3 Times of every moment level

    3.2 靜態(tài)受載疲勞壽命計算

    細(xì)節(jié)疲勞額定值(detail fatigue rating,DFR)法是在總結(jié)結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)疲勞特性的統(tǒng)計特性的基礎(chǔ)上形成的一種以名義應(yīng)力為參數(shù)的疲勞壽命解析分析方法,具有使用方便、簡捷可靠的特點(diǎn),應(yīng)用十分普遍[12-13]。因此,采用DFR法[14]計算作動器耳片的疲勞壽命。耳片結(jié)構(gòu)幾何參數(shù)如圖8 所示。耳片厚度t=5.2mm,孔徑d=14.3mm,a=12.55mm,γ=82°,β=112°,c=24.96mm,θ=45°,作動器耳片的DFR=29.18MPa。

    圖8 耳片結(jié)構(gòu)幾何參數(shù)Fig.8 Geometry parameter of lug

    根據(jù)DFR法中標(biāo)準(zhǔn)S—N曲線方程,對于一個確定的載荷循環(huán)

    式中:Y為DFR方法的過程參數(shù),σm0、S為材料特征參數(shù),對于鋁合金σm0=310MPa,S=2.0,σm、σa為載荷均、幅值,對應(yīng)的疲勞壽命為

    則可得該載荷循環(huán)造成的損傷為

    計算可得各級載荷對應(yīng)的循環(huán)壽命及損傷,見表4。由計算結(jié)果可知,每個試驗(yàn)譜塊造成的損傷為D=1.55E‐03,疲勞壽命N=652 個試驗(yàn)譜塊。但實(shí)際經(jīng)過150 個譜塊后,耳片就已經(jīng)發(fā)生疲勞斷裂,遠(yuǎn)小于計算壽命。由此可以看出,按照靜態(tài)受載狀態(tài)計算的耳片損傷相對實(shí)際情況偏小,載荷偏低,影響了對耳片壽命的準(zhǔn)確評估,對飛機(jī)安全構(gòu)成隱患。

    表4 載荷譜各級載荷對應(yīng)的循環(huán)壽命及損傷Table 4 Life and damage of every load level

    3.3 動態(tài)沖擊受載疲勞壽命計算

    從耳片動態(tài)沖擊載荷曲線可以看出,動態(tài)沖擊載荷不僅比靜態(tài)載荷大,而且相比于靜態(tài)載荷“零-峰值-零”的載荷循環(huán),動態(tài)載荷循環(huán)中多出了數(shù)個小載荷循環(huán)。為了研究小載荷循環(huán)的影響,計算耳片疲勞壽命時分為考慮所有載荷循環(huán)損傷和只考慮“零-峰值-零”載荷循環(huán)損傷兩種情況,可得棘齒盤不同初始轉(zhuǎn)速情況下耳片的各級載荷對應(yīng)的循環(huán)壽命及損傷,見表5~表10。

    表5 初始轉(zhuǎn)速0.33r/s時耳片循環(huán)壽命及損傷(考慮所有載荷循環(huán))Table 5 Life and damage of lugs at initial rotating speed of 0.33r/s(all cycles calculated)

    表6 初始轉(zhuǎn)速0.33r/s時耳片循環(huán)壽命及損傷(只考慮“零-峰值-零”循環(huán))Table 6 Life and damage of lugs at initial rotating speed of 0.33r/s(“0-peak-0”cycle calculated only)

    綜合表5~表10 可以看出:隨著棘齒盤初始轉(zhuǎn)速的增加,動態(tài)沖擊載荷增大,耳片的損傷越來越大,棘齒盤初始轉(zhuǎn)速1.44r/s相比初始轉(zhuǎn)速0.33r/s的情況每個譜塊損傷增大559%;初始轉(zhuǎn)速相同的情況下,制動力矩越小,動態(tài)載荷的損傷相對靜態(tài)載荷的增量比例越大,小載荷循環(huán)的損傷也越大;隨著棘齒盤初始轉(zhuǎn)速的增加,小載荷循環(huán)的損傷在總損傷中的占比越來越高,初始轉(zhuǎn)速0.33r/s時,一個譜塊中小載荷循環(huán)的損傷只有“零-峰值-零”載荷循環(huán)損傷的1.93%,初始轉(zhuǎn)速1.44r/s 時,一個譜塊中小載荷循環(huán)的損傷達(dá)到了“零-峰值-零”循環(huán)損傷的43.29%。

    表7 初始轉(zhuǎn)速0.72r/s時耳片循環(huán)壽命及損傷(考慮所有載荷循環(huán))Table 7 Life and damage of lugs at initial rotating speed of 0.72r/s(all cycles calculated)

    表8 初始轉(zhuǎn)速0.72r/s時耳片循環(huán)壽命及損傷(只考慮“零-峰值-零”循環(huán))Table 8 Life and damage of lugs at initial rotating speed of 0.72r/s(“0-peak-0”cycle calculated only)

    表9 初始轉(zhuǎn)速1.44r/s時耳片循環(huán)壽命及損傷(考慮所有載荷循環(huán))Table 9 Life and damage of lugs at initial rotating speed of 1.44r/s(all cycles calculated)

    表10 初始轉(zhuǎn)速1.44r/s時耳片循環(huán)壽命及損傷(只考慮“零-峰值-零”循環(huán))Table 10 Life and damage of lugs at initial rotating speed of 1.44r/s(“0-peak-0”cycle calculated only)

    綜合對比靜態(tài)受載與動態(tài)沖擊受載各級載荷的損傷可以發(fā)現(xiàn),后2級較大載荷雖然單次循環(huán)損傷較大,但一個譜塊中發(fā)生的次數(shù)很少,因此造成的損傷很小,前3級較小載荷雖然單次循環(huán)損傷較小,但由于載荷載荷次數(shù)多,因此累積的損傷較大,是耳片損傷的主要來源;考慮動態(tài)沖擊載荷情況下,棘齒盤初始轉(zhuǎn)速越高,前3級載荷循環(huán)損傷占總損傷比例越大。

    按棘齒盤3級初始轉(zhuǎn)速情況各占試驗(yàn)譜的1/3計算,對每個譜塊的損傷取3級轉(zhuǎn)速的加權(quán)平均值,得耳片損傷D=1.14E-02,疲勞壽命N=1/D=71 個試驗(yàn)譜塊,少于耳片斷裂時的150 個譜塊。考慮動態(tài)沖擊載荷后,計算結(jié)果與實(shí)際情況比較接近。

    4 改進(jìn)措施

    考慮動態(tài)沖擊載荷后,作動器耳片載荷相對靜態(tài)受載增大,載荷循環(huán)增多,導(dǎo)致疲勞壽命不滿足設(shè)計要求,可以增加耳片厚度,降低應(yīng)力水平,從而提高疲勞壽命。經(jīng)計算分析可知,將耳片增厚80%(即4.16mm)可滿足疲勞壽命要求。改進(jìn)后的耳片各級載荷對應(yīng)的循環(huán)壽命及損傷,見表11。

    表11 改進(jìn)后耳片循環(huán)壽命及損傷Table11 Life and damage of thickened lugs

    由計算結(jié)果可知,耳片厚度增加后,每個試驗(yàn)譜塊造成的損傷為D=1.53E-03,疲勞壽命N=1/D=655 個試驗(yàn)譜塊,可滿足兩倍壽命要求。

    5 結(jié)論

    通過研究,可以得出以下結(jié)論:

    (1)針對作動器耐久性試驗(yàn)耳片斷裂問題,從靜態(tài)受載和動態(tài)沖擊受載兩種情況出發(fā),對耳片的載荷進(jìn)行計算。計算結(jié)果表明,耳片受載按靜態(tài)分析與實(shí)際差別較大,考慮動態(tài)沖擊更加符合實(shí)際,耳片應(yīng)力水平偏高、損傷偏大,是耳片疲勞壽命不滿足要求的主要原因。

    (2)在后續(xù)類似的耳片設(shè)計中,應(yīng)考慮動態(tài)沖擊載荷對結(jié)構(gòu)疲勞壽命的影響,根據(jù)耳片傳遞載荷形式,綜合考慮動態(tài)載荷與靜態(tài)載荷,合理計算耳片載荷,保證耳片疲勞壽命滿足設(shè)計要求。

    (3)針對作動器耳片不滿足設(shè)計壽命的情況,提出了耳片加厚的改進(jìn)措施,通過計算分析了改進(jìn)措施的有效性。

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