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(jī)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(jìn)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(jìn)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(jìn)行分析，定位故障原因，并對作動器故障機(jī)制進(jìn)行分析，提出了改進(jìn)措施。最終順利完成了加載試驗，達(dá)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(jìn)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(jìn)行分析，裂紋擴(kuò)展初期為疲勞擴(kuò)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(kuò)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(kuò)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(jìn)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(qiáng)度和疲勞壽命兩個方面進(jìn)行分析。

(1)強(qiáng)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(qiáng)度是否滿足要求。

活塞在運(yùn)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(jìn)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(jìn)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(jìn)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。活塞在加載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(diǎn)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。活塞所采用的材料許用應(yīng)力σ許用=730.6 MPa。有σmax＜σ許用，作動器活塞強(qiáng)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(qiáng)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(jìn)行疲勞壽命分析，可以確定活塞的疲勞壽命［2］。

結(jié)合強(qiáng)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(jìn)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(biāo)決定［3］。

參數(shù)結(jié)果如下:

應(yīng)力比:耐久試時R = －1

進(jìn)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(biāo)符合性兩個方面進(jìn)行。

(1)材料

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

(2)加工指標(biāo)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(jī)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(jìn)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(jìn)行檢驗、標(biāo)校均合格。

在對試驗過程規(guī)范性進(jìn)行檢查時發(fā)現(xiàn)作動器在進(jìn)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(dá)6 mm，見圖4。

圖4 作動器試驗圖

進(jìn)一步對作動器分解件進(jìn)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(yùn)動過程中承受了不合理的側(cè)向力作用。即作動器在進(jìn)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(jìn)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(jī)制分析

為了進(jìn)一步定位故障原因，還需要從機(jī)制上進(jìn)行進(jìn)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(diǎn)。

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(shí)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(dāng)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(jìn)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(jìn)

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(jìn)措施來進(jìn)行解決，詳細(xì)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(diǎn)是可以徹底解決針對此作動器加載試驗的問題;缺點(diǎn)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(diǎn)是簡單、快速、成本低;缺點(diǎn)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(jìn)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(jìn)行改進(jìn)后，重新進(jìn)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(jìn)行了機(jī)制分析，在此基礎(chǔ)上提出了改進(jìn)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(qiáng)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(jī)連桿疲勞破壞機(jī)理研究綜述［J］.內(nèi)燃機(jī)，2006(4):1 －3.

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

【3】凌衛(wèi)寧.鋼結(jié)構(gòu)疲勞破壞的機(jī)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.