李炳伯

(海軍駐景德鎮(zhèn)地區(qū)航空軍事代表室，江西 景德鎮(zhèn) 333000)

0 引言

某型機(jī)在交付使用后，對(duì)主機(jī)輪進(jìn)行例行分解檢查，發(fā)現(xiàn)4架機(jī)上主機(jī)輪輪轂體密封圈防護(hù)擋邊處出現(xiàn)不同程度的斷裂，故障件見(jiàn)圖1。

1 原因分析

針對(duì)主機(jī)輪輪轂體密封圈防護(hù)擋邊處出現(xiàn)的斷裂情況，開(kāi)展故障樹(shù)(見(jiàn)圖2)分析[1]。

圖2 故障樹(shù)分析

根據(jù)圖2的故障樹(shù),從疲勞、結(jié)構(gòu)尺寸、化學(xué)成分、力學(xué)性能、金相組織等方面進(jìn)行了分析。其中，強(qiáng)度、疲勞、結(jié)構(gòu)尺寸、化學(xué)成分、力學(xué)性能、金相組織經(jīng)檢測(cè)分析符合設(shè)計(jì)圖紙和標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范要求，安裝使用、超飛機(jī)使用條件、超設(shè)計(jì)輸入指標(biāo)為未探明事件，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)存在不足主要反映在以下三個(gè)方面：

圖3 主機(jī)輪結(jié)構(gòu)圖

圖4 主機(jī)輪受載情況圖

在飛機(jī)大載荷及復(fù)雜工況條件下，為避免輪轂體密封圈防護(hù)擋邊受到半輪轂擠壓而產(chǎn)生應(yīng)力，對(duì)輪轂體和半輪轂體接合部位增加同軸配合定位結(jié)口，使其在較復(fù)雜工況及大載荷情況下可以保證輪轂體和半輪轂之間的同軸配合。避免輪轂體和半輪轂之間在實(shí)際使用中因發(fā)生相對(duì)位移產(chǎn)生擠壓而發(fā)生部位斷裂。

2 改進(jìn)措施

2.1 機(jī)輪改進(jìn)設(shè)計(jì)

將兩半輪轂腹板減輕部位加厚，增加兩半輪轂的軸向接觸面，對(duì)兩半輪轂增加同軸定位結(jié)構(gòu)。避免主機(jī)輪在承受較大載荷時(shí)發(fā)生錯(cuò)位而使輪轂體密封圈防護(hù)擋邊處承受附加載荷。加粗螺栓中段直徑，同時(shí)，提高擰緊力矩。主機(jī)輪更改后見(jiàn)圖5。

圖5 主機(jī)輪更改后工程圖

2.1.1 半輪轂

改進(jìn)后，在螺栓孔位置增加了兩半輪轂的徑向限位。半輪轂增加了一個(gè)直徑93mm、深9mm的凹槽供以輪轂體配合定位。

2.1.2 輪轂體

2.1.3 螺栓

2.2 強(qiáng)度和剛度計(jì)算

2.2.1 強(qiáng)度計(jì)算

通過(guò)有限元[2]對(duì)主機(jī)輪在徑側(cè)向使用載荷和徑側(cè)向設(shè)計(jì)載荷不同工況下進(jìn)行改進(jìn)前、后分析。機(jī)輪在受載時(shí)，主要承力部件是兩半輪轂和螺栓，所以，對(duì)改進(jìn)前后的兩半輪轂和螺栓進(jìn)行了強(qiáng)度分析和對(duì)比。針對(duì)故障原因和改進(jìn)措施，對(duì)比分析了輪轂體斷裂部位、輪轂轂部和螺栓改進(jìn)前后的應(yīng)力水平。

1) 兩半輪轂

在徑側(cè)向使用載荷、設(shè)計(jì)載荷下，改進(jìn)前、后兩半輪轂斷裂部位、密封槽和轂部受力情況見(jiàn)表1。

表1 兩半輪轂關(guān)鍵部位應(yīng)力水平表

通過(guò)表1的應(yīng)力值對(duì)比，改進(jìn)后的應(yīng)力比改進(jìn)前同一部位的應(yīng)力有所下降。改進(jìn)前主機(jī)輪已通過(guò)了所有的強(qiáng)度試驗(yàn)考核，經(jīng)探傷檢查試驗(yàn)件均無(wú)裂紋。通過(guò)分析比較故障件、試驗(yàn)件和有限元分析情況，產(chǎn)品實(shí)際使用工況和廠(chǎng)內(nèi)試驗(yàn)條件、有限元施載情況存在一定差異。有限元分析和廠(chǎng)內(nèi)試驗(yàn)加載的載荷條件較為單一，只能模擬垂直載荷、垂直載荷和側(cè)向載荷組合等施載和施壓情況，而在主機(jī)輪裝機(jī)進(jìn)行起飛著陸滑跑過(guò)程中，可能承受了沖擊載荷及垂直載荷、側(cè)向載荷、切向載荷速度等隨機(jī)組合的復(fù)雜工況。在外場(chǎng)較為復(fù)雜的工況下，主機(jī)輪兩半輪轂會(huì)因螺栓定位不穩(wěn)而發(fā)生位移，致使輪轂體斷裂部位與半輪轂發(fā)生擠壓而產(chǎn)生大應(yīng)力。具體的不同工況下應(yīng)力分布圖見(jiàn)圖6-圖9。

主機(jī)輪結(jié)構(gòu)更改后，增加了同軸徑向配合定位接口，兩半輪轂在受載后不會(huì)發(fā)生錯(cuò)位。輪轂體斷裂部位、轂部改進(jìn)后應(yīng)力水平在同等載荷施載時(shí)整體應(yīng)力分布水平下降。

圖7 徑側(cè)向使用載荷下的輪轂體斷裂部位應(yīng)力云圖

圖9 徑側(cè)向設(shè)計(jì)載荷下的輪轂體斷裂部位應(yīng)力云圖

2)螺栓

在徑側(cè)向使用、設(shè)計(jì)載荷下，螺栓受力情況見(jiàn)表2。

表2 螺栓應(yīng)力水平表

通過(guò)表2數(shù)據(jù)對(duì)比，螺栓所承受的應(yīng)力均小于材料的抗拉強(qiáng)度1080MPa。所以，螺栓強(qiáng)度可以滿(mǎn)足使用要求。具體的不同工況下的應(yīng)力分布圖見(jiàn)圖10和圖11。

圖10 徑側(cè)向使用載荷下的螺栓應(yīng)力云圖

圖11 徑側(cè)向設(shè)計(jì)載荷下的螺栓應(yīng)力云圖

2.2.2 剛度計(jì)算

1) 兩半輪轂

應(yīng)用有限元對(duì)輪轂體斷裂部位與半輪轂貼合部位分別在兩種工況下進(jìn)行改進(jìn)前后的剛度變形分析計(jì)算(其變形為偏離軸心的變形)。其兩種工況為主機(jī)輪在徑側(cè)向使用載荷和徑側(cè)向設(shè)計(jì)載荷條件下受載情況。分析計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表3。不同工況下輪轂體斷裂部位與其貼合的半輪轂位置剛度變形分析圖如圖12-圖15所示。通過(guò)表3改進(jìn)前、后剛度變形的分析可見(jiàn)，改后的變形量均變小，可以滿(mǎn)足改進(jìn)目標(biāo)。

圖12 徑側(cè)向使用載荷下輪轂體斷裂部位改前后剛度變形對(duì)比圖

改進(jìn)前剛度變形改進(jìn)后剛度變形對(duì)比值徑側(cè)向使用載荷斷裂部位0．164mm0．032mm降低了80．5%與斷裂部位配合半輪轂位置0．469mm0．275mm降低了41．4%徑側(cè)向設(shè)計(jì)載荷斷裂部位0．234mm0．050mm降低了78．6%與斷裂部位配合半輪轂位置0．838mm0．498mm降低了40．6%

圖13 徑側(cè)向使用載荷下半輪轂改前后剛度變形對(duì)比圖

圖14 徑側(cè)向設(shè)計(jì)載荷下輪轂體斷裂部位改前后剛度變形對(duì)比圖

圖15 徑側(cè)向設(shè)計(jì)載荷下半輪轂改前后剛度變形對(duì)比圖

2) 螺栓

應(yīng)用有限元對(duì)螺栓改進(jìn)前后分別在兩種工況下進(jìn)行剛度變形分析計(jì)算。其兩種工況為主機(jī)輪在徑側(cè)向使用載荷和徑側(cè)向設(shè)計(jì)載荷條件下受載情況。螺栓受載變形情況見(jiàn)表4。不同工況下螺栓剛度變形分析圖如圖16、圖17所示。

通過(guò)表4剛度變形量值改進(jìn)前、后對(duì)比分析可見(jiàn)，螺栓在改進(jìn)后變形量顯著降低。

2.2.3 密封圈防護(hù)擋邊受載后間隙對(duì)比

主機(jī)輪結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后在承受徑側(cè)向聯(lián)合載荷時(shí)密封圈防護(hù)部位的間隙變化情況見(jiàn)表5。

表4 螺栓剛度變形量

圖16 使用載荷下螺栓改前后剛度變形對(duì)比圖

圖17 設(shè)計(jì)載荷下螺栓改前后剛度變形對(duì)比圖

2.3 計(jì)算結(jié)果分析

1)經(jīng)強(qiáng)度計(jì)算，機(jī)輪在徑側(cè)向使用載荷和徑側(cè)向設(shè)計(jì)載荷兩種工況下，改后的輪轂體密封圈防護(hù)擋邊、密封槽和轂部最大應(yīng)力水平有所降低。均低于材料的抗拉強(qiáng)度。改后的螺栓在設(shè)計(jì)載荷下應(yīng)力水平有所增加(改前791MPa，改后為835MPa)，但低于材料的抗拉強(qiáng)度(1080MPa)。

2)經(jīng)剛度變形計(jì)算，在徑側(cè)向使用載荷和徑側(cè)向設(shè)計(jì)載荷兩種工況下，改后的輪轂體斷裂部位、與其配合的半輪轂位置偏離軸心的變形和螺栓變形量均小于改前。

3)經(jīng)斷裂處間隙計(jì)算分析，主機(jī)輪在徑側(cè)向使用、設(shè)計(jì)載荷下輪轂體斷裂部位和與其配合的半輪轂位置會(huì)產(chǎn)生擠壓。結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，輪轂體密封圈防護(hù)擋邊在主機(jī)輪受載下不會(huì)和半輪轂配合部位發(fā)生擠壓，避免了其斷裂的可能。從應(yīng)力云圖反映出，增加同軸定位接口部位的應(yīng)力水平遠(yuǎn)低于軸承孔部位的應(yīng)力(336MPa)。

表5 間隙變化對(duì)比

3 驗(yàn)證情況

改進(jìn)后的主機(jī)輪根據(jù)試驗(yàn)大綱在實(shí)驗(yàn)室完成了機(jī)輪氣密性試驗(yàn)、機(jī)輪爆破壓力試驗(yàn)、徑向載荷試驗(yàn)、徑向-側(cè)向聯(lián)合載荷試驗(yàn)和側(cè)偏滾轉(zhuǎn)試驗(yàn)[3-4]。試驗(yàn)后檢查試驗(yàn)件情況，螺栓中段未出現(xiàn)磨痕，兩半輪轂結(jié)合處的螺栓孔處也未出現(xiàn)磨痕，密封圈擋邊未發(fā)生斷裂，試驗(yàn)結(jié)果滿(mǎn)足要求。

改進(jìn)后的主機(jī)輪通過(guò)地面試驗(yàn)后經(jīng)裝機(jī)試飛考核驗(yàn)證，在完成400次起落后(其中著艦次數(shù)為102次起落)，分解主機(jī)輪檢查未發(fā)現(xiàn)密封圈防護(hù)擋邊斷裂，表明改進(jìn)措施有效。

4 結(jié)論

[1] 國(guó)防科學(xué)技術(shù)工業(yè)委員會(huì).GJB/Z 768A-1998故障樹(shù)分析指南[S].北京：國(guó)防工業(yè)出版社， 1998.

[2] 莊 茁,等. 基于A(yíng)BAQUS有限元分析與應(yīng)用[M].北京：清華大學(xué)出版社，2009.

[3] 國(guó)防科學(xué)技術(shù)工業(yè)委員會(huì).GJB 1184A-2005航空機(jī)輪和剎車(chē)裝置通用規(guī)范[S].北京：國(guó)防工業(yè)出版社,2005.

[4] 航空航天工業(yè)部科學(xué)技術(shù)委員會(huì),編.飛機(jī)起落架強(qiáng)度設(shè)計(jì)指南[M].成都：四川科學(xué)技術(shù)出版社.1989.