肖　濱，常選倉，關(guān)　迪，劉　杰

(中國電子科技集團公司第二十九研究所，　四川 成都 610036)

引　言

當前，電子設(shè)備正朝向微系統(tǒng)化、一體化方向發(fā)展，但設(shè)備的環(huán)境條件卻變得越來越苛刻，這直接導致相關(guān)結(jié)構(gòu)的強度裕度不斷降低，結(jié)構(gòu)失效風險越來越大。對機載設(shè)備而言，飛機在起降、飛行、機動過程中會遇到大量的隨機振動和沖擊載荷，如何在滿足結(jié)構(gòu)功能性要求的前提下保證結(jié)構(gòu)強度安全，就成為結(jié)構(gòu)設(shè)計中亟需解決的課題。文獻[1]利用有限元軟件對某電子設(shè)備進行了瞬態(tài)動力學仿真，分析了連接鉚釘在沖擊載荷下斷裂的具體原因并提出了改進建議；文獻[2-3]分別研究了鋁板在隨機振動載荷下的疲勞特性和金屬材料的低周疲勞損傷演化模型；文獻[4-6]分別對具體結(jié)構(gòu)在隨機振動載荷作用下的響應(yīng)進行了試驗或仿真分析，為利用有限元計算進行結(jié)構(gòu)隨機動力學仿真提供了思路和方法。但上述工作都是在載荷條件已知的前提下進行的，一些實際使用中發(fā)生的結(jié)構(gòu)破壞的載荷條件往往不明確或難以確定，此時上文中的方法就不再適用，只能尋求其他手段來對結(jié)構(gòu)的失效原因進行判斷、驗證。

某電子設(shè)備在裝機飛行一段時間后出現(xiàn)了大范圍的鉚釘斷裂現(xiàn)象，在無法獲得外部載荷的情況下，本文通過斷面特征反推了載荷條件，并對鉚釘失效過程進行了仿真計算，重點從靜強度、疲勞強度等方面對比說明了鉚釘斷裂的原因。

1　問題描述

圖1為某型機載電子設(shè)備支撐結(jié)構(gòu)的實物及安裝示意。圖1(a)圓盤中部是不銹鋼自制螺母，通過4個自制鉚釘鉚接在圓盤上。使用時先將2個圖1(a)所示圓盤分別通過螺釘安裝在設(shè)備的上下內(nèi)表面，然后用一個長度為80 mm的不銹鋼自制螺桿從設(shè)備上表面自上而下穿過第一個自制螺母，再從第二個自制螺母的反向旋入，通過該自制螺桿對設(shè)備上下表面起到固定支撐作用。

圖1　某設(shè)備支撐結(jié)構(gòu)實物及安裝示意

實際使用中發(fā)現(xiàn)，該結(jié)構(gòu)安裝比較困難，并且連接自制螺母和圓盤的4個鉚釘出現(xiàn)了大量破壞現(xiàn)象，結(jié)構(gòu)破壞后的照片如圖2所示。

圖2　破壞后的圓盤與自制螺母

分析后認為，該設(shè)計至少存在兩個問題：1)上、下圓盤的自制螺母孔中心很難對準，這導致自制螺桿在反向旋入下表面的自制螺母時偏心，這一點從圖2(a)中心處螺紋孔的磨損情況也可得到證實，偏心會讓鉚釘在安裝后承受較大的剪力作用。2)無法保證上、下圓盤上自制螺母的距離恰好就是其螺距的整數(shù)倍，這會導致安裝完成后上、下圓盤不可避免地承受沿其表面法線方向的拉載荷，載荷傳遞到鉚釘上就表現(xiàn)為沿鉚釘軸向?qū)︺T釘?shù)睦ψ饔谩Ｓ纱丝芍?，鉚釘在整個支撐結(jié)構(gòu)安裝完成后需承受軸向的拉應(yīng)力和橫截面內(nèi)剪切應(yīng)力的雙重作用，本文將基于此進行仿真分析，給出導致鉚釘斷裂的真正原因。

2　仿真分析

2.1　有限元建模及邊界條件設(shè)置

在保證外形尺寸、對外接口、連接關(guān)系與真實結(jié)構(gòu)相同的前提下，考慮支撐結(jié)構(gòu)的上下對稱關(guān)系，只對上表面的圓盤、自制螺母、鉚釘及連接上下表面的螺桿進行建模，由Catia V5完成包含所有結(jié)構(gòu)細節(jié)的全尺寸三維建模，由Abaqus和Fesafe軟件完成仿真計算。采用適應(yīng)性較好的六面體單元C3D8R對模型進行網(wǎng)格劃分，其中網(wǎng)格總量為73 937個，節(jié)點數(shù)為92 147個。完整的有限元模型如圖3所示。

圖3　有限元計算模型

根據(jù)該支撐結(jié)構(gòu)對外的真實連接形式，在圓盤的4個對外安裝孔孔邊固支以模擬外部結(jié)構(gòu)對圓盤的位移約束，同時采用“面-面接觸”來定義螺桿與螺母之間、螺母與圓盤之間、鉚釘與螺母和圓盤之間的接觸關(guān)系，在螺桿的下端面施加位移條件以模擬實際安裝中的偏心和拉/壓載荷作用。螺桿和自制螺母材料為不銹鋼1Cr18Ni9Ti，鉚釘材料為L4，圓盤材料為鋁合金LY12。

2.2　有限元計算

由于缺乏明確的位移/載荷輸入，在此需先對圓盤所處的安裝環(huán)境做必要分析，以確定仿真計算所需的位移/載荷條件。通過觀察圖2(a)中螺紋孔磨損區(qū)域中心與孔中心線的距離，確定螺桿中心線與螺紋孔中心線偏移量最大約為0.9 mm；通過分別測量上、下圓盤在自然狀態(tài)下和螺桿擰緊狀態(tài)下的間距，確定螺桿擰緊后上、下圓盤間距縮減量為0.7 mm。以此作為圖3模型中螺桿端面的位移條件進行仿真分析，計算結(jié)果示意如圖4～圖6所示。

圖4　支撐結(jié)構(gòu)整體變形

圖5　支撐結(jié)構(gòu)的Mises等效應(yīng)力分布

圖6　連接鉚釘?shù)腗ises等效應(yīng)力分布

各零件的最大計算Mises等效應(yīng)力Smax見表1。其中：σy為材料屈服強度；σb為強度極限。

表1　各零件的最大計算Mises等效應(yīng)力

由表1中計算結(jié)果可知，螺桿與螺母的最大Mises等效應(yīng)力均低于其屈服強度，并有較大的安全裕量；圓盤和鉚釘局部的最大Mises等效應(yīng)力均已超過其屈服強度，但并未達到強度極限；說明整個支撐結(jié)構(gòu)在安裝完成后局部已經(jīng)產(chǎn)生塑性變形，但并未發(fā)生破壞，因此可以排除結(jié)構(gòu)靜強度破壞的可能。

考慮到該設(shè)備的安裝環(huán)境是機載平臺，在使用中不可避免地會受到來自載機的振動載荷作用，因此不能排除裝配應(yīng)力和來自載機的振動載荷共同作用導致鉚釘疲勞破壞的可能。同時根據(jù)圖2(a)中螺紋孔的磨損情況及載荷與位移的對應(yīng)關(guān)系可知，該設(shè)備在實際使用中螺桿中心線與螺紋孔中心線的偏移量最大不會超過0.9 mm，因此其所承受的最大應(yīng)力幅值也不會超過Smax。按最嚴重情況計算，假定Smax就是設(shè)備各零件在實際使用中承受的最大應(yīng)力幅值，將上述有限元計算的結(jié)果文件導入Fesafe軟件，對整個模型進行疲勞壽命計算，以對該設(shè)備鉚釘斷裂的原因做出進一步分析，計算結(jié)果示意如圖7～圖8所示。

圖7　結(jié)構(gòu)整體對數(shù)疲勞壽命

圖8　鉚釘完全斷裂對應(yīng)的疲勞壽命(5 489次循環(huán))

對比圖7、圖8和圖2(b)可以看出，疲勞計算得到的鉚釘疲勞斷裂過程及最終斷裂位置和真實情況高度一致，鉚釘都是在圓盤與自制螺母接觸面處斷裂，說明仿真計算較好地還原了鉚釘斷裂過程。此外根據(jù)表1結(jié)果可知，裝配應(yīng)力單獨作用不可能導致結(jié)構(gòu)失效，因此結(jié)合斷面和上述分析結(jié)果可知，鉚釘斷裂的主要原因就是較大裝配應(yīng)力和來自載機的振動載荷共同作用下的疲勞破壞。從上述計算結(jié)果也可很直觀地看出，連接圓盤與螺母的鉚釘是整個結(jié)構(gòu)失效的危險細節(jié)，在當前載荷下其疲勞裂紋出現(xiàn)對應(yīng)的疲勞壽命僅為2 228次循環(huán)，至完全斷裂的疲勞壽命也僅為5 489次循環(huán)。假定整個結(jié)構(gòu)工作時所承受的載荷頻率為1 Hz，這意味著鉚釘在承載37 min后即開始產(chǎn)生疲勞裂紋，在大約1.5 h后就會完全疲勞失效。

3　結(jié)束語

在缺乏明確載荷輸入的前提下，本文利用斷面特征定量反推了結(jié)構(gòu)上、下表面的相對位移量，并據(jù)此對整個結(jié)構(gòu)進行了仿真計算，準確預測了該設(shè)備連接鉚釘?shù)臄嗔盐恢?，還原了鉚釘疲勞斷裂過程并給出了鉚釘?shù)钠趬勖?，計算結(jié)果對結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進有較強的指導意義。

一般來說，裝配應(yīng)力不會對結(jié)構(gòu)安全造成太大影響，但文中情況是一次典型的過大裝配應(yīng)力與來自載機的振動載荷疊加引起的結(jié)構(gòu)破壞現(xiàn)象。在裝配精度無法通過加工保證的類似結(jié)構(gòu)設(shè)計中，適當增加柔性部件，同時提高不同金屬部件之間的剛度匹配度，可適當補償裝配應(yīng)力對結(jié)構(gòu)安全造成的不良影響。

結(jié)構(gòu)的安全壽命往往取決于其結(jié)構(gòu)最危險細節(jié)的疲勞壽命，但在最危險結(jié)構(gòu)細節(jié)得到優(yōu)化或加強后，之前的次危險結(jié)構(gòu)細節(jié)會上升為最危險結(jié)構(gòu)細節(jié)(比如文中結(jié)構(gòu)中的圓盤安裝孔邊，對應(yīng)疲勞壽命為14 859次循環(huán))，成為影響結(jié)構(gòu)安全的最關(guān)鍵因素，這在結(jié)構(gòu)設(shè)計改進和優(yōu)化時需引起重視。

參考文獻

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