鄒湘伏，鄧宇，潘鐘鍵

(1.湖南山河科技股份有限公司 航空研究院， 株洲 412000)(2.長(zhǎng)沙學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院， 長(zhǎng)沙 410022)(3.山河智能裝備股份有限公司 國(guó)家企業(yè)技術(shù)中心， 長(zhǎng)沙 410100)

0 引 言

隨著通用航空的快速發(fā)展，目前世界范圍內(nèi)至少有3×1010架通用飛機(jī)，航空汽油活塞發(fā)動(dòng)機(jī)是通用航空飛機(jī)的主要?jiǎng)恿卧猍1]。出于對(duì)環(huán)境污染的關(guān)注以及對(duì)燃油安全性的考慮，穩(wěn)定性好、易獲取、經(jīng)濟(jì)性好的航空煤油逐漸走進(jìn)通用航空領(lǐng)域，且易于在軍事上讓裝備達(dá)成燃油統(tǒng)一[2-3]。因此采用航空活塞發(fā)動(dòng)機(jī)的無(wú)人機(jī)、教練機(jī)、特殊行業(yè)用途的飛機(jī)希望使用航空煤油活塞發(fā)動(dòng)機(jī)[4]。但是高功重比的航空煤油活塞發(fā)動(dòng)機(jī)的研發(fā)，其機(jī)體可靠性成為研發(fā)的技術(shù)瓶頸[5-6]。目前世界范圍內(nèi)僅有幾款航空煤油發(fā)動(dòng)機(jī)獲得了FAA或者EASA的型號(hào)認(rèn)證，如CD135、AE300、SR305等[7]，這些機(jī)型主要來(lái)源于車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)的改裝，功重比優(yōu)勢(shì)不明顯[8]。而全新設(shè)計(jì)的高功重比航空煤油發(fā)動(dòng)機(jī)受缸內(nèi)爆發(fā)壓力的影響，機(jī)體耐久性成為技術(shù)難題，難以達(dá)到適航法規(guī)的要求，國(guó)際上能提供的參考資料有限[9-12]，大部分研究主要來(lái)源于車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)[13-14]。李欣等[15]根據(jù)動(dòng)態(tài)載荷推導(dǎo)出時(shí)間-應(yīng)力歷程，應(yīng)用臨界面法預(yù)測(cè)了機(jī)體上若干位置的疲勞壽命，找出了疲勞位置；Fan K L等[16]從材料屬性角度對(duì)鑄鐵機(jī)體進(jìn)行疲勞研究，在不同的應(yīng)變幅值下研究裂紋的擴(kuò)展機(jī)制；S.H.Kang等[17]研究鋁合金機(jī)體在壓鑄過(guò)程中熱膨脹和冷卻引起的熱應(yīng)力疲勞。通過(guò)機(jī)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)出發(fā)來(lái)提升發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體的可靠性報(bào)道較少。

本文分析某型航空煤油發(fā)動(dòng)機(jī)下機(jī)體的邊界條件及下機(jī)體疲勞開(kāi)裂原因，從結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)出發(fā)，提出一種分離式主軸承蓋的設(shè)計(jì)方案，開(kāi)發(fā)一種新的機(jī)體，將下機(jī)體承受的交變載荷轉(zhuǎn)移到其他剛度好的結(jié)構(gòu)上，并對(duì)其進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 初始邊界條件的確定

在計(jì)算分析前，必須要明確發(fā)動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)布局。該發(fā)動(dòng)機(jī)為V型4缸發(fā)動(dòng)機(jī)，下機(jī)體中各軸承的序號(hào)如圖1所示，其中1號(hào)和2號(hào)缸共用一個(gè)曲柄，3號(hào)和4號(hào)缸共用一個(gè)曲柄。

圖1 下機(jī)體主軸承編號(hào)

根據(jù)廠家提供的缸徑、配氣相位、排氣正時(shí)等重要性能參數(shù)和發(fā)動(dòng)機(jī)具體的布局等信息，使用商業(yè)軟件GT-POWER建立發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型，將實(shí)驗(yàn)臺(tái)上獲取的發(fā)動(dòng)機(jī)性能參數(shù)與仿真平臺(tái)獲取的參數(shù)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果表明實(shí)測(cè)扭矩值和仿真扭矩值的最大誤差為3.5%，可以確認(rèn)仿真模型具有一定的正確性。因此，后續(xù)下機(jī)體進(jìn)行疲勞分析需要的載荷曲線，使用該模型進(jìn)行仿真獲取。

對(duì)下機(jī)體進(jìn)行網(wǎng)格劃分，下機(jī)體長(zhǎng)寬高為452.8 mm×362.3 mm×230.8 mm，將三維模型導(dǎo)入Workbench中，采用二階四面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，對(duì)細(xì)小結(jié)構(gòu)進(jìn)行單獨(dú)處理，如倒角圓孔。單元尺寸3 mm，網(wǎng)格劃分后節(jié)點(diǎn)數(shù)284 637，元素個(gè)數(shù)162 197。網(wǎng)格劃分后的下機(jī)體如圖2所示。

圖2 網(wǎng)格劃分

建立發(fā)動(dòng)機(jī)GT-POWER仿真模型，輸入發(fā)動(dòng)機(jī)相關(guān)性能參數(shù)，將實(shí)驗(yàn)測(cè)得的不同轉(zhuǎn)速下發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩曲線和仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，誤差在5%以?xún)?nèi)，驗(yàn)證結(jié)果表明該仿真模型具有一定的準(zhǔn)確性。在仿真模型的基礎(chǔ)上，得出作用在1、2、3號(hào)軸承上的受力曲線，如圖3～圖5所示。

圖3 1號(hào)主軸承受力曲線

圖4 2號(hào)主軸承受力曲線

圖5 3號(hào)主軸承受力曲線

從圖3～圖5可以看出：作用在下機(jī)體上的是交變載荷，其中2號(hào)軸承受2號(hào)和3號(hào)氣缸的作用，交變次數(shù)要高于1號(hào)和3號(hào)軸承；1號(hào)軸承在X方向承受的力最大值為37 592 N，最小力-32 698 N，Y方向承受的力最大值為37 249 N；2號(hào)軸承在X方向承受的力最大值為37 646 N，最小力-33 241 N，Y方向承受的力最大值為41 994 N；3號(hào)軸承在X方向承受的力最大值為35 852 N，最小力-32 434 N，Y方向承受的力最大值為34 928 N。

2 高周疲勞分析

下機(jī)體的疲勞屬于高周疲勞，機(jī)體沒(méi)有在短時(shí)間內(nèi)沒(méi)有發(fā)生疲勞裂紋，而是在低于屈服強(qiáng)度的循環(huán)應(yīng)力作用下，經(jīng)歷100 000以上的循環(huán)次數(shù)后而產(chǎn)生裂紋。通常采用S-N曲線方法表示交變應(yīng)力、失效周期以及應(yīng)力幅值之間的關(guān)系，疲勞破壞次數(shù)N與交變應(yīng)力之間的關(guān)系如式(1)所示。

(1)

式中：S為交變應(yīng)力；S0為機(jī)體的疲勞極限；b為疲勞強(qiáng)度指數(shù)；N0為工程中無(wú)限壽命的設(shè)定值[18]。

計(jì)算高周疲勞過(guò)程中，充分考慮平均應(yīng)力對(duì)下機(jī)體疲勞壽命的影響，最常見(jiàn)的平均應(yīng)力修正方法是采用Goodman模型、Gerber模型，如式(2)所示[18]。

(2)

式中：δa為交變應(yīng)力幅值，MPa；δfs為平均應(yīng)力δm為0時(shí)的最大交變應(yīng)力，MPa；δm為平均應(yīng)力，MPa；δTS為材料的抗拉強(qiáng)度，MPa。

采用Workbench軟件中的Transient Structure模塊進(jìn)行分析，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)安裝位置對(duì)其約束。常見(jiàn)瞬態(tài)分析方法是挑選典型工況下的力和時(shí)間參數(shù)進(jìn)行施加，但不能精確反應(yīng)整個(gè)時(shí)間歷程的變化情況。為了提高計(jì)算準(zhǔn)確性，在對(duì)下機(jī)體進(jìn)行瞬態(tài)分析時(shí)，以主軸承受力曲線作為輸入。由于主軸承力變化的不規(guī)律性，用Matlab擬合的函數(shù)曲線與原始曲線有較大的誤差，因此每10°取一個(gè)數(shù)據(jù)進(jìn)行添加，確保數(shù)據(jù)準(zhǔn)確性。

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的工作狀況和設(shè)定的壽命，在Fatigue Tool模塊中輸入循環(huán)次數(shù)為2.3×107。由于Goodman模型比Gerber模型更加保守，適用于對(duì)航空結(jié)構(gòu)件疲勞壽命要求更加苛刻的計(jì)算分析，因此在仿真計(jì)算過(guò)程中采用Goodman修正模型，計(jì)算下機(jī)體在額定載荷譜下的疲勞情況，具體如圖6所示。

圖6 下機(jī)體的疲勞安全系數(shù)

從圖6可以看出：2號(hào)主軸承蓋位置下方兩側(cè)均出現(xiàn)紅色區(qū)域，疲勞安全系數(shù)小于1，屬于易出現(xiàn)高周疲勞區(qū)域，仿真分析結(jié)論與前期試驗(yàn)結(jié)論相同；1號(hào)和3號(hào)軸承下方疲勞安全系數(shù)較高，從分析數(shù)據(jù)判斷出下機(jī)體未出現(xiàn)疲勞。

下機(jī)體背面螺栓連接處均出現(xiàn)紅色，表明該位置疲勞安全系數(shù)較低，但該位置主要受壓應(yīng)力作用，無(wú)交變應(yīng)力作用，因此不會(huì)產(chǎn)生高周疲勞。故而在分析時(shí)不予考慮其疲勞特性，因此2號(hào)主軸承下方區(qū)域是仿真和實(shí)驗(yàn)關(guān)注的重點(diǎn)區(qū)域。

3 優(yōu)化設(shè)計(jì)方案的提出和分析

為了解決下機(jī)體2號(hào)主軸承下方易出現(xiàn)高周疲勞這一技術(shù)問(wèn)題，根據(jù)創(chuàng)新設(shè)計(jì)方法，提出一種設(shè)計(jì)方案，阻隔下機(jī)體承受的交變載荷，對(duì)下機(jī)體原型受力進(jìn)行簡(jiǎn)單分析，了解應(yīng)力的傳播過(guò)程。發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過(guò)程中，缸內(nèi)混合氣燃燒后產(chǎn)生的爆發(fā)力經(jīng)過(guò)活塞連桿機(jī)構(gòu)傳遞到主軸承蓋的表面，由于采用的是嵌入式主軸蓋安裝方法，該作用力最終直接傳遞到下機(jī)體上，如圖7所示。

圖7 燃燒爆發(fā)力傳遞示意圖

爆發(fā)力傳遞到下機(jī)體后，經(jīng)發(fā)動(dòng)機(jī)固定支架和連接螺栓，最終傳遞到防火墻和上機(jī)體。下機(jī)體在發(fā)動(dòng)機(jī)工作循環(huán)過(guò)程中，受到缸內(nèi)爆發(fā)壓力和壓縮行程的交變作用，由于交變載荷的長(zhǎng)期作用，產(chǎn)生高周疲勞，可靠性變差，產(chǎn)生裂紋。

將分離式主軸承蓋替換現(xiàn)有的嵌入式主軸承蓋，重新設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)下機(jī)體，新的設(shè)計(jì)方案如圖8所示，通過(guò)分離式主軸承蓋，將易發(fā)生疲勞區(qū)域隔離開(kāi)來(lái)，如2號(hào)和3號(hào)軸承的下方。從圖8可以看出：主軸承蓋的連接螺栓沒(méi)有穿過(guò)下機(jī)體，而是與上機(jī)體進(jìn)行連接，發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過(guò)程中產(chǎn)生的交變載荷，傳遞到主軸承蓋后通過(guò)螺栓轉(zhuǎn)移到剛度好的上機(jī)體，極大地減少交變應(yīng)力帶給下機(jī)體的沖擊。上機(jī)體的結(jié)構(gòu)剛度好，能承受發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程中產(chǎn)生的交變應(yīng)力而不產(chǎn)生疲勞。

圖8 優(yōu)化后的設(shè)計(jì)方案

采用相同的載荷曲線、固定約束條件以及分析方法，對(duì)優(yōu)化后的下機(jī)體進(jìn)行高周疲勞分析，其疲勞安全系數(shù)如圖9所示。

圖9 優(yōu)化后下機(jī)體的高周疲勞分析

從圖9可以看出：2號(hào)主軸承下方的疲勞區(qū)域發(fā)生了改善，沒(méi)有出現(xiàn)疲勞安全系數(shù)過(guò)低的狀況，該區(qū)域疲勞安全系數(shù)均大于8，和原方案相比，高周疲勞作用下的安全系數(shù)提升了10倍；下機(jī)體背面螺栓連接位置仍然出現(xiàn)疲勞安全系數(shù)較低的現(xiàn)象，但仍屬于壓應(yīng)力造成，不會(huì)造成高周疲勞。

威布爾數(shù)學(xué)模型適用于各種壽命數(shù)據(jù)的擬合，產(chǎn)品可靠性指標(biāo)的計(jì)算。兩參數(shù)威布爾模型只考慮尺寸參數(shù)和形狀參數(shù)，計(jì)算精度存在誤差，本文選用三參數(shù)威布爾模型對(duì)上述分析進(jìn)行評(píng)估，如式(3)所示。

(3)

式中：F(t)為失效概率；t為循環(huán)次數(shù)，萬(wàn)次；γ為位置參數(shù)；β為形狀參數(shù)；η為尺寸參數(shù)；η和β均大于0，γ≥0。

威布爾可靠度函數(shù)如式4所示。

(4)

本次試驗(yàn)中，試件數(shù)量少，不能進(jìn)行大規(guī)模試件測(cè)試，且試件開(kāi)始試驗(yàn)后，任何時(shí)間均可能發(fā)生失效，因此取γ=0。

對(duì)式(4)兩邊取倒數(shù)再取對(duì)數(shù)，并將R(t)=1-F(t)代入后如式(5)所示[19]。

(5)

使用Median Rank法估算威布爾累計(jì)失效率，兩次試驗(yàn)試件中，第一次經(jīng)受1 000萬(wàn)次循環(huán)后失效，第二次通過(guò)疲勞分析，2 300萬(wàn)次循環(huán)后仍未失效。計(jì)算兩次F(t)分別為0.292，0.708，將數(shù)據(jù)代入公式(5)得到β=3.243，η=46.72。

將上述數(shù)據(jù)代入到式(3)中，計(jì)算得到結(jié)果t=2 405 萬(wàn)次，失效概率0.02，可靠度0.98。表明發(fā)動(dòng)機(jī)工作循環(huán)2 405萬(wàn)次，試件累計(jì)失效率為2%，可靠度98%，與仿真數(shù)據(jù)基本吻合。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

將新的下機(jī)體搭載在帶槳試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行驗(yàn)證，如圖10所示。根據(jù)14CFR33部適航法規(guī)對(duì)航空活塞發(fā)動(dòng)機(jī)取證的要求，進(jìn)行150 h的耐久測(cè)試，測(cè)試結(jié)束后拆解發(fā)動(dòng)機(jī)，檢查發(fā)動(dòng)機(jī)下機(jī)體是否出現(xiàn)裂紋。

圖10 地面臺(tái)架測(cè)試

采用科學(xué)的檢測(cè)方法檢測(cè)后表明，新的發(fā)動(dòng)機(jī)下機(jī)體的表面及內(nèi)部均沒(méi)有出現(xiàn)裂紋損傷，大幅提升了發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性，滿(mǎn)足適航法規(guī)的耐久測(cè)試需求。

5 結(jié) 論

(1) 在相同載荷的條件下，新機(jī)體原疲勞破裂區(qū)域的可靠性得到大幅提升，改進(jìn)后的下機(jī)體能夠滿(mǎn)足耐久測(cè)試需求。

(2) 分離式主軸承蓋能夠有效地將發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過(guò)程中產(chǎn)生的交變應(yīng)力傳遞到上機(jī)體，下機(jī)體的可靠性提高，整機(jī)的壽命提升。