何建冬 王永健 包惠莉 徐淑贏

【關(guān)鍵詞】航空導(dǎo)管；軸承；附加載荷；應(yīng)變分析；旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗機(jī)

如果把發(fā)動機(jī)比作飛機(jī)的心臟，那么管路就像是飛機(jī)的血管，其可靠性直接影響飛行安全[1]。因此，檢驗管件的可靠性顯得尤為重要。目前，應(yīng)用疲勞試驗機(jī)進(jìn)行疲勞試驗是最準(zhǔn)確的檢測方法。疲勞試驗機(jī)能夠進(jìn)行零部件或材料構(gòu)件的疲勞壽命、斷裂韌性等性能測試，為產(chǎn)品的實際使用壽命和安全性能提供保障[2]。

近年來，我國針對航空導(dǎo)管領(lǐng)域的疲勞試驗機(jī)進(jìn)行了大量的研究與改良。上海儀器儀表自控系統(tǒng)檢驗測試所周迪鋒[3]為保障卡套式管接頭的密封性，研制了專用于卡套的旋轉(zhuǎn)彎曲試驗裝置。沈陽航空航天大學(xué)舒送等[4]為測驗出航空導(dǎo)管無擴(kuò)口連接處的疲勞壽命，研制了航空導(dǎo)管旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗機(jī)。樸小東[5]通過改良旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗機(jī)中尾座調(diào)整機(jī)構(gòu)、偏移盤等結(jié)構(gòu)，實現(xiàn)降低振動對試驗的影響，提高了工作效率。劉國慶[6]以電磁感應(yīng)方式制造高溫環(huán)境，滿足飛機(jī)液壓系統(tǒng)在高溫環(huán)境下導(dǎo)管疲勞試驗要求。這些研究表明：疲勞試驗機(jī)為了滿足試驗的高精度與高要求，正在不斷進(jìn)行研發(fā)與改良。

本文針對疲勞試驗機(jī)中調(diào)心軸承向心運(yùn)動的特點，根據(jù)其不同規(guī)格慣性不同而導(dǎo)致旋轉(zhuǎn)時軸承與管件堵頭不同步，進(jìn)而產(chǎn)生附加載荷作用的問題進(jìn)行分析，研究調(diào)心軸承規(guī)格因素對導(dǎo)管組件附加載荷的影響，經(jīng)過數(shù)據(jù)分析得出影響規(guī)律，并確定適合試驗的軸承規(guī)格，為實際試驗提供參考。

1 試驗裝置及影響分析

1.1 旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗裝置

根據(jù)HB 6442—1990《液壓導(dǎo)管及連接件彎管曲疲勞試驗》，旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗設(shè)備應(yīng)類似于圖1 所示。試驗設(shè)備的尾座應(yīng)設(shè)計成裝配后能調(diào)整軸線位置；旋轉(zhuǎn)頭座應(yīng)具有一套低摩擦自動調(diào)心軸承，并設(shè)計成能使試件最大偏移25 mm，能在1500～3600 r/min 范圍內(nèi)的某一速度恒速轉(zhuǎn)動；設(shè)備的基座應(yīng)采用剛性材料制成[7]。

1.2 影響分析

進(jìn)行旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗時，在偏移盤的偏心旋轉(zhuǎn)作用下，導(dǎo)管組件繞中心軸公轉(zhuǎn)，軸承內(nèi)圈與管件堵頭配合滿足自動調(diào)心。當(dāng)調(diào)心軸承的規(guī)格不同時，軸承內(nèi)圈體積、質(zhì)量會有所不同，而使其在旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的慣性不同。所以，當(dāng)導(dǎo)管組件在偏移盤控制下以一定撓度恒速公轉(zhuǎn)時，軸承內(nèi)圈會因質(zhì)量、慣性不同而出現(xiàn)滯后現(xiàn)象，此時導(dǎo)管堵頭會對軸承內(nèi)圈產(chǎn)生力的作用并與其發(fā)生相對滑動，進(jìn)而軸承內(nèi)圈的滯后將會對導(dǎo)管組件產(chǎn)生附加載荷作用。

同時在偏載的作用下，軸承內(nèi)部會因外載荷等因素而產(chǎn)生摩擦力矩作用在導(dǎo)管組件上，也會對其產(chǎn)生附加載荷的影響作用。著名A.Palmgren的軸承摩擦力矩經(jīng)驗公式為：式中：M1為外載荷引起的摩擦力矩；Mv為潤滑劑引起的摩擦力矩；Mf為非滾道上的摩擦力矩。

綜上所述，在軸承調(diào)心運(yùn)動過程中，軸承內(nèi)圈滯后問題會直接對導(dǎo)管組件產(chǎn)生影響，也會間接影響軸承內(nèi)部摩擦力矩進(jìn)而反過來影響導(dǎo)管組件。調(diào)心軸承規(guī)格選取不當(dāng)、軸承內(nèi)圈滯后程度不同，以至于產(chǎn)生的附加載荷影響不同，對管件疲勞損傷、檢測結(jié)果影響也就不同。所以，明確最優(yōu)的軸承規(guī)格尤為重要。本文建立符合實際試驗的模型，選用不同規(guī)格的軸承進(jìn)行模擬，為實際提供參考。

2 有限元模型的建立

2.1 模型的簡化

在疲勞試驗中，導(dǎo)管與堵頭由外套螺母進(jìn)行固定連接，導(dǎo)管根部固定在尾座上，堵頭端進(jìn)行偏移加載。所以在模擬時，對導(dǎo)管與堵頭連接處施加綁定約束，對導(dǎo)管根部設(shè)定完全固定，對堵頭控制點設(shè)置邊界條件。如此可以將偏移系統(tǒng)、外套螺母和尾座結(jié)構(gòu)進(jìn)行省略，減少不必要的接觸影響計算效率。

2.2 材料參數(shù)

以管徑為6 mm、厚度為0.5 mm的導(dǎo)管作為模擬試驗對象。根據(jù)HB 6442—1990 可得，導(dǎo)管根部考核端理論應(yīng)變值為1339，確定模擬轉(zhuǎn)速范圍為1500～2000 r/min。根據(jù)QJ 223—1977 堵頭尺寸要求與導(dǎo)管管徑標(biāo)準(zhǔn)，選取2203～2207 型號范圍的調(diào)心軸承進(jìn)行模擬參考。具體材料參數(shù)如表1 所示。

2.3 邊界條件與摩擦接觸的確定

模擬時，對軸承設(shè)置耦合約束并給定偏移量，讓其沿管件徑向運(yùn)動。對堵頭施加MPC約束，對軸承與外部控制點建立連接器，使堵頭繞軸向公轉(zhuǎn)、軸承繞軸向公轉(zhuǎn)且自轉(zhuǎn)。各模型之間除軸承規(guī)格不同，其余邊界條件設(shè)置皆一致。根據(jù)文獻(xiàn)[8]摩擦接觸采用罰函數(shù)法，模擬潤滑條件下，1Cr18Ni9Ti 不銹鋼堵頭與GCr15 軸承內(nèi)圈之間的摩擦系數(shù)采用0.04，1Cr18Ni9Ti不銹鋼堵頭與自潤滑25-6-3-3 黃銅套間摩擦參數(shù)采用0.03。

3 有限元模擬結(jié)果分析

在施加偏載過程中，軸承規(guī)格雖不同但導(dǎo)管規(guī)格一致，撓度值相同，所以各規(guī)格軸承作用下的導(dǎo)管根部考核端的最大應(yīng)變值相同，如圖2 所示，施加偏載后靜態(tài)偏載為1339。

通過控制模擬時的單一變量，對多規(guī)格軸承進(jìn)行多種頻率的彎曲旋轉(zhuǎn)模擬。各種狀態(tài)下的最大應(yīng)變值如表2 所示。

由表2 中數(shù)據(jù)可以看出，加載后應(yīng)變值在理論值的范圍內(nèi)，說明模擬中加載可靠。與加偏載狀態(tài)下的應(yīng)變值相比，導(dǎo)管額外受到的應(yīng)變值即為附加載荷的作用值。可以看到在附加載荷的作用下，各狀態(tài)下的最大彎曲應(yīng)變值要偏離理想狀態(tài)（靜態(tài)偏載值）許多。

在固定高頻率運(yùn)轉(zhuǎn)情況下，導(dǎo)管所受的載荷受軸承規(guī)格因素影響，且軸承規(guī)格與附加載荷大小成正比。并且2203 軸承與2204 軸承應(yīng)變值變化較平緩，靜態(tài)加載到動態(tài)調(diào)試再到最終的高頻旋轉(zhuǎn)，二者的最大附加應(yīng)變值僅為靜載荷的3.7%，在ISO 7257—2016 允許的靜載荷5%波動范圍內(nèi)。而2204 規(guī)格以上附加載荷最高達(dá)到了10%以上，說明高頻率工作狀態(tài)下，2204 規(guī)格及以下軸承更適用于實際試驗，而2204 規(guī)格以上軸承，因附加載荷影響較大并不符合。

4 結(jié)論

本文通過有限元模擬分析，研究了旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗機(jī)調(diào)心軸承對導(dǎo)管附加載荷的影響。得出結(jié)論為：

1）高頻率工作狀態(tài)下，軸承規(guī)格與附加載荷大小成正比，2204 規(guī)格以上軸承對導(dǎo)管附加載荷影響較大，會加快導(dǎo)管疲勞，影響試驗準(zhǔn)確性，不適用于實際試驗中；

2）高頻率工作狀態(tài)下，2204 規(guī)格及以下軸承對導(dǎo)管附加載荷影響較小，且在5%的允許范圍內(nèi)，適用于實際試驗中；

3）由導(dǎo)管規(guī)格與堵頭尺寸可得，2204 軸承通用性更廣，所以結(jié)合實際成本與試驗效率綜合考慮，2204 調(diào)心軸承最適用于實際高頻率的旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗中，可為實際試驗提供參考。