某型飛機(jī)座艙蓋前弧支臂靜強(qiáng)度分析與試驗(yàn)驗(yàn)證

張大千，梁豪豪，齊 琦

(沈陽(yáng)航空航天大學(xué) 航空宇航學(xué)院，沈陽(yáng) 110136)

在飛行器設(shè)計(jì)中，有限元結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度分析及靜力試驗(yàn)是保證飛行器在使用工況下的可靠性的關(guān)鍵環(huán)節(jié)之一[1-3]。有限元計(jì)算結(jié)果取決于飛行器力學(xué)模型的簡(jiǎn)化原則、邊界條件的模擬方式及網(wǎng)格劃分的合理性等環(huán)節(jié)。因此，為了保證有限元分析結(jié)果的正確性，就需要根據(jù)靜力試驗(yàn)的結(jié)果來(lái)不斷修正有限元模型。

通常靜力試驗(yàn)由整機(jī)試驗(yàn)[4]、部件試驗(yàn)[5-6](如機(jī)身、機(jī)翼、尾翼和起落架等)及關(guān)鍵件試驗(yàn)[7-8]組成，目的是檢驗(yàn)試驗(yàn)件是否滿足給定工況下的強(qiáng)度和剛度要求。

某飛機(jī)在使用過程中，發(fā)現(xiàn)座艙蓋前弧支臂存在強(qiáng)度/剛度問題。為此，通過CAD/CAE技術(shù)重新設(shè)計(jì)、制造了該零件。同時(shí)，為了驗(yàn)證該支臂是否滿足靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求，需要對(duì)座艙蓋前弧支臂做拉伸載荷下的靜強(qiáng)度分析，并進(jìn)行靜力試驗(yàn)驗(yàn)證。根據(jù)生產(chǎn)企業(yè)提供的規(guī)范性引用文件《座艙蓋前弧支臂拉伸強(qiáng)度計(jì)算》”，確定本文座艙蓋前弧支臂的靜力試驗(yàn)載荷(限制載荷)大小為19 902 N，完成對(duì)座艙蓋前弧支臂的靜強(qiáng)度校核。

本文根據(jù)實(shí)際結(jié)構(gòu)以及與周圍零部件之間的連接方式、受力情況，設(shè)計(jì)制造了試驗(yàn)夾具，完成了座艙蓋前弧支臂的有限元分析，并通過靜力試驗(yàn)對(duì)有限元分析的結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。

1 座艙蓋支臂及夾具建模及分析

在飛機(jī)結(jié)構(gòu)靜力試驗(yàn)中，對(duì)于與主要試驗(yàn)件連接的其他零部件，常采用試驗(yàn)夾具進(jìn)行替代[9]。試驗(yàn)夾具既要模擬試驗(yàn)件真實(shí)合理的載荷傳遞狀態(tài)[10]，又要便于施加外載荷。本文靜力試驗(yàn)夾具的設(shè)計(jì)模擬了座艙蓋支臂與飛機(jī)其它零部件的真實(shí)連接情況，從而保證靜力試驗(yàn)夾具安裝后不影響座艙蓋支臂原有的傳力路徑。為保證靜力試驗(yàn)夾具對(duì)座艙蓋支臂強(qiáng)度校核的試驗(yàn)結(jié)果影響盡可能小，試驗(yàn)夾具應(yīng)該具有足夠的強(qiáng)度和剛度，保證試驗(yàn)夾具本身的變形盡可能小。因此本文靜力試驗(yàn)夾具材料選用30CrMnSiA鋼。相關(guān)研究表明[11]，經(jīng)過熱軋退火熱處理的30CrMnSiA鋼的抗拉強(qiáng)度最大可達(dá)到2 700 MPa，遠(yuǎn)大于飛機(jī)座艙蓋前弧支臂材料7B04的抗拉剛度。同時(shí)，靜力試驗(yàn)夾具設(shè)計(jì)應(yīng)該盡量簡(jiǎn)單可靠，便于生產(chǎn)制造以及夾具表面的熱處理和表面處理。

該型飛機(jī)座艙蓋支臂采用7B04鋁合金，彈性模量為71.7 GPa，泊松比為0.33。根據(jù)該支臂的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，按其實(shí)際安裝位置以及與周圍部件的連接方式，設(shè)計(jì)并制造了靜力試驗(yàn)夾具。試驗(yàn)夾具采用30CrMnSiA鋼熱軋退火，彈性模量為200 GPa，泊松比為0.3。試驗(yàn)夾具與座艙蓋支臂連接處墊片采用2B06鋁合金，彈性模量為70 GPa，泊松比為0.34。

1.1 有限元模型的建立

為了保證有限元分析模型的準(zhǔn)確性，需要將試驗(yàn)件與試驗(yàn)夾具一起建模，并模擬試驗(yàn)件與夾具的約束方式以及加載的邊界條件[12-13]，具體建模過程如下：

(1)對(duì)實(shí)際的座艙蓋支臂和設(shè)計(jì)制造的靜力試驗(yàn)夾具進(jìn)行了簡(jiǎn)化(圖1～2)，保留主要的承力構(gòu)件和結(jié)構(gòu)，忽略不影響主要力學(xué)性能的孔、螺栓、圓弧和倒角，形成分析計(jì)算的力學(xué)模型。

(2)運(yùn)用三維CAD軟件Catia對(duì)座艙蓋支臂和夾具進(jìn)行三維實(shí)體建模[14](圖3)。

(3)將建立的三維模型導(dǎo)入CAE軟件Hypermesh中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，按照實(shí)際工況施加各部件之間的約束，并施加載荷和邊界條件[15-16]。有限元網(wǎng)格模型(圖4)共生成139 316個(gè)節(jié)點(diǎn)以及256 819個(gè)單元。

(4)將生成的有限元模型導(dǎo)入有限元軟件Abaqus中進(jìn)行強(qiáng)度分析計(jì)算。

1.2 靜力學(xué)分析結(jié)果

根據(jù)靜力試驗(yàn)基本要求，當(dāng)靜力試驗(yàn)載荷為限制載荷時(shí)，需要選取適當(dāng)?shù)陌踩禂?shù)，增加極限載荷作用下的靜力試驗(yàn)。座艙蓋前弧支臂的限制載荷為19 902 N，選取安全系數(shù)為1.5，即極限載荷為29 853 N。對(duì)座艙蓋支臂及夾具的有限元模型進(jìn)行限制載荷和極限載荷兩種工況下的有限元分析，得到座艙蓋前弧支臂的應(yīng)力、應(yīng)變和位移如圖5～10所示。

圖1 座艙蓋支臂三維模型

圖2 靜力試驗(yàn)夾具三維模型

由計(jì)算結(jié)果可得：

(1)無(wú)論是在限制載荷下還是在極限載荷下，應(yīng)力、應(yīng)變最大值均出現(xiàn)在支臂右側(cè)螺栓孔下側(cè)區(qū)域，支臂最大位移也出現(xiàn)在支臂右側(cè)下方。

(2)由于螺栓孔邊存在應(yīng)力集中問題，從圖中分析，限制載荷下，孔邊實(shí)際的應(yīng)力水平在85.3～254.4 MPa之間，以169.9 MPa為主；極限載荷下，孔邊實(shí)際的應(yīng)力水平在127.9～381.6 MPa之間，以254.8 MPa為主。限制載荷下，孔邊較大的實(shí)際應(yīng)變水平在972.2 με左右；極限載荷下，孔邊較大的實(shí)際應(yīng)變水平在1 458.0 με左右。

(3)限制載荷下，支臂的最大位移為3.4 mm；極限載荷下，支臂的最大位移為5.1 mm。

圖3 座艙蓋支臂及試驗(yàn)夾具三維實(shí)體裝配模型

圖4 座艙蓋支臂及夾具有限元網(wǎng)格模型

圖5 座艙蓋支臂限制載荷下應(yīng)力云圖

圖6 座艙蓋支臂極限載荷下應(yīng)力云圖

圖7 座艙蓋支臂限制載荷下應(yīng)變?cè)茍D

圖8 座艙蓋支臂極限載荷下應(yīng)變?cè)茍D

圖9 座艙蓋支臂限制載荷下位移云圖

圖10 座艙蓋支臂極限載荷下位移云圖

2 靜力試驗(yàn)

靜力試驗(yàn)設(shè)備由微機(jī)控制的電子式萬(wàn)能試驗(yàn)機(jī)(WDW-100E)、靜態(tài)應(yīng)變測(cè)試分析系統(tǒng)(TST3822EN)和應(yīng)變花(BA120-3AA150(16)-G1K-JQC)組成，根據(jù)有限元分析的結(jié)果及試驗(yàn)件的實(shí)際情況，選擇如圖11所示的6個(gè)點(diǎn)粘貼應(yīng)變花，試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖12所示。

圖11 應(yīng)變花粘貼位置

圖12 靜力試驗(yàn)設(shè)備組裝圖

2.1 靜力試驗(yàn)步驟

為了保證靜力試驗(yàn)的完整性和準(zhǔn)確性，分別進(jìn)行限制載荷試驗(yàn)和極限載荷(即150%限制載荷)試驗(yàn)[17-18]，采用如下的試驗(yàn)步驟：

(1)對(duì)于限制載荷試驗(yàn)，以5%限制載荷為一級(jí)，逐級(jí)加載至100%限制載荷后，保持載荷30 s，然后逐級(jí)卸載至0。試驗(yàn)完成后，對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，對(duì)試驗(yàn)件進(jìn)行變形檢查。

(2)對(duì)于極限載荷試驗(yàn)，在100%限制載荷試驗(yàn)完成后繼續(xù)加載，在100%～120%限制載荷之間，以5%限制載荷為一級(jí)，逐級(jí)加載至120%限制載荷。在120%～140%限制載荷之間，以2%限制載荷為一級(jí)，逐級(jí)加載至140%限制載荷。在140%限制載荷以后，以1%限制載荷為一級(jí)，逐級(jí)加載至150%限制載荷，保持載荷3秒，然后逐級(jí)卸載至0。試驗(yàn)完成后，對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，對(duì)試驗(yàn)件進(jìn)行檢查。

2.2 試驗(yàn)結(jié)果

限于本文的篇幅，這里僅選取典型測(cè)點(diǎn)沿拉伸方向(第16號(hào)應(yīng)變片)的測(cè)試結(jié)果(圖13和圖15)?？梢钥闯?，兩種實(shí)驗(yàn)條件下，應(yīng)變與載荷間基本呈現(xiàn)出線性關(guān)系，這與有限元分析的結(jié)果(圖14和圖16)是一致的。

圖13 限制載荷下靜力試驗(yàn)結(jié)果

圖14 限制載荷下有限元計(jì)算結(jié)果

圖15 極限載荷下靜力試驗(yàn)結(jié)果

圖16 極限載荷下有限元計(jì)算結(jié)果

3 靜力試驗(yàn)結(jié)果與有限元分析結(jié)果對(duì)比

在兩種載荷加載下，靜力實(shí)驗(yàn)中各應(yīng)變片所對(duì)應(yīng)的測(cè)點(diǎn)應(yīng)變以及有限元分析結(jié)果中對(duì)應(yīng)節(jié)點(diǎn)應(yīng)變(節(jié)點(diǎn)編號(hào)分別為17 239、3 776、14 189、14 699、14 393和14 001)如表1所示。根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果與有限元計(jì)算結(jié)果對(duì)比，可以看出:

(1)4組應(yīng)變花(編號(hào)為：01-03、04-06、13-15和16-18)的2組試驗(yàn)數(shù)據(jù)相對(duì)誤差較小，試驗(yàn)實(shí)測(cè)應(yīng)變結(jié)果與有限元分析結(jié)果基本一致,能夠滿足分析精度要求。

(2)2組應(yīng)變花(編號(hào)為：07-09和10-12)的2組試驗(yàn)數(shù)據(jù)相對(duì)誤差較大。具體原因在于有限元建模過程中，對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行了簡(jiǎn)化，比如取消了一部分不影響結(jié)構(gòu)力學(xué)性能和試驗(yàn)載荷受力點(diǎn)的孔，同時(shí)應(yīng)變花實(shí)際粘貼位置與期望安裝位置存在偏差，以至于有限元分析計(jì)算存在一定的誤差。

表1 座艙蓋支臂靜力試驗(yàn)以及有限元分析結(jié)果

4 結(jié)論

為了考核座艙蓋前弧支臂靜強(qiáng)度，開展了有限元計(jì)算，設(shè)計(jì)制造了夾具并進(jìn)行了靜力學(xué)試驗(yàn)。得到如下結(jié)論：

(1)依據(jù)座艙蓋前弧支臂與周圍零部件之間的連接方式、受力情況所設(shè)計(jì)的試驗(yàn)夾具合理，力學(xué)性能良好，滿足靜力試驗(yàn)要求。

(2)靜力試驗(yàn)結(jié)果與有限元分析結(jié)果基本一致，驗(yàn)證了有限元模型的合理性。在100%限制載荷及150%限制載荷下，座艙蓋前弧支臂功能正常，說明其滿足給定工況下的強(qiáng)度和剛度要求，能夠進(jìn)行批量生產(chǎn)并裝機(jī)使用。

(3)根據(jù)相關(guān)研究表明[19]，7B04鋁合金經(jīng)過相應(yīng)時(shí)效工藝處理后，其抗拉強(qiáng)度不低于600 MPa，因此在限制載荷(19 902 N)作用下，即使存在應(yīng)力集中，座艙蓋前弧支臂的最大應(yīng)力仍小于該材料的抗拉強(qiáng)度，滿足使用要求。