方新文，崔 雄

(中國(guó)飛機(jī)強(qiáng)度研究所，陜西 西安 710065)

1 引 言

航空慣性試驗(yàn)臺(tái)是模擬飛機(jī)機(jī)輪的各種工況，檢驗(yàn)航空輪胎、機(jī)輪和剎車裝置性能和可靠性的設(shè)備，一般由鼓輪組件、加載設(shè)備、液壓設(shè)備、控制設(shè)備、測(cè)量設(shè)備等組成。其中，鼓輪組件作為設(shè)備的核心組成部分，其在電機(jī)的驅(qū)動(dòng)下，提供轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和速度，模擬飛機(jī)動(dòng)能的能量。同時(shí)，鼓輪表面還可進(jìn)行各種路面工況的模擬。加載設(shè)備用來模擬飛機(jī)的重量和姿態(tài)，帶動(dòng)機(jī)輪相對(duì)鼓輪表面加載。加載設(shè)備除了能夠模擬飛機(jī)垂直鼓輪軸線(水平面內(nèi))加載外，還可模擬飛機(jī)偏航加載和傾斜加載[1,2]，進(jìn)行輪胎動(dòng)態(tài)模擬試驗(yàn)[3]、機(jī)輪剎車動(dòng)力矩試驗(yàn)等[4]。試驗(yàn)臺(tái)三維數(shù)模如圖1所示，在加載作動(dòng)筒推動(dòng)下，移動(dòng)框架沿導(dǎo)軌前進(jìn)，推動(dòng)前端連接的回轉(zhuǎn)軸承、偏航裝置、測(cè)力矩?fù)u臂及機(jī)輪對(duì)鼓輪表面加載。機(jī)輪在鼓輪帶動(dòng)下旋轉(zhuǎn)，并模擬機(jī)輪剎車，測(cè)量加載力及剎車力矩、剎車減速度、剎車距離、輪胎轉(zhuǎn)速、輪胎溫度[5]、剎車盤溫度、吸收能量[6]、剎車效率[7]等指標(biāo)。

圖1 試驗(yàn)臺(tái)三維數(shù)模

本文依據(jù)目前已經(jīng)研制完成的慣性試驗(yàn)臺(tái)，對(duì)其鼓輪系統(tǒng)的關(guān)鍵設(shè)計(jì)技術(shù)進(jìn)行介紹。該試驗(yàn)臺(tái)的主要技術(shù)指標(biāo)如下：剎車最大能量112MJ、最小能量2MJ；剎車最大減速度6m/s2；最大剎車速度500km/h；鼓輪直徑3048mm；轉(zhuǎn)速870r/min；加載載荷范圍0～180kN，載荷控制誤差≤1.0(%FS)；動(dòng)剎車力矩范圍0kNm～100kNm；靜剎車力矩范圍0kNm～200kNm，精度±0.1%FS；機(jī)輪尺寸范圍為直徑380mm≤Φ≤1200mm；輪胎偏航角±20°，調(diào)節(jié)精度±0.2°；輪胎傾斜角±10°，調(diào)節(jié)精度±0.2°；機(jī)輪溫度測(cè)量范圍0～1400℃；輪胎溫度測(cè)量范圍0～200℃。

2 鼓輪系統(tǒng)設(shè)計(jì)

鼓輪系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖2所示，由雙電機(jī)串聯(lián)作為動(dòng)力輸入，兩電機(jī)之間由鼓形齒式聯(lián)軸器(GⅡCL12型)連接。電機(jī)輸出端由膜片式聯(lián)軸器(JMⅡ26型)，經(jīng)過動(dòng)態(tài)扭矩計(jì)連接主鼓輪軸。其中，主鼓輪軸與輔鼓輪軸為分段軸，二者根據(jù)試驗(yàn)臺(tái)慣量需要，通過嚙合機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)自動(dòng)嚙合與分離，進(jìn)行相應(yīng)的能量模擬。

圖2 鼓輪系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

2.1 鼓輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

由剎車能量和鼓輪的角速度、減速度確定試驗(yàn)臺(tái)的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。依據(jù)電慣量模擬技術(shù)，確定主、輔鼓輪慣量及電機(jī)模擬慣量[8]。最終主鼓輪慣量為10538kgm2，輔鼓輪慣量為21075kgm2，電機(jī)模擬慣量為10538kgm2。

依據(jù)試驗(yàn)臺(tái)試驗(yàn)需求，主鼓輪既要滿足機(jī)輪速度和慣量，還要承受機(jī)輪的載荷。為了使鼓輪綜合性能達(dá)到最優(yōu)化，參考相關(guān)資料[9]，鼓輪結(jié)構(gòu)采用幅板式。依據(jù)最大試驗(yàn)機(jī)輪寬度及試驗(yàn)要求，確定鼓輪寬度為700mm，結(jié)合設(shè)備加工工藝與安裝，鼓輪設(shè)計(jì)為3片并列安裝。通過計(jì)算分析，3片的寬度分別為中間300mm、兩側(cè)各200mm。該尺寸下鼓輪的力學(xué)性能達(dá)到最優(yōu)，最終鼓輪結(jié)構(gòu)如圖3所示。材料選用35CrMo，毛坯鍛造，正火處理，然后粗加工，調(diào)質(zhì)處理硬度達(dá)到HB230～260，再進(jìn)行精加工，最后進(jìn)行動(dòng)平衡調(diào)試。

圖3 主鼓輪結(jié)構(gòu)

2.2 鼓輪結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)

依據(jù)試驗(yàn)臺(tái)的慣量要求，主鼓輪結(jié)構(gòu)尺寸必須滿足如下條件：

(1)

(2)

(3)

ω3=π(R2-r2)Bρ

(4)

式中，ω1、ω2、ω3分別為輪轂、輔板、輪緣的質(zhì)量，ρ為材料密度，7860kg/m3，J為鼓輪慣量，為10538kgm2。

對(duì)于鼓輪的力學(xué)性能，要考慮強(qiáng)度和剛度兩方面的要求。在強(qiáng)度方面，依據(jù)試驗(yàn)臺(tái)的壽命要求，設(shè)計(jì)為無限壽命，即鼓輪在最嚴(yán)重載荷工況即傾斜加載工況下(如圖4所示)，鼓輪最大應(yīng)力應(yīng)小于材料本體抗拉強(qiáng)度的1/4。材料選用35CrMo，抗拉強(qiáng)度為930MPa，即鼓輪應(yīng)力應(yīng)小于232.5MPa。在剛度方面，依據(jù)試驗(yàn)工藝對(duì)輪胎壓縮量測(cè)量的要求，鼓輪在機(jī)輪加載方向的變形要求小于1mm。

圖4 機(jī)輪傾斜加載試驗(yàn)工況

以上述鼓輪慣量要求和力學(xué)性能要求進(jìn)行鼓輪尺寸計(jì)算，機(jī)輪以10°的傾斜角壓到鼓輪表面上旋轉(zhuǎn)，鼓輪轉(zhuǎn)速870r/min，然后機(jī)輪剎車，強(qiáng)度計(jì)算按照受力最弱剖面半徑為r2的環(huán)形面計(jì)算。

(5)

(6)

式中，δ為材料應(yīng)力，F(xiàn)為加載載荷，I為r2環(huán)形面慣性矩，Δ為變形量，E為彈性模量。

綜合以上公式計(jì)算得：r=1494mm，b=38mm，r1=200mm，r2=200mm，R=1524mm，B=700mm。

按照類似方法對(duì)輔鼓輪模型進(jìn)行設(shè)計(jì)。輔鼓輪只提供慣量，滿足離心力的要求即可。最終，確定結(jié)構(gòu)為單片輪輻式，材料為35CrMo，主要參數(shù)如下：輔鼓輪直徑?3048mm，輔鼓輪輪寬600mm，輔鼓輪慣量(含輔軸慣量)21075kgm2。其加工工藝與主鼓輪類似。

2.3 鼓輪靜強(qiáng)度分析

通過有限元對(duì)主鼓輪模型設(shè)計(jì)后，按照?qǐng)D4工況進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，結(jié)果如圖5、圖6所示。主鼓輪最大應(yīng)力95.67MPa，位于輪轂處；主鼓輪最大位移3.06mm，位于加載部位附近。

圖5 機(jī)輪傾斜加載鼓輪系統(tǒng)有限元模型應(yīng)力云圖

圖6 機(jī)輪傾斜加載鼓輪系統(tǒng)有限元模型位移云圖

機(jī)輪傾斜加載主鼓輪x、y、z方向位移云圖如圖7-圖9所示。由圖7可見，在載荷作用區(qū)域附近，主鼓輪中輪x方向位移(鼓輪軸方向)較小，主鼓輪左側(cè)輪x方向正位移最大，主鼓輪右側(cè)輪x方向位移處于二者之間，這說明主鼓輪左側(cè)輪和主鼓輪中輪的變形趨勢(shì)是相互靠近，而主鼓輪中輪和主鼓輪右側(cè)輪會(huì)形成0.245mm寬的間隙。由圖8可見，主鼓輪3片的y方向(豎直方向)位移相差很小(0.054mm以下)。由圖9可見，主鼓輪3片的z方向(機(jī)輪加載方向)位移相差0.7mm，即在鼓輪表面會(huì)形成0.7mm高的小臺(tái)階。

圖7 機(jī)輪傾斜加載主鼓輪x方向位移云圖

圖8 機(jī)輪傾斜加載主鼓輪y方向位移云圖

圖9 機(jī)輪傾斜加載主鼓輪z方向位移云圖

對(duì)于上述結(jié)果，由于主鼓輪3片的z方向變形(機(jī)輪加載方向)在鼓輪表面會(huì)形成0.7mm高的小臺(tái)階，會(huì)對(duì)輪胎造成損傷，影響試驗(yàn)結(jié)果，不能滿足要求。分析其原因，是由于主鼓輪3片是獨(dú)立的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)。將主鼓輪3片固連成一體進(jìn)行分析，結(jié)果如圖10-圖14所示。主鼓輪最大應(yīng)力68MPa，位于輪轂處；最大位移0.277mm，位于加載處。x方向(鼓輪軸方向)位移0.145mm，位于加載處；y方向(豎直方向)位移0.274mm，位于外圓下方處；z方向(機(jī)輪加載方向)位移0.266mm，位于加載點(diǎn)處。

相對(duì)于主鼓輪3片獨(dú)立的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，主鼓輪3片固連受力狀態(tài)的應(yīng)力減小15%，變形減小91%，滿足設(shè)計(jì)要求。主鼓輪3片的z方向(機(jī)輪加載方向)位移無差值，不會(huì)出現(xiàn)損傷輪胎的情況，因此最終采用主鼓輪3片焊接成一體的工藝。依據(jù)上述方法對(duì)輔鼓輪進(jìn)行強(qiáng)度分析，滿足要求，在此不進(jìn)行詳細(xì)介紹。

圖10 主鼓輪3片固連應(yīng)力云圖

圖11 主鼓輪3片固連位移云圖

圖12 主鼓輪3片固連x方向位移云圖

圖13 主鼓輪3片固連y方向位移云圖

圖14 主鼓輪3片固連z方向位移云圖

2.4 動(dòng)態(tài)力學(xué)性能分析

2.4.1 振動(dòng)頻率分析

借助有限元對(duì)鼓輪系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)頻率分析，通過分析低階彎曲振型和扭轉(zhuǎn)振型，得出鼓輪系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速。建立的有限元模型如圖15所示。已知主、輔鼓輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(如前述)，電機(jī)轉(zhuǎn)子部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為240kgm2，鼓輪系統(tǒng)轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)最大值為957r/min，即15.95Hz。

圖15 鼓輪系統(tǒng)模態(tài)特性分析模型

通過分析，主鼓輪的一階彎曲振動(dòng)頻率為308.27Hz，安全因子：

(7)

輔鼓輪的一階彎曲頻率為231.83Hz，安全因子：

(8)

兩電機(jī)間的一階扭轉(zhuǎn)頻率為37.58Hz，安全因子：

(9)

兩電機(jī)和主鼓輪間的一階扭轉(zhuǎn)頻率為37.58Hz，安全因子：

(10)

兩電機(jī)與主鼓輪和輔鼓輪之間的一階扭轉(zhuǎn)頻率為18.67Hz，安全因子：

(11)

主鼓輪與輔鼓輪的一階扭轉(zhuǎn)頻率為32.19Hz，安全因子：

(12)

鼓輪系統(tǒng)整體的一階扭轉(zhuǎn)頻率最低為18.67Hz，大于15.95Hz，不會(huì)發(fā)生諧振情況，滿足需求。

2.4.2 輪軸偏心振動(dòng)特性分析

依據(jù)相關(guān)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)于鼓輪系統(tǒng)要求其動(dòng)平衡等級(jí)為G2.5，根據(jù)動(dòng)平衡偏心距公式：

(13)

式中，A為精度等級(jí)，ω為轉(zhuǎn)子角速度(rad/s)，[e]為許用偏心距(μm)。

計(jì)算得出，目前動(dòng)平衡精度等級(jí)下，鼓輪偏心距為[e]=25μm。

忽略結(jié)構(gòu)阻尼，軸的動(dòng)撓度計(jì)算如下[10]：

(14)

式中，f為軸的動(dòng)撓度，λ為頻率比，[e]為偏心距。

(15)

式中，ω為激勵(lì)頻率，ωn為一階彎曲頻率。

對(duì)于主鼓輪軸的動(dòng)撓度，考慮最嚴(yán)苛工況。設(shè)定主鼓輪偏心距等于許用偏心距25μm，通過理論計(jì)算，可得軸的動(dòng)撓度為：

f=0.066μm

(16)

對(duì)于輔鼓輪軸的動(dòng)撓度，考慮最嚴(yán)苛工況，設(shè)定主鼓輪偏心距等于許用偏心距25μm，通過理論計(jì)算，可得軸的動(dòng)撓度為：

f=0.12μm

(17)

根據(jù)上述計(jì)算可以看出，動(dòng)撓度非常小，不會(huì)對(duì)設(shè)備及試驗(yàn)造成影響，滿足需求。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

研制完成后的試驗(yàn)臺(tái)如圖16所示，用該試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行各項(xiàng)試驗(yàn)，鼓輪系統(tǒng)各項(xiàng)試驗(yàn)參數(shù)均滿足要求，力學(xué)性能良好。通過現(xiàn)場(chǎng)振動(dòng)測(cè)量，主鼓輪軸振幅小于0.1μm，輔鼓輪軸振幅小于0.2μm，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)。通過慣量測(cè)量，現(xiàn)場(chǎng)實(shí)測(cè)主鼓輪慣量為10460.54kgm2，輔鼓輪慣量為20580.33kgm2，慣量精度分別達(dá)到0.7%，-2.4%。

圖16 試驗(yàn)臺(tái)現(xiàn)場(chǎng)圖

某型機(jī)輪剎車試驗(yàn)結(jié)果曲線見圖17，某型輪胎試驗(yàn)結(jié)果曲線見圖18，由圖可知，試驗(yàn)數(shù)據(jù)真實(shí)穩(wěn)定，實(shí)現(xiàn)了預(yù)定的試驗(yàn)功能。

圖17 某型機(jī)輪剎車試驗(yàn)結(jié)果曲線

圖18 某型輪胎試驗(yàn)結(jié)果曲線

4 結(jié)束語(yǔ)

通過對(duì)鼓輪系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核，確定其結(jié)構(gòu)尺寸及整體設(shè)計(jì)，其動(dòng)態(tài)力學(xué)性能滿足要求。試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果表明，該試驗(yàn)臺(tái)實(shí)現(xiàn)了預(yù)定的功能，為航空慣性試驗(yàn)臺(tái)鼓輪系統(tǒng)的設(shè)計(jì)研究提供了參考。