航空惯性试验台鼓轮系统设计

2022-08-08方新文

工程与试验 2022年2期

方新文，崔雄

(中国飞机强度研究所，陕西西安 710065)

1 引言

航空惯性试验台是模拟飞机机轮的各种工况，检验航空轮胎、机轮和刹车装置性能和可靠性的设备，一般由鼓轮组件、加载设备、液压设备、控制设备、测量设备等组成。其中，鼓轮组件作为设备的核心组成部分，其在电机的驱动下，提供转动惯量和速度，模拟飞机动能的能量。同时，鼓轮表面还可进行各种路面工况的模拟。加载设备用来模拟飞机的重量和姿态，带动机轮相对鼓轮表面加载。加载设备除了能够模拟飞机垂直鼓轮轴线(水平面内)加载外，还可模拟飞机偏航加载和倾斜加载[1,2]，进行轮胎动态模拟试验[3]、机轮刹车动力矩试验等[4]。试验台三维数模如图1所示，在加载作动筒推动下，移动框架沿导轨前进，推动前端连接的回转轴承、偏航装置、测力矩摇臂及机轮对鼓轮表面加载。机轮在鼓轮带动下旋转，并模拟机轮刹车，测量加载力及刹车力矩、刹车减速度、刹车距离、轮胎转速、轮胎温度[5]、刹车盘温度、吸收能量[6]、刹车效率[7]等指标。

图1 试验台三维数模

本文依据目前已经研制完成的惯性试验台，对其鼓轮系统的关键设计技术进行介绍。该试验台的主要技术指标如下：刹车最大能量112MJ、最小能量2MJ；刹车最大减速度6m/s2；最大刹车速度500km/h；鼓轮直径3048mm；转速870r/min；加载载荷范围0～180kN，载荷控制误差≤1.0(%FS)；动刹车力矩范围0kNm～100kNm；静刹车力矩范围0kNm～200kNm，精度±0.1%FS；机轮尺寸范围为直径380mm≤Φ≤1200mm；轮胎偏航角±20°，调节精度±0.2°；轮胎倾斜角±10°，调节精度±0.2°；机轮温度测量范围0～1400℃；轮胎温度测量范围0～200℃。

2 鼓轮系统设计

鼓轮系统结构如图2所示，由双电机串联作为动力输入，两电机之间由鼓形齿式联轴器(GⅡCL12型)连接。电机输出端由膜片式联轴器(JMⅡ26型)，经过动态扭矩计连接主鼓轮轴。其中，主鼓轮轴与辅鼓轮轴为分段轴，二者根据试验台惯量需要，通过啮合机构实现自动啮合与分离，进行相应的能量模拟。

图2 鼓轮系统结构

2.1 鼓轮结构设计

由刹车能量和鼓轮的角速度、减速度确定试验台的总转动惯量。依据电惯量模拟技术，确定主、辅鼓轮惯量及电机模拟惯量[8]。最终主鼓轮惯量为10538kgm2，辅鼓轮惯量为21075kgm2，电机模拟惯量为10538kgm2。

依据试验台试验需求，主鼓轮既要满足机轮速度和惯量，还要承受机轮的载荷。为了使鼓轮综合性能达到最优化，参考相关资料[9]，鼓轮结构采用幅板式。依据最大试验机轮宽度及试验要求，确定鼓轮宽度为700mm，结合设备加工工艺与安装，鼓轮设计为3片并列安装。通过计算分析，3片的宽度分别为中间300mm、两侧各200mm。该尺寸下鼓轮的力学性能达到最优，最终鼓轮结构如图3所示。材料选用35CrMo，毛坯锻造，正火处理，然后粗加工，调质处理硬度达到HB230～260，再进行精加工，最后进行动平衡调试。

图3 主鼓轮结构

2.2 鼓轮结构尺寸设计

依据试验台的惯量要求，主鼓轮结构尺寸必须满足如下条件：

(1)

(2)

(3)

ω3=π(R2-r2)Bρ

(4)

式中，ω1、ω2、ω3分别为轮毂、辅板、轮缘的质量，ρ为材料密度，7860kg/m3，J为鼓轮惯量，为10538kgm2。

对于鼓轮的力学性能，要考虑强度和刚度两方面的要求。在强度方面，依据试验台的寿命要求，设计为无限寿命，即鼓轮在最严重载荷工况即倾斜加载工况下(如图4所示)，鼓轮最大应力应小于材料本体抗拉强度的1/4。材料选用35CrMo，抗拉强度为930MPa，即鼓轮应力应小于232.5MPa。在刚度方面，依据试验工艺对轮胎压缩量测量的要求，鼓轮在机轮加载方向的变形要求小于1mm。

图4 机轮倾斜加载试验工况

以上述鼓轮惯量要求和力学性能要求进行鼓轮尺寸计算，机轮以10°的倾斜角压到鼓轮表面上旋转，鼓轮转速870r/min，然后机轮刹车，强度计算按照受力最弱剖面半径为r2的环形面计算。

(5)

(6)

式中，δ为材料应力，F为加载载荷，I为r2环形面惯性矩，Δ为变形量，E为弹性模量。

综合以上公式计算得：r=1494mm，b=38mm，r1=200mm，r2=200mm，R=1524mm，B=700mm。

按照类似方法对辅鼓轮模型进行设计。辅鼓轮只提供惯量，满足离心力的要求即可。最终，确定结构为单片轮辐式，材料为35CrMo，主要参数如下：辅鼓轮直径ø3048mm，辅鼓轮轮宽600mm，辅鼓轮惯量(含辅轴惯量)21075kgm2。其加工工艺与主鼓轮类似。

2.3 鼓轮静强度分析

通过有限元对主鼓轮模型设计后，按照图4工况进行静强度分析，结果如图5、图6所示。主鼓轮最大应力95.67MPa，位于轮毂处；主鼓轮最大位移3.06mm，位于加载部位附近。

图5 机轮倾斜加载鼓轮系统有限元模型应力云图

图6 机轮倾斜加载鼓轮系统有限元模型位移云图

机轮倾斜加载主鼓轮x、y、z方向位移云图如图7-图9所示。由图7可见，在载荷作用区域附近，主鼓轮中轮x方向位移(鼓轮轴方向)较小，主鼓轮左侧轮x方向正位移最大，主鼓轮右侧轮x方向位移处于二者之间，这说明主鼓轮左侧轮和主鼓轮中轮的变形趋势是相互靠近，而主鼓轮中轮和主鼓轮右侧轮会形成0.245mm宽的间隙。由图8可见，主鼓轮3片的y方向(竖直方向)位移相差很小(0.054mm以下)。由图9可见，主鼓轮3片的z方向(机轮加载方向)位移相差0.7mm，即在鼓轮表面会形成0.7mm高的小台阶。

图7 机轮倾斜加载主鼓轮x方向位移云图

图8 机轮倾斜加载主鼓轮y方向位移云图

图9 机轮倾斜加载主鼓轮z方向位移云图

对于上述结果，由于主鼓轮3片的z方向变形(机轮加载方向)在鼓轮表面会形成0.7mm高的小台阶，会对轮胎造成损伤，影响试验结果，不能满足要求。分析其原因，是由于主鼓轮3片是独立的设计结构。将主鼓轮3片固连成一体进行分析，结果如图10-图14所示。主鼓轮最大应力68MPa，位于轮毂处；最大位移0.277mm，位于加载处。x方向(鼓轮轴方向)位移0.145mm，位于加载处；y方向(竖直方向)位移0.274mm，位于外圆下方处；z方向(机轮加载方向)位移0.266mm，位于加载点处。

相对于主鼓轮3片独立的设计结构，主鼓轮3片固连受力状态的应力减小15%，变形减小91%，满足设计要求。主鼓轮3片的z方向(机轮加载方向)位移无差值，不会出现损伤轮胎的情况，因此最终采用主鼓轮3片焊接成一体的工艺。依据上述方法对辅鼓轮进行强度分析，满足要求，在此不进行详细介绍。

图10 主鼓轮3片固连应力云图

图11 主鼓轮3片固连位移云图

图12 主鼓轮3片固连x方向位移云图

图13 主鼓轮3片固连y方向位移云图

图14 主鼓轮3片固连z方向位移云图

2.4 动态力学性能分析

2.4.1 振动频率分析

借助有限元对鼓轮系统进行振动频率分析，通过分析低阶弯曲振型和扭转振型，得出鼓轮系统临界转速。建立的有限元模型如图15所示。已知主、辅鼓轮转动惯量(如前述)，电机转子部分的转动惯量为240kgm2，鼓轮系统转速设计最大值为957r/min，即15.95Hz。

图15 鼓轮系统模态特性分析模型

通过分析，主鼓轮的一阶弯曲振动频率为308.27Hz，安全因子：

(7)

辅鼓轮的一阶弯曲频率为231.83Hz，安全因子：

(8)

两电机间的一阶扭转频率为37.58Hz，安全因子：

(9)

两电机和主鼓轮间的一阶扭转频率为37.58Hz，安全因子：

(10)

两电机与主鼓轮和辅鼓轮之间的一阶扭转频率为18.67Hz，安全因子：

(11)

主鼓轮与辅鼓轮的一阶扭转频率为32.19Hz，安全因子：

(12)

鼓轮系统整体的一阶扭转频率最低为18.67Hz，大于15.95Hz，不会发生谐振情况，满足需求。

2.4.2 轮轴偏心振动特性分析

依据相关国家标准，对于鼓轮系统要求其动平衡等级为G2.5，根据动平衡偏心距公式：

(13)

式中，A为精度等级，ω为转子角速度(rad/s)，[e]为许用偏心距(μm)。

计算得出，目前动平衡精度等级下，鼓轮偏心距为[e]=25μm。

忽略结构阻尼，轴的动挠度计算如下[10]：

(14)

式中，f为轴的动挠度，λ为频率比，[e]为偏心距。

(15)

式中，ω为激励频率，ωn为一阶弯曲频率。

对于主鼓轮轴的动挠度，考虑最严苛工况。设定主鼓轮偏心距等于许用偏心距25μm，通过理论计算，可得轴的动挠度为：

f=0.066μm

(16)

对于辅鼓轮轴的动挠度，考虑最严苛工况，设定主鼓轮偏心距等于许用偏心距25μm，通过理论计算，可得轴的动挠度为：

f=0.12μm

(17)

根据上述计算可以看出，动挠度非常小，不会对设备及试验造成影响，满足需求。

3 试验验证

研制完成后的试验台如图16所示，用该试验台进行各项试验，鼓轮系统各项试验参数均满足要求，力学性能良好。通过现场振动测量，主鼓轮轴振幅小于0.1μm，辅鼓轮轴振幅小于0.2μm，运转平稳。通过惯量测量，现场实测主鼓轮惯量为10460.54kgm2，辅鼓轮惯量为20580.33kgm2，惯量精度分别达到0.7%，-2.4%。