某型機主機輪輪轂體密封圈故障分析及改進

李炳伯

(海軍駐景德鎮地區航空軍事代表室，江西 景德鎮 333000)

0 引言

某型機在交付使用后，對主機輪進行例行分解檢查，發現4架機上主機輪輪轂體密封圈防護擋邊處出現不同程度的斷裂，故障件見圖1。

1 原因分析

針對主機輪輪轂體密封圈防護擋邊處出現的斷裂情況，開展故障樹(見圖2)分析[1]。

圖2 故障樹分析

根據圖2的故障樹,從疲勞、結構尺寸、化學成分、力學性能、金相組織等方面進行了分析。其中，強度、疲勞、結構尺寸、化學成分、力學性能、金相組織經檢測分析符合設計圖紙和標準規范要求，安裝使用、超飛機使用條件、超設計輸入指標為未探明事件，結構設計存在不足主要反映在以下三個方面：

圖3 主機輪結構圖

圖4 主機輪受載情況圖

在飛機大載荷及復雜工況條件下，為避免輪轂體密封圈防護擋邊受到半輪轂擠壓而產生應力，對輪轂體和半輪轂體接合部位增加同軸配合定位結口，使其在較復雜工況及大載荷情況下可以保證輪轂體和半輪轂之間的同軸配合。避免輪轂體和半輪轂之間在實際使用中因發生相對位移產生擠壓而發生部位斷裂。

2 改進措施

2.1 機輪改進設計

將兩半輪轂腹板減輕部位加厚，增加兩半輪轂的軸向接觸面，對兩半輪轂增加同軸定位結構。避免主機輪在承受較大載荷時發生錯位而使輪轂體密封圈防護擋邊處承受附加載荷。加粗螺栓中段直徑，同時，提高擰緊力矩。主機輪更改后見圖5。

圖5 主機輪更改后工程圖

2.1.1 半輪轂

改進后，在螺栓孔位置增加了兩半輪轂的徑向限位。半輪轂增加了一個直徑93mm、深9mm的凹槽供以輪轂體配合定位。

2.1.2 輪轂體

2.1.3 螺栓

2.2 強度和剛度計算

2.2.1 強度計算

通過有限元[2]對主機輪在徑側向使用載荷和徑側向設計載荷不同工況下進行改進前、后分析。機輪在受載時，主要承力部件是兩半輪轂和螺栓，所以，對改進前后的兩半輪轂和螺栓進行了強度分析和對比。針對故障原因和改進措施，對比分析了輪轂體斷裂部位、輪轂轂部和螺栓改進前后的應力水平。

1) 兩半輪轂

在徑側向使用載荷、設計載荷下，改進前、后兩半輪轂斷裂部位、密封槽和轂部受力情況見表1。

表1 兩半輪轂關鍵部位應力水平表

通過表1的應力值對比，改進后的應力比改進前同一部位的應力有所下降。改進前主機輪已通過了所有的強度試驗考核，經探傷檢查試驗件均無裂紋。通過分析比較故障件、試驗件和有限元分析情況，產品實際使用工況和廠內試驗條件、有限元施載情況存在一定差異。有限元分析和廠內試驗加載的載荷條件較為單一，只能模擬垂直載荷、垂直載荷和側向載荷組合等施載和施壓情況，而在主機輪裝機進行起飛著陸滑跑過程中，可能承受了沖擊載荷及垂直載荷、側向載荷、切向載荷速度等隨機組合的復雜工況。在外場較為復雜的工況下，主機輪兩半輪轂會因螺栓定位不穩而發生位移，致使輪轂體斷裂部位與半輪轂發生擠壓而產生大應力。具體的不同工況下應力分布圖見圖6-圖9。

主機輪結構更改后，增加了同軸徑向配合定位接口，兩半輪轂在受載后不會發生錯位。輪轂體斷裂部位、轂部改進后應力水平在同等載荷施載時整體應力分布水平下降。

圖7 徑側向使用載荷下的輪轂體斷裂部位應力云圖

圖9 徑側向設計載荷下的輪轂體斷裂部位應力云圖

2)螺栓

在徑側向使用、設計載荷下，螺栓受力情況見表2。

表2 螺栓應力水平表

通過表2數據對比，螺栓所承受的應力均小于材料的抗拉強度1080MPa。所以，螺栓強度可以滿足使用要求。具體的不同工況下的應力分布圖見圖10和圖11。

圖10 徑側向使用載荷下的螺栓應力云圖

圖11 徑側向設計載荷下的螺栓應力云圖

2.2.2 剛度計算

1) 兩半輪轂

應用有限元對輪轂體斷裂部位與半輪轂貼合部位分別在兩種工況下進行改進前后的剛度變形分析計算(其變形為偏離軸心的變形)。其兩種工況為主機輪在徑側向使用載荷和徑側向設計載荷條件下受載情況。分析計算結果見表3。不同工況下輪轂體斷裂部位與其貼合的半輪轂位置剛度變形分析圖如圖12-圖15所示。通過表3改進前、后剛度變形的分析可見，改后的變形量均變小，可以滿足改進目標。

圖12 徑側向使用載荷下輪轂體斷裂部位改前后剛度變形對比圖

改進前剛度變形改進后剛度變形對比值徑側向使用載荷斷裂部位0．164mm0．032mm降低了80．5%與斷裂部位配合半輪轂位置0．469mm0．275mm降低了41．4%徑側向設計載荷斷裂部位0．234mm0．050mm降低了78．6%與斷裂部位配合半輪轂位置0．838mm0．498mm降低了40．6%

圖13 徑側向使用載荷下半輪轂改前后剛度變形對比圖

圖14 徑側向設計載荷下輪轂體斷裂部位改前后剛度變形對比圖

圖15 徑側向設計載荷下半輪轂改前后剛度變形對比圖

2) 螺栓

應用有限元對螺栓改進前后分別在兩種工況下進行剛度變形分析計算。其兩種工況為主機輪在徑側向使用載荷和徑側向設計載荷條件下受載情況。螺栓受載變形情況見表4。不同工況下螺栓剛度變形分析圖如圖16、圖17所示。

通過表4剛度變形量值改進前、后對比分析可見，螺栓在改進后變形量顯著降低。

2.2.3 密封圈防護擋邊受載后間隙對比

主機輪結構改進前后在承受徑側向聯合載荷時密封圈防護部位的間隙變化情況見表5。

表4 螺栓剛度變形量

圖16 使用載荷下螺栓改前后剛度變形對比圖

圖17 設計載荷下螺栓改前后剛度變形對比圖

2.3 計算結果分析

1)經強度計算，機輪在徑側向使用載荷和徑側向設計載荷兩種工況下，改后的輪轂體密封圈防護擋邊、密封槽和轂部最大應力水平有所降低。均低于材料的抗拉強度。改后的螺栓在設計載荷下應力水平有所增加(改前791MPa，改后為835MPa)，但低于材料的抗拉強度(1080MPa)。

2)經剛度變形計算，在徑側向使用載荷和徑側向設計載荷兩種工況下，改后的輪轂體斷裂部位、與其配合的半輪轂位置偏離軸心的變形和螺栓變形量均小于改前。

3)經斷裂處間隙計算分析，主機輪在徑側向使用、設計載荷下輪轂體斷裂部位和與其配合的半輪轂位置會產生擠壓。結構改進后，輪轂體密封圈防護擋邊在主機輪受載下不會和半輪轂配合部位發生擠壓，避免了其斷裂的可能。從應力云圖反映出，增加同軸定位接口部位的應力水平遠低于軸承孔部位的應力(336MPa)。

表5 間隙變化對比

3 驗證情況

改進后的主機輪根據試驗大綱在實驗室完成了機輪氣密性試驗、機輪爆破壓力試驗、徑向載荷試驗、徑向-側向聯合載荷試驗和側偏滾轉試驗[3-4]。試驗后檢查試驗件情況，螺栓中段未出現磨痕，兩半輪轂結合處的螺栓孔處也未出現磨痕，密封圈擋邊未發生斷裂，試驗結果滿足要求。

改進后的主機輪通過地面試驗后經裝機試飛考核驗證，在完成400次起落后(其中著艦次數為102次起落)，分解主機輪檢查未發現密封圈防護擋邊斷裂，表明改進措施有效。

4 結論

[1] 國防科學技術工業委員會.GJB/Z 768A-1998故障樹分析指南[S].北京：國防工業出版社， 1998.

[2] 莊 茁,等. 基于ABAQUS有限元分析與應用[M].北京：清華大學出版社，2009.

[3] 國防科學技術工業委員會.GJB 1184A-2005航空機輪和剎車裝置通用規范[S].北京：國防工業出版社,2005.

[4] 航空航天工業部科學技術委員會,編.飛機起落架強度設計指南[M].成都：四川科學技術出版社.1989.