飛行器徑向連接螺栓振動斷裂分析

瞿紹奇,孫英超,鄔亨貴,李延平,張偉

航空工業洪都,南昌 330024

飛行器結構在使用服役期間,往往由于經受振動環境造成飛行器結構在一些關鍵部位發生破壞,導致飛行器結構或功能失效[1-2]。當前,結構振動疲勞受到國內學者和工程師的重視[3-6],針對具體工程問題開展了深入研究[7],獲得了很多具有工程指導意義的成果[8-15]。

振動環境下結構應力響應分析有時域和頻域2種分析方法。時域分析方法存在獲取典型載荷-時間歷程較困難,以及結構應力響應處理計算量巨大等問題,在工程結構中應用較少。基于功率譜密度的頻域分析方法因計算簡單、不需要循環計數的優點,廣泛用于結構隨機振動疲勞壽命分析[16-17]。

本文針對某飛行器套接徑向螺栓在振動試驗中發生斷裂,應用頻域分析方法對其進行振動疲勞壽命估算。由于頻率分析方法無法適用于存在邊界非線性結構,然而,徑向連接螺栓在傳力特性上和本體之間固然存在接觸非線性關系；工程上對該類問題的研究偏少[18-19]。為克服該困難,論文嘗試對線性模型進行有限元頻響分析獲得螺栓的載荷功率譜密度(Power Spectrum Density,PSD)；通過螺栓剪力與螺栓頭根部彎曲應力的工程計算關系,建立載荷與應力的參數化轉換關系,獲得螺栓斷裂部位的名義應力功率譜密度,并采用Dirlik經驗公式[20],聯合Miner線性累積損傷模型和經應力集中系數修正的材料S-N曲線,對飛行器徑向連接螺栓振動疲勞壽命進行估算。

1 基于功率譜密度的疲勞壽命估算公式

根據疲勞壽命統計規律,疲勞壽命曲線冪指數表達式為

smN=c

(1)

式中:c、m為材料常數;N為應力峰值為s時的破壞循環次數。

根據Miner線性累計損傷理論,多級應力下結構的累積損傷為

(2)

式中:ni為第i級載荷時的實際循環頻次；Ni為第i級載荷時的破壞循環數;k為疲勞載荷譜包含的載荷總數。

當循環應力連續變化時,式(2)可轉化為

(3)

式中:n(s)為應力峰值為s時的實際循環頻次；N(s)為應力峰值為s時的破壞循環數。

文獻[20]所述Dirlik經驗估算方法,基于應力功率譜密度,給出了n(s)數學表達式

n(s)=E[p]Tp(s)

(4)

式中：T為時間;p(s)為應力隨機過程的峰值概率密度函數;E[p]為預期波峰數。

p(s)={(D1/Q)exp(-z/Q)+(D2z/R2)·

(5)

(6)

功率譜密度第n階慣性矩為

(7)

式中：f為積分頻率；G(f)為功率譜密度。

將式(1)、式(4)代入式(3),且令D=1,獲得結構的疲勞壽命估算公式

(8)

2 飛行器螺栓振動疲勞壽命分析

某飛行器在振動試驗中,艙段連接處徑向連接螺栓在螺栓頭根部發生斷裂,結構簡圖及斷裂螺栓位置如圖1所示,螺栓規格為M5的120°沉頭螺栓。針對斷裂事故,采用基于功率譜密度的疲勞壽命估算方法進行分析。

圖1 某飛行器艙段結構簡圖

2.1 獲取螺栓載荷功率譜密度

建立飛行器結構有限元模型,采用彈簧單元模擬螺栓連接,對其進行模態分析,并與試驗結果進行了比較,見表1。

表1 有限元計算模態與試驗模態對比

在圖1所示懸掛處模擬試驗環境施加約束,根據模態試驗結果選取結構阻尼為0.026,利用有限元工具獲取單位基礎激勵傳遞函數。按振動試驗在20～2 000 Hz頻率范圍內,施加沿飛行器法向0.02g2/Hz隨機激勵,獲取艙段斷裂螺栓處法向Y和軸向X加速度功率譜密度,見圖2和圖3,RMS(Root Mean Square)為均方根值。

對比圖2和圖3飛行器斷裂螺栓處法向和軸向加速度功率譜,施加飛行器法向激勵時,軸向加速度功率譜密度最大的2個共振峰分別出現在飛行器法向一彎和二彎模態處,符合梁彎曲模型的軸向力學特性。

圖2 斷裂螺栓有限元法向加速度功率譜密度(RMS: 4.38g)

圖3 斷裂螺栓有限元軸向加速度功率譜密度(RMS: 0.44g)

振動試驗飛行器斷裂螺栓處法向加速度功率譜密度見圖4。考慮軸向加速度功率譜與法向加速度功率譜的相關性,將有限元分析獲得艙段斷裂螺栓處法向加速度功率譜在飛行器法向一彎和法向二彎模態處的峰值及RMS值與圖4試驗數據進行對比,見表2。

表2 有限元計算功率譜與試驗對比

圖4 斷裂螺栓試驗法向加速度功率譜密度(RMS: 4.80g)

有限元分析獲得飛行器斷裂螺栓處沿飛行器

軸向剪力Fx功率譜密度見圖5。對比圖3軸向加速度功率譜和圖5軸向剪力功率譜,二者功率譜密度最大的2個共振峰均出現在飛行器法向一彎和二彎模態處。剪力在法向一彎模態處的功率譜密度為3.15×104N2/Hz,在法向二彎處為0.18×104N2/Hz,一彎模態處能量密度為二彎的17.5倍,表明一階彎曲模態引起的共振為造成螺栓破壞的主要因素。

圖5 斷裂螺栓載荷功率譜密度(RMS:661.8 N)

2.2 建立徑向連接螺栓載荷-應力轉換關系

套接螺栓斷裂部位受力狀態如圖6所示,Fy為螺栓頭附加拉力;Fn為螺栓頭錐面法向載荷。考慮在圖5中螺栓剪切載荷功率譜作用下,在螺栓頭根部產生的彎曲應力[21],建立斷裂部位載荷-應力關系。

圖6 螺栓斷裂部位受力狀態

螺栓頭根部截面彎矩為

M=Fy·d/2=Fx·tanθ·d/2

(9)

式中：d為螺栓直徑；θ為螺栓沉頭角。

螺栓頭根部彎曲極值應力為

(10)

根據式(10),定義螺栓剪切載荷-彎曲應力轉換系數為

(11)

根據建立的載荷與應力的轉換關系,當螺栓直徑d=5 mm、螺栓沉頭角θ=120°時,確定螺栓頭根部載荷-應力轉換系數為σcf=0.353；據此,獲取螺栓斷裂部位的名義應力功率譜密度,見圖7。

圖7 螺栓頭根部名義應力功率譜密度(RMS:233.6 MPa)

2.3 螺栓隨機振動疲勞壽命估算

根據式(5)計算獲取螺栓頭根部應力隨機過程的峰值概率密度函數,過程數據見表3,概率密度函數曲線見圖8。根據式(6),獲得預期波峰數E[p]=120。

表3 峰值概率密度函數計算過程數據

螺栓材料為30CrMnSiA,根據文獻[22]所給數據,獲得材料的S-N曲線數據,結合式(1)進行計算,獲得材料參數m、c值,見表4,各級應力損傷見圖9。

表4 螺栓頭根部S-N曲線及相關參數

圖9 各級應力損傷

對峰值概率密度函數p(s)進行概率累積計算,獲得中值壽命對應的應力值為σ0.5=362 MPa。

將各參數代入式(8),通過分段積分計算獲得螺栓頭根部中值壽命為39.5 min。振動試驗持續40 min后,發現螺栓頭斷裂脫落；對螺栓頭斷口處進行金相分析,鑒定螺栓破壞形式為疲勞斷裂。因此,分析結果與試驗螺栓斷裂現象符合。

3 結 論

1)針對某飛行器徑向連接螺栓在歷經40 min 振動試驗后發生疲勞斷裂,本文提出的方法計算獲得螺栓頭根部的中值疲勞壽命為39.5 min,符合試驗現象。

2)試驗和理論分析均顯示斷裂螺栓在飛行器一階和二階彎曲模態處產生了共振,但理論分析發現一階共振頻率處螺栓剪力功率譜密度為二階共振頻率的17.5倍,表明螺栓斷裂的原因為低頻共振疲勞。