航空拉桿組件的結構特點及強度計算分析

洪艷平

(福建龍溪軸承(集團)股份有限公司，福建 漳州 363000)

航空拉桿組件廣泛應用于飛機艙門操縱系統和機身機翼結構支承等關鍵部位，屬于定制化產品。現有的HB8225[1]、EN2290-1[2]等產品標準無法滿足相應的定制化設計要求，需要根據相應的設計輸入開展單獨設計。航空拉桿組件與兩端運動機構鏈接，使用過程主要承受沿中心軸向的拉伸載荷及壓縮載荷作用力[3]，為典型二力桿構件，可簡化成等剖面兩端鉸鏈模型進行強度理論計算分析[4]。

目前，國內主要航空拉桿組件制造商只能開展鉚接、焊接或熱縮套緊固型的簡單設計，輕量化、高推重比航空拉桿組件主要參照國外的標準或圖樣進行仿制。對產品受壓時整體屈服、局部失穩以及疲勞破壞等方面的失效機理和正向設計理論研究不系統、不全面，對產品服役工況與結構性能的內在關系規律的研究較為缺乏。同時，在航空拉桿組件上的生產設備相對落后，加工工藝水平相對較低，主要采用以加大尺寸和犧牲重量、疲勞壽命為代價的鉚接、焊接或熱縮套緊固的螺紋聯接等方式進行加工制造[5]。因此，通過開展航空拉桿組件的產品結構特點剖析，研究產品設計以及抗拉強度、抗壓強度理論計算機理，為航空拉桿組件設計及強度校核提供依據。

1 產品結構特點

航空拉桿組件是一種由多個分件構成的一個整體組合式連接件(見圖1)，該拉桿主要由收口鋁合金連桿、桿端軸承、螺母和墊圈組成[6]。

a) 兩端接頭為桿端軸承

航空拉桿組件產品結構特點為中間采用收壓變徑結構的空心連桿，兩端裝配自潤滑桿端關節軸承標準件或桿端叉耳機械加工工件，并采用緊固件進行緊固裝配。產品結構緊湊，實現了輕量化設計，具備高承載和長期使用的抗疲勞性能。

2 產品設計原理分析

航空拉桿組件設計時，根據設計輸入要求優先開展兩端接頭選用，對于桿端軸承通常根據接口尺寸要求選用AS81935、EN2498等標準系列的桿端軸承或者進行定制化設計；對于桿端叉耳通常根據接口尺寸要求選用EN6029或HB 8229標準系列的桿端叉耳或者進行定制化設計。兩端接頭選定后，根據螺紋規格選用對應的鎖緊墊片、螺母等鎖緊零件，最終根據產品外形尺寸、載荷要求進行設計。

航空拉桿組件在使用過程中主要承受拉載荷和壓載荷，要求在極限拉載荷和極限壓載荷下不發生破壞，同時在臨界載荷下不發生失穩。因此，從產品的結構上分析，航空拉桿組件的強度校核主要包括中間空心連桿、兩端桿端接頭及裝配組合后的組件臨界壓載荷。兩端的桿端接頭為標準件，根據標準可查得對應的承載載荷極限值，而中間空心連桿及裝配組合后的組件需要進行強度的計算校核確定承載載荷極限值，并通過對比連桿與桿端接頭的載荷極限值確定拉桿產品的承載載荷極限值。因此，針對航空拉桿組件的強度計算主要包括連桿的抗拉強度計算及裝配組合后的組件抗壓強度計算。

2.1 連桿抗拉強度計算

連桿的產品結構如圖2所示。

圖2 連桿截面示意圖

通過分析各截面積可確定連桿最小截面積剖面，即為連桿抗拉承載能力最薄弱位置，根據航空工業出版社出版的《飛機設計手冊》第9冊《載荷、強度和剛度》[7]的拉伸強度條件：σmax≤σb，計算可得連桿截面可承受的最大極限抗拉載荷值。

2.2 組件抗壓強度計算

根據航空拉桿組件結構分析可知，產品兩端為桿端接頭桿件結構可簡化成等剖面兩端鉸鏈的模型，當拉桿受壓時，連桿可能出現失穩的位置為中間部位。由航空工業出版社出版的《飛機設計手冊》第9冊《載荷、強度和剛度》可知，等剖面桿件的臨界壓載荷計算公式為

Pcr=σcrA

(1)

式中，Pcr是臨界壓載荷；σcr是壓縮載荷下的臨界應力方程(歐拉公式)；A是桿件剖面面積。

臨界應力方程：

σcr=Cπ2E/(L′/ρ)2

(2)

3 產品驗證

本文通過選取課題組自行設計研發的GAL450代表型號產品，開展產品設計計算、有限元仿真分析以及試驗驗證，進一步驗證航空拉桿組件設計計算理論的合理性。產品外形尺寸如圖3所示，中間連桿為7075鋁合金空心連桿，兩端桿端接頭為M81935/8-05K和M81935/8-05KL標準桿端軸承。

圖3 產品外形尺寸

3.1 計算結果

3.1.1 極限抗拉強度

按照上文的設計計算理論對產品的極限抗拉強度進行計算分析。根據拉伸強度條件：σmax≤σb及連桿截面積計算可得連桿可承受的最大極限抗拉載荷值為31 986.72 N；同時查詢AS81935/8產品標準確定M81935/8-05K和M81935/8-05KL標準桿端軸承的極限承受載荷為38 254.52 N。因此通過對比分析可確定產品最小極限抗拉強度為31 986.72 N。

3.1.2 極限抗壓強度

將GAL450產品簡化成兩端鉸鏈的等剖面模型進行產品極限抗壓強度計算分析。根據臨界壓載荷計算公式(式1)和臨界應力方程(式2)計算，GAL450產品極限抗壓強度為8 722.25 N。

3.2 有限元分析校核

3.2.1 建模

應用有限元軟件ABAQUS建立GAL450產品軸向載荷試驗分析模型，仿真模型具有對稱關系，故建立對稱模型，連桿下端面對稱約束[8]。參考點與芯軸兩端耦合，分別施加極限拉載荷、極限壓載荷(見圖4)。分析GAL450產品在理論計算軸向抗拉載荷和抗壓載荷下的等效應力和接觸應力[9]。試驗工裝材料采用GCr15。各材料特性參數見表1。

圖4 仿真模型

表1 材料參數

網格劃分：外圈及接觸部位進行網格加密[10]。

載荷與邊界條件：參照軸向抗拉載荷和抗壓載荷試驗裝置，拉桿一端固定約束。當承受抗拉載荷時，將載荷施加在軸承內孔上半圓柱面；當承受抗壓載荷時，將載荷施加在軸承內孔下半圓柱面。

3.2.2 校核結果

GAL450產品在31 986.72 N軸向拉載荷下的Von Mises等效應力分布圖如圖5所示。由圖5可知，產品最大等效應力出現在連桿觀察孔位置處。GAL450產品在31 986.72 N軸向抗拉載荷等效應力見表2。由表2可知，內圈、外圈、桿端體的Von Mises最大等效應力均未超出材料的極限應力，連桿內螺紋處的Von Mises最大等效應力527.9 MPa已達到材料的極限應力水平[11]。

a) 軸承內圈

表2 拉載荷下Von Mises等效應力

GAL450產品在8 722.25 N軸向壓載荷下的Von Mises等效應力分布圖如圖6所示。由圖6可知，產品最大等效應力出現在連桿中間位置處。GAL450產品在8 722.25 N軸向抗壓載荷等效應力見表3。由表3可知，內圈、外圈、桿端體、連桿的Von Mises最大等效應力均未超出材料的極限應力。

a) 軸承內圈

表3 壓載荷下Von Mises等效應力

通過進一步加大軸向載荷值，最終確定GAL450產品的臨界失穩載荷(見圖7)，由圖7可知，當軸向壓載荷達到9 171 N時開始出現失穩。

圖7 軸向壓載荷下等效應力分布圖

下述將結合GAL450產品的軸向抗拉及抗壓強度試驗，以確定產品理論計算與仿真分析結果的差異性及準確性。

3.3 試驗驗證

分別選取3件GAL450產品進行軸向抗拉試驗和抗壓試驗，試驗載荷選用理論設計計算載荷，即抗拉強度試驗載荷為31 986.72 N，抗壓試驗載荷強度為8 722.25 N。分別取3組實測值的平均值作為試驗結果。試驗安裝示意圖如圖8所示。

圖8 試驗安裝示意圖

3.3.1 抗拉試驗方法

以1%極限拉伸載荷/s的速度對試驗件施加拉伸載荷，加載至極限拉伸載荷31 986.72 N，保載10 s；若試驗件未出現破壞，則繼續以1%極限拉伸載荷/s的速度對試驗件施加拉伸載荷，加載至試驗件破壞，記錄試驗數據。

3.3.2 抗壓試驗方法

以1%極限壓縮載荷/s的速度對試驗件施加壓縮載荷，加載至極限壓縮載荷8 722.25 N，保載10 s；若試驗件未出現失穩，則繼續以1%極限壓縮載荷/s的速度對試驗件施加壓縮載荷，加載至試驗件失穩瞬間，記錄試驗數據。

3.3.3 試驗結果與分析

拉伸試驗結果見表4，編號1試驗件的試驗曲線如圖9所示。由表4和圖9可知，在理論計算拉伸載荷下，拉桿組件均未出現破壞情況，在20 000 N左右開始出現變形，并在33 180 N左右出現破壞，破壞值高于理論計算值。

表4 拉伸試驗結果

圖9 編號1極限拉伸位移-載荷曲線

壓縮試驗結果見表5，編號4試驗件的試驗曲線如圖10所示。由表5和圖10可知，在理論計算壓縮載荷下，拉桿組件均未出現失穩情況，失穩值均高于理論計算值。

表5 壓縮試驗結果

圖10 編號4極限壓縮位移-載荷曲線

4 結語

通過上述研究可以得出如下結論。

1)通過仿真分析，在理論計算的31 986.72 N極限拉伸載荷下，拉桿組件螺紋處已達抗拉強度臨界載荷值。

2)通過仿真分析，在理論計算的8 722.25 N極限壓縮載荷下，拉桿組件未發生失穩，當軸向壓載荷達到9 171 N時開始出現失穩。

3)通過試驗驗證，在31 986.72 N極限拉伸載荷下，拉桿組件未發生破壞，實際破壞載荷平均值為33 470 N。

4)通過試驗驗證，在8 722.25 N極限壓縮載荷下，拉桿組件未發生失穩，實際失穩載荷平均值為9 960 N。

由此可知，航空拉桿組件可采用該理論計算方法進行極限拉伸載荷值和極限壓縮載荷值計算，并結合仿真分析方法進行校核。