航空發動機拆裝車結構的輕量化優化及校核

程 林，朱 燁

（滁州職業技術學院 機械與汽車工程學院，安徽 滁州 239000）

0 引言

飛機發動機作為飛機的心臟及動力源，被譽為“工業之花”，其制造工藝要求復雜，裝配過程更是精益求精。因此，長期以來西方資本主義國家將發動機拆裝車的工藝參數、結構尺寸及性能要求等數據，看作國家機密實施壟斷。

我國對飛機發動機拆裝車的研究歷史較短、經驗較少，但多年來經過大量科研人員的不懈努力，發展勢頭也較為迅猛。其中武漢大學的鄭繼波[1]對飛機發動機拆裝車的起吊裝備進行探討，并對發動機拆裝車的吊裝裝備進行靜態力學的有限元分析，校核各姿態下發動機拆裝車的結構強度和剛度，但局限性較為明顯，如吊裝設備精準定位較差需多次操作。大連理工大學的雷海峰[2]、趙哲[3]致力于研究拆裝車的數控調姿平臺，開發出一種數控編程智能監測拆裝車系統，但該系統的體積和質量均過大，缺少結構的輕量化優化。

發達國家在飛機發動機拆裝領域研究起步較早，已經掌握了一套極為完備的裝配工藝。早在20 世紀50 年代，以美國為代表的西方國家開始致力于研發液壓驅動調資拆裝系統，主要服務于早期戰斗機發動機的拆裝。經過二十多年的發展，美國研發了一種新型的緊湊型液壓助力拆裝車，實現雙層導軌結構。發展到現階段，西方發達國家在飛機發動機裝配領域已基本實現標準化、通用化、機械化、智能化等一整套完備體系。

1 建模及材料

圖1 所示為處理后的飛機發動機拆裝車的三維模型，其具體參數見表1。對三維模型進行簡化處理是必不可少的環節。刪除對分析結果影響小的特征，可以縮短有限元計算的時間。在簡化過程中必須考慮合理性，要保證分析結果可靠。在不研究工藝角應力、應變情況下，盡可能刪除這些工藝角，以免在畫網格時出現網格質量不好而導致無法收斂的現象。

圖1 三維模型

表1 尺寸參數

圖2 所示為劃分后的網格數模。利用ADAMS軟件建立完整的數模，將該數模保存為IGES 格式，導入到Analysis 分析軟件中，便于后續數模的前處理及有限元分析。其詳細信息：單元總計807 779個，其中CTETRA 單元為321 328 個，CQUAD4 單元為356 231 個，CTRIA3 單元為4 342 個，CONM2單元為5 個，CPENTA 單元為4 053 個，CHEXA單元為100 432 個，模擬螺栓連接為66 個，模擬焊接單元為21 327 個[4]。

圖2 網格數模

在劃分好的網格數模中賦予單元材料屬性，本文發動機拆裝車采用高強度的碳錳鋼(16MnL)[5]，材料的具體機械性能見表2。

表2 材料機械性能

2 拆裝車輕量化設計

常見的輕量化設計方法分2 種：其一，采用密度更低、力學性能更為優異的新型材料取代原先的材料，這種方法更為簡單、直接和快捷，但質量更輕、力學性能更優越的材料，通常意味著成本更高，提取和制造工藝更復雜，不利于企業的投標[6]；其二，在不更換原材料的基礎上，且保證工程結構力學性能達到設計要求的情況下，一定程度上減少材料的使用，從而達到減少整個工程質量的效果。客觀上對比，第二種輕量化設計方法優勢更為明顯，更有利于企業控制成本[6]。

為保證發動機拆裝車整體結構強度及力學性能，對于某些承載較大或應力較大零部件，不進行輕量化優化（如升降機構及4 個支撐腿）；而將那些受載較輕或受應力較小的桿件，作為本次輕量化優化的對象[7]。考慮到桿件的裝配及位置要求，同時也為了便于計算，只改變桿件的厚度（不改變桿件的長度及截面長）。本次輕量化以體積最小化為原則，其數學優化模型如下[8]：

其中，式（1）中V 為優化單元的總體積；Vi為單個優化單元的體積；n 為優化單元的總數量；式（2）中σmax為所有優化單元中應力最大值；σp為材料的許用應力（數值為220 MPa）；式（3）中xi為目標變量， xiL和 xiU分別為目標變量的下限及上限[9]。

3 桿件靈敏度分析及優化

為保證航空發動機拆裝車整體結構強度，在拆裝車接觸應力最大的工況基礎上，選擇接觸應力較小的53 個桿件作為優化目標，將其厚度定義為目標變量進行輕量化優化。在進行輕量化仿真時，需對目標變量設置上下限數值，優化后的數值需在該范圍內。本次輕量化數值的設定在現有模型尺寸的基礎進行賦值，設定桿件輕量化前的厚度值為上限值；Analysis 仿真軟件中的Optimization 模塊，根據目標桿件的材料、原始厚度及接觸應力值，系統給出下限值[10]。本次選擇輕量化桿件的序號及輕量化前后桿件的厚度值如表3 所示。

由表3 可知，桿件經輕量化后其厚度均存在不同程度的減薄，如桿件8 最大減薄率高達50%，最小減薄率也接近12.5%(如桿件22)。拆裝車輕量化前整車質量約為2000 kg，經仿真計算后可得，輕量化后飛機發動機拆裝車整體結構質量降低185 kg，較輕量化前下降了9.25%。因此，對發動機拆裝車進行輕量化設計顯得尤為必要，有利于企業控制成本，避免產品質量過剩[11]。

4 模態對比分析

為探究輕量化前后發動機拆裝車模態的變化，現對輕量化前后的拆裝車進行模態分析（圖3）。

圖3 輕量化前后拆裝車前四階模態云圖

圖3 (續)

圖3 為輕量化前后拆裝車前四階模態云圖，根據云圖繪制仿真結果如表4 所示。

表4 拆裝車前四階模態對比

由表4 可知，輕量化后拆裝車前四階固有頻率較輕量化前略有上升。因輕量化后拆裝車部分零部件的厚度存在不同程度減薄，致使發動機拆裝車的強度及剛度稍有降低，同時伴隨著低階固有頻率的微漲。較輕量化前，一階固有頻率從13.05 Hz 微漲至13.66 Hz，漲幅接近4.7%；二階固有頻率從13.65 Hz 微漲至13.98 Hz，漲幅僅有2.4%；三階固有頻率從之前14.27 Hz 微漲至14.96 Hz，漲幅4.8%；四階固有頻率從輕量化前的16.43 Hz微漲至輕量化后的17.11 Hz，漲幅接近4.1%。對于前四階模態振型而言，輕量化前后拆裝車振型一致，且輕量化前后拆裝車前四階固有頻率漲幅均低于5%，說明飛機發動機拆裝車整體結構的優化，對前四階模態頻率及振型影響較小。

參考純電動汽車在市區路面的激勵，因市區路面極為平整，路面對整車激勵頻率均低于3~4 Hz。而發動機拆裝車大多工作在內場，其路況整體水平較市區更為平整光滑，因此內場拆裝車的路面激勵頻率也低于3~4 Hz。本文發動機拆裝車采用伺服電機驅動，因其電機運轉極為平穩，即使低速行駛也極少出現振動的現象，同時兼有抑制共振的作用，所以伺服電機振動頻率可忽略。輕量化后發動機拆裝車最低激振頻率為13.66 Hz，遠高于內場路面激振頻率3~4 Hz，因此輕量化后拆裝車整體結構完全可避免共振的產生，滿足模態要求。

5 力學性能校核

現對輕量化前后飛機發動機拆裝車的強度及剛度進行校核，其目的在于對比輕量化對拆裝車結構強度及剛度的影響，同時進一步確保輕量化后拆裝車的整體結構符合設計要求。表5 為拆裝車工作狀態時的約束條件。

表5 約束條件

圖4 為該約束下輕量化前后的位移及應力云圖。

圖4 輕量化前后拆裝車位移及應力云圖

由圖4（a）及4（b）位移云圖可知，該約束下輕量化前拆裝車最大位移量為10.59 mm，輕量化后最大位移量為11.23 mm，相比增長了6.0%，且最大位移位置均為拆裝車承載側的端部及滑架的端部。雖然輕量化前后最大位移量增長了6.0%，但較拆裝車整體尺寸而言變形較小。因此，輕量化后拆裝車滿足整體剛度設計要求。

從圖4（c）及4（d）可知，該約束下輕量化前拆裝車最大應力值為175.9 MPa，輕量化后最大應力值為182.1 MPa，相比增長了3.5%，且最大應力位置均為拆裝車軸線滾轉升降機構右側連接的支撐板處。其最大應力值遠低于碳錳鋼（16MnL）材料許用應力值220 MPa。因此，輕量化后拆裝車的強度滿足設計要求。

6 結論

以自主設計的某型號的飛機發動機拆裝車為研究對象，以體積最小化為輕量化優化原則建立數學模型，確定優化目標，經仿真計算后可知，輕量化后拆裝車整體質量降低185 kg，較輕量化前下降了9.25%。為確保優化后的拆裝車整體結構符合設計要求，對其模態及力學性能進行模擬仿真。發現，輕量化后拆裝車低階模態的固有頻率及振型變化較小，漲幅均低于5%；正常工況下的最大應力值及最大位移量，雖分別增長了6.0%和3.5%，但仍在合理范圍內。因此，輕量化后的拆裝車整體滿足設計要求。