飛機貨艙門鎖閂機構運動可靠性分析

摘 要：飛機貨艙門鎖閂機構在艙門打開階段協助提升電機進行艙門預位，磨損產生的鉸鏈間隙會引起輸出角度誤差，降低鎖閂機構運動可靠度。為了分析鉸鏈磨損對于鎖閂機構運動可靠度的影響，根據鎖閂機構工作原理建立可靠度計算模型；建立貨艙門剛柔耦合動力學模型計算鉸鏈接觸力；采用Archard磨損模型計算鉸鏈磨損量，基于等效桿長理論將鉸鏈磨損量轉換成桿長變化量，建立參數化模型進行可靠度分析；利用孔銷接觸模型進行可靠度結果驗證。結果表明：該可靠度分析方法能夠保證計算精度，提高分析效率。

關鍵詞：飛機：鎖閂機構；運動可靠度；剛柔耦合；鉸鏈間隙；磨損

中圖分類號：TP391.9 文獻標志碼：A 文章編號：1671-5276（2024）04-0037-05

Motion Reliability Analysis of Aircraft Cargo Door Latch Mechanism

SUN Yi¹， LIU Hongbo²， LIU Lei¹

（1. College of Mechanical and Electrical Engineering， Nanjing University of Aeronautics and Astronautics， Nanjing 210016， China;

2. AVIC Chengdu Aircraft Industrial Co.，Ltd.， Chengdu 610031，China）

Abstract：The latch mechanism of aircraft cargo assists lifting motor to put the cabin door into precise position during the opening stage， and the hinge clearance caused by wear will lead to the error of output angle， resulting in reduction of motion reliability of the latch mechanism. In order to analyze the influence of hinge wear on the motion reliability of latch mechanism， a reliability calculation model is established accordingto the operating principle of the latch mechanism. A rigid-flexible coupling dynamic model of the cargo door is established to calculate the contact forces of the hinges. The wear depth of each hinge is calculated utilizing the Archard model. Based on the equivalent rod length theory， the wear depth is converted into the variation of rod length， and the parametric model is built for simulation and reliability calculation. The hole-pin contact model is built to verify the results of motion reliability.The results show the motion reliability analysis method can ensure calculation accuracy and improve analysis efficiency.

Keywords：aircraft; latch mechanism; motion reliability; rigid-flexible coupling; hinge clearance; wear

0 引言

近年來，機械強度可靠性的研究在不斷地深入，強度可靠度問題也得到了極大地解決，相比之下，對于機構運動精度可靠性的研究略顯不足。在航空航天領域，因運動精度不足易發生故障的典型機構有：飛機起落架、衛星折疊機構、導彈折疊彈翼機構以及飛機貨艙門傳動機構等。飛機貨艙門傳動機構誤差主要源于加工制造誤差、鉸鏈磨損以及結構變形。特別是鉸鏈磨損隨著服役時間的增加、磨損體積的增長會嚴重影響連桿機構的運動精度，最終引發嚴重的功能失效。

目前，鮮有關于貨艙門鎖閂機構可靠性分析的報導，國內外許多學者對連桿機構的運動精度進行了研究，分析方法可供鎖閂機構可靠性分析參考。薛自然等^[1]對折臂機構進行運動可靠性分析，并采用蒙特卡洛仿真分析方法進行驗證。王晶等^[2]同樣采取蒙特卡洛方法對脫離鎖進行可靠性分析。鄧培生等^[3]考慮構件柔性間隙能夠真實地反映機構的運動狀態，研究其動力學特性。龐歡等^[4]以艙門末端鎖環機構為例，通過綜合考慮鉸鏈磨損、變形和制造誤差，利用無質量連桿將鉸鏈間隙替代進行可靠性分析，得出鉸鏈磨損對于機構運動精度影響較大的結論。井惠林等^[5]基于Archard磨損模型與“有效長度理論”研究了磨損對艙門機構運動精度的影響，分別采用蒙特卡洛法和重要抽樣法計算不同磨損程度的艙門可靠度。FLORES等^[6]研究了間隙數量對連桿機構的動力學特性的影響。證明了隨著鉸鏈間隙接觸對的增加，接觸力會被放大。CHEN等^[7]研究了不同的原動件驅動速度、不同間隙值、不同摩擦因數對鉸鏈動力學特性的影響。黃瑋等^[8]針對“等效長度理論”中的鉸鏈式運動副非連續接觸模型，補充了一種連續接觸模型用于分析高速機構。尹明德等^[9]基于貨艙門鎖的原理，導出了門鎖的磨損失效判據，計算出磨損可靠度函數并給出磨損可靠度增長的建議。劉霞等^[10]研究了驅動角度以及桿長尺寸誤差對飛機艙門門鎖運動精度的影響。

本文以貨艙門鎖閂機構為研究對象，確定鎖閂機構失效模式和失效判據，進而建立含柔性體鉸鏈接觸模型，并基于Archard磨損模型計算出磨損量，基于“等效桿長理論”建立理想鉸鏈模型，通過仿真計算鎖閂機構可靠度，并與孔銷接觸模型的可靠度結果進行對比，驗證基于“等效桿長理論”可靠度計算方法的準確性。

1 鎖閂機構可靠度模型建立

貨艙門的鎖閂機構運動簡圖如圖1所示。將各桿件分別命名為L1、L2、L3、L4、L5、L6，該平面6桿機構以L1為原動件，通過鉸鏈A與驅動電機相連，L3和L4固連并通過鉸鏈D與艙門相連。C型閂與L6固連并通過鉸鏈G與艙門相連。

設計時，需要保證鎖閂機構“過中心”，即當從動件受到意外載荷而帶動機構朝反方向運動時，機構會運動到其死點位置，此時意外載荷對主動件的力矩為0，機構不再朝反方向繼續運動。

如圖2所示，設計要求原動件旋轉120°，運行結束時C型閂輸出角度為102.121°，運行過程最大角度為104.558°，回程角度為2.437°。為了保證實際情況鎖閂機構過中心，設定C型閂輸出角度下極限誤差為-0.2°，即當輸出角度小于101.921°時，判定鎖閂機構失效。

艙門打開前需要將鎖閂旋轉一定的角度，保證艙門打開過程中C型閂不與固定在機身上的銷軸干涉。如圖3所示，艙門打開前，C型閂旋轉角度不能太大，否則就會發生固定銷軸與C型閂干涉的情況，導致艙門無法打開。因此設定上極限角度誤差為0.3°。

可靠度計算方法參照應力-強度干涉模型^[11]，機構輸出角度誤差為

ξ=θ_e－θ_d（1）

式中：θ_d表示機構允許的極限角度；θ_e表示機構的實際輸出角度。可靠度為ξ大于0時的概率，即R=P（ξgt;0）。

式中：R為可靠度；Φ表示標準正態分布函數；β被稱為聯結系數，也被稱為可靠度系數；θ_e^—為實際角度均值；σ_θe為實際角度標準差；θ_d^—為極限角度均值；σ_θd為極限角度標準差。

2 鎖閂機構磨損分析

2.1 艙門剛柔耦合模型

如圖4所示，艙門動力學模型由兩部分組成，第一部分由艙門框架、蒙皮和其他傳動機構組成；第二部分是鎖閂機構。鎖閂機構是一組6桿機構，其中的連桿為柔性體，其余構件為剛體。

在Ansys中生成模態中性文件，圖5是連桿的模態中性文件，兩端陰影部分是連桿的剛性域，包括主節點和孔表面，在運動時不變形。導入Adams中進行仿真，得出鉸鏈接觸力。

另外，對于艙門動力學模型作出以下說明：

1）艙門動力學模型中艙門蒙皮、框架和鎖閂機構中的連架桿設定為剛體，只考慮其質量屬性不考慮其在運動過程中的變形；

2）除了鎖閂機構之外，其他的傳動機構在研究的時段（鎖閂機構運行期間）不運動，所以將其與艙門框架固連為一個整體;

3）原動件（驅動電機）的驅動形式為勻速轉動，運行角度為120°，運行時長為1.5s；

4）對于所有理想鉸鏈約束和接觸約束，均忽略其摩擦力的影響。

經過仿真計算，測出4個鉸鏈接觸力如圖6所示。

由于固定銷和C型閂初始接觸間隙不能設置為0，鉸鏈接觸力數值在0～0.1s時間內存在波動。在時間0.1～1.5s內，接觸力均大于0，鉸鏈孔和銷處于連續接觸狀態。如果在Adams仿真過程中，將模型全部設定為剛體時，會發現隨著接觸對數的增加，模型之間將容易出現較大穿透深度，銷軸會直接彈出銷孔，這與接觸力的放大倍數有關。隨著接觸副的數目增加，首先接觸部位獲得的接觸力在另外一個鉸鏈處放大后成為主動力，獲得較大的二次接觸力后再次在其他部位得到放大，如此反復，最后導致接觸體間出現較大穿透，計算結果不收斂。以上仿真結果說明將模型中剛體更換成柔性體，能很好地吸收因為接觸而產生的沖擊，從而保證模型之間的連續接觸。

2.2 計算磨損量

在磨損量的眾多計算模型中，Archard磨損理論應用最為廣泛，該磨損理論認為兩個接觸表面間，磨損表面材料的磨損體積與兩接觸表面間的法向力、相對滑動距離成正比，與接觸表面磨損材料的硬度成反比，其一般形式的表達式為

式中：V為磨損體積；

S為運動副間相對滑動距離；

K為磨損系數；

F為運動副間法向力；

H為較軟材料布氏硬度。

將兩邊同時除以兩構件的接觸面積A后，可以有：

式中：k=K/H；h表示磨損深度；p表示接觸應力。鉸鏈中的接觸應力以及孔銷的相對運動速度在運行過程中都是時刻變化的。磨損量的微元形式為

式中v為孔銷相對運動速度。

設定一個周期T內的磨損量為Δh，則有：

鉸鏈的銷和孔材料都采用30CrMnSiA，彈性模量和泊松比查閱資料獲得，其中磨損系數通過磨損實驗得出，如表1所示。計算可得各鉸鏈單次運行磨損量，如表2所示。

3 可靠度計算

3.1 基于等效桿長參數化模型

考慮連桿機構鉸鏈磨損產生的間隙時，機構的自由度增加，使得整個運動更加復雜，難以進行定量分析。LEE等^[12]提出了有效桿長理論，認為可以將運動副的間隙轉換成桿件的附加長度，從而使得含間隙鉸鏈轉化成無間隙的理想鉸鏈。

圖7為機構的轉動副放大圖，由于轉動副間隙的存在，銷和孔的中心不能完全重合。將銷和孔的中心距e轉化為連桿上的附加長度，間隙轉化的附加長度和連桿的實際長度矢量和稱為連桿的有效長度。以軸套中心O_j為原點，OO_j為x軸，建立局部坐標系，x′和y′表示孔銷中心距e在坐標系上的投影。設實際長度為l，則有效長度L可以表示為

假設機構中的桿長服從正態分布，根據3σ原則，可得尺寸的均值和標準差^[13]為

式中：L_max=l+e；L_min=l－e。

參數化建模基于Adams完成，將連桿長度作為設計變量，建立鎖閂機構的參數化模型，如圖8所示。

由于含間隙的鎖閂機構自由度大于1，對于機構鉸鏈數目較多的情況，建立孔銷接觸模型增大計算機計算量，降低仿真速度，鎖閂機構孔銷接觸模型單次仿真時長在35s左右，而基于“等效桿長理論”建立理想鉸鏈模型單次試驗的時間減少到0.3s左右。

艙門運行一次，包含關門和開門兩個過程。假設艙門磨損量線性增加，即每個鉸鏈的總磨損量等于運行次數和單次運行磨損量的乘積。分別計算艙門運行次數為4 000、8 000、12 000、16 000、20 000次的磨損量，根據式（9）計算對應的等效桿長的分布參數。

桿長通過二次開發的程序自動修改，設置試驗次數為10 000次。仿真試驗結束后運用MATLAB中lillietest函數對試驗結果進行正態分布檢驗，5次仿真試驗結果均服從正態分布，通過可靠度計算模型計算可靠度結果如表3所示。

3.2 基于孔銷接觸參數化模型

如圖9所示，孔銷接觸模型是通過孔和銷的實體間接觸力來保持位置關系，與物理模型更為接近，常用于含鉸鏈機構可靠度分析計算。C型閂機構鉸鏈孔銷接觸模型與基于“等效桿長理論”建立的參數化模型不同在于孔銷接觸參數化模型將孔和銷的半徑參數化，基于正態分布隨機數修改孔和銷的半徑來模擬孔和銷的磨損，基于蒙特卡洛方法進行仿真并得出可靠度，其結果如表3所示。

將基于等效桿長理論得出的可靠度結果和基于孔銷接觸模型得出的可靠度進行對比，如圖10所示。隨著使用時間的增加，鎖閂機構可靠度的下降速度越來越大。另外，兩種模型得出可靠度基本一致，可靠度差值最大為1.038×10^－3，這證明基于等效桿長模型可靠度結果的準確性。出現差值的原因是孔銷接觸模型中存在多對接觸，仿真時會有少數的樣本求解失敗。這些結果會在計算前通過程序進行刪除，樣本的刪除對可靠度結果產生了一定影響。

4 結語

1）基于貨艙門鎖閂機構工作原理進行失效模式分析并設定上極限誤差0.3°和下極限誤差-0.2°，并參考應力-強度干涉模型建立鎖閂機構運動可靠度計算模型。

2）建立了貨艙門鎖閂機構剛柔耦合動力學模型，仿真計算得出鉸鏈接觸力，并進行磨損量計算。結果表明孔和銷在工作過程中處于連續接觸狀態，柔性體的引入能較好地模擬實際的鉸鏈磨損情況。

3）基于“等效桿長”理論和孔銷接觸模型進行可靠度計算，結果表明“等效桿長”理論引入可靠度計算能夠保證計算精度，同時明顯縮短了仿真計算時間。

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收稿日期：20230113