某型飛機座艙蓋前弧支臂靜強度分析與試驗驗證

張大千，梁豪豪，齊 琦

(沈陽航空航天大學 航空宇航學院，沈陽 110136)

在飛行器設計中，有限元結構靜強度分析及靜力試驗是保證飛行器在使用工況下的可靠性的關鍵環節之一[1-3]。有限元計算結果取決于飛行器力學模型的簡化原則、邊界條件的模擬方式及網格劃分的合理性等環節。因此，為了保證有限元分析結果的正確性，就需要根據靜力試驗的結果來不斷修正有限元模型。

通常靜力試驗由整機試驗[4]、部件試驗[5-6](如機身、機翼、尾翼和起落架等)及關鍵件試驗[7-8]組成，目的是檢驗試驗件是否滿足給定工況下的強度和剛度要求。

某飛機在使用過程中，發現座艙蓋前弧支臂存在強度/剛度問題。為此，通過CAD/CAE技術重新設計、制造了該零件。同時，為了驗證該支臂是否滿足靜強度設計要求，需要對座艙蓋前弧支臂做拉伸載荷下的靜強度分析，并進行靜力試驗驗證。根據生產企業提供的規范性引用文件《座艙蓋前弧支臂拉伸強度計算》”，確定本文座艙蓋前弧支臂的靜力試驗載荷(限制載荷)大小為19 902 N，完成對座艙蓋前弧支臂的靜強度校核。

本文根據實際結構以及與周圍零部件之間的連接方式、受力情況，設計制造了試驗夾具，完成了座艙蓋前弧支臂的有限元分析，并通過靜力試驗對有限元分析的結果進行了驗證。

1 座艙蓋支臂及夾具建模及分析

在飛機結構靜力試驗中，對于與主要試驗件連接的其他零部件，常采用試驗夾具進行替代[9]。試驗夾具既要模擬試驗件真實合理的載荷傳遞狀態[10]，又要便于施加外載荷。本文靜力試驗夾具的設計模擬了座艙蓋支臂與飛機其它零部件的真實連接情況，從而保證靜力試驗夾具安裝后不影響座艙蓋支臂原有的傳力路徑。為保證靜力試驗夾具對座艙蓋支臂強度校核的試驗結果影響盡可能小，試驗夾具應該具有足夠的強度和剛度，保證試驗夾具本身的變形盡可能小。因此本文靜力試驗夾具材料選用30CrMnSiA鋼。相關研究表明[11]，經過熱軋退火熱處理的30CrMnSiA鋼的抗拉強度最大可達到2 700 MPa，遠大于飛機座艙蓋前弧支臂材料7B04的抗拉剛度。同時，靜力試驗夾具設計應該盡量簡單可靠，便于生產制造以及夾具表面的熱處理和表面處理。

該型飛機座艙蓋支臂采用7B04鋁合金，彈性模量為71.7 GPa，泊松比為0.33。根據該支臂的結構特點，按其實際安裝位置以及與周圍部件的連接方式，設計并制造了靜力試驗夾具。試驗夾具采用30CrMnSiA鋼熱軋退火，彈性模量為200 GPa，泊松比為0.3。試驗夾具與座艙蓋支臂連接處墊片采用2B06鋁合金，彈性模量為70 GPa，泊松比為0.34。

1.1 有限元模型的建立

為了保證有限元分析模型的準確性，需要將試驗件與試驗夾具一起建模，并模擬試驗件與夾具的約束方式以及加載的邊界條件[12-13]，具體建模過程如下：

(1)對實際的座艙蓋支臂和設計制造的靜力試驗夾具進行了簡化(圖1～2)，保留主要的承力構件和結構，忽略不影響主要力學性能的孔、螺栓、圓弧和倒角，形成分析計算的力學模型。

(2)運用三維CAD軟件Catia對座艙蓋支臂和夾具進行三維實體建模[14](圖3)。

(3)將建立的三維模型導入CAE軟件Hypermesh中進行網格劃分，按照實際工況施加各部件之間的約束，并施加載荷和邊界條件[15-16]。有限元網格模型(圖4)共生成139 316個節點以及256 819個單元。

(4)將生成的有限元模型導入有限元軟件Abaqus中進行強度分析計算。

1.2 靜力學分析結果

根據靜力試驗基本要求，當靜力試驗載荷為限制載荷時，需要選取適當的安全系數，增加極限載荷作用下的靜力試驗。座艙蓋前弧支臂的限制載荷為19 902 N，選取安全系數為1.5，即極限載荷為29 853 N。對座艙蓋支臂及夾具的有限元模型進行限制載荷和極限載荷兩種工況下的有限元分析，得到座艙蓋前弧支臂的應力、應變和位移如圖5～10所示。

圖1 座艙蓋支臂三維模型

圖2 靜力試驗夾具三維模型

由計算結果可得：

(1)無論是在限制載荷下還是在極限載荷下，應力、應變最大值均出現在支臂右側螺栓孔下側區域，支臂最大位移也出現在支臂右側下方。

(2)由于螺栓孔邊存在應力集中問題，從圖中分析，限制載荷下，孔邊實際的應力水平在85.3～254.4 MPa之間，以169.9 MPa為主；極限載荷下，孔邊實際的應力水平在127.9～381.6 MPa之間，以254.8 MPa為主。限制載荷下，孔邊較大的實際應變水平在972.2 με左右；極限載荷下，孔邊較大的實際應變水平在1 458.0 με左右。

(3)限制載荷下，支臂的最大位移為3.4 mm；極限載荷下，支臂的最大位移為5.1 mm。

圖3 座艙蓋支臂及試驗夾具三維實體裝配模型

圖4 座艙蓋支臂及夾具有限元網格模型

圖5 座艙蓋支臂限制載荷下應力云圖

圖6 座艙蓋支臂極限載荷下應力云圖

圖7 座艙蓋支臂限制載荷下應變云圖

圖8 座艙蓋支臂極限載荷下應變云圖

圖9 座艙蓋支臂限制載荷下位移云圖

圖10 座艙蓋支臂極限載荷下位移云圖

2 靜力試驗

靜力試驗設備由微機控制的電子式萬能試驗機(WDW-100E)、靜態應變測試分析系統(TST3822EN)和應變花(BA120-3AA150(16)-G1K-JQC)組成，根據有限元分析的結果及試驗件的實際情況，選擇如圖11所示的6個點粘貼應變花，試驗現場如圖12所示。

圖11 應變花粘貼位置

圖12 靜力試驗設備組裝圖

2.1 靜力試驗步驟

為了保證靜力試驗的完整性和準確性，分別進行限制載荷試驗和極限載荷(即150%限制載荷)試驗[17-18]，采用如下的試驗步驟：

(1)對于限制載荷試驗，以5%限制載荷為一級，逐級加載至100%限制載荷后，保持載荷30 s，然后逐級卸載至0。試驗完成后，對試驗數據進行分析，對試驗件進行變形檢查。

(2)對于極限載荷試驗，在100%限制載荷試驗完成后繼續加載，在100%～120%限制載荷之間，以5%限制載荷為一級，逐級加載至120%限制載荷。在120%～140%限制載荷之間，以2%限制載荷為一級，逐級加載至140%限制載荷。在140%限制載荷以后，以1%限制載荷為一級，逐級加載至150%限制載荷，保持載荷3秒，然后逐級卸載至0。試驗完成后，對試驗數據進行分析，對試驗件進行檢查。

2.2 試驗結果

限于本文的篇幅，這里僅選取典型測點沿拉伸方向(第16號應變片)的測試結果(圖13和圖15)?？梢钥闯?，兩種實驗條件下，應變與載荷間基本呈現出線性關系，這與有限元分析的結果(圖14和圖16)是一致的。

圖13 限制載荷下靜力試驗結果

圖14 限制載荷下有限元計算結果

圖15 極限載荷下靜力試驗結果

圖16 極限載荷下有限元計算結果

3 靜力試驗結果與有限元分析結果對比

在兩種載荷加載下，靜力實驗中各應變片所對應的測點應變以及有限元分析結果中對應節點應變(節點編號分別為17 239、3 776、14 189、14 699、14 393和14 001)如表1所示。根據試驗結果與有限元計算結果對比，可以看出:

(1)4組應變花(編號為：01-03、04-06、13-15和16-18)的2組試驗數據相對誤差較小，試驗實測應變結果與有限元分析結果基本一致,能夠滿足分析精度要求。

(2)2組應變花(編號為：07-09和10-12)的2組試驗數據相對誤差較大。具體原因在于有限元建模過程中，對結構進行了簡化，比如取消了一部分不影響結構力學性能和試驗載荷受力點的孔，同時應變花實際粘貼位置與期望安裝位置存在偏差，以至于有限元分析計算存在一定的誤差。

表1 座艙蓋支臂靜力試驗以及有限元分析結果

4 結論

為了考核座艙蓋前弧支臂靜強度，開展了有限元計算，設計制造了夾具并進行了靜力學試驗。得到如下結論：

(1)依據座艙蓋前弧支臂與周圍零部件之間的連接方式、受力情況所設計的試驗夾具合理，力學性能良好，滿足靜力試驗要求。

(2)靜力試驗結果與有限元分析結果基本一致，驗證了有限元模型的合理性。在100%限制載荷及150%限制載荷下，座艙蓋前弧支臂功能正常，說明其滿足給定工況下的強度和剛度要求，能夠進行批量生產并裝機使用。

(3)根據相關研究表明[19]，7B04鋁合金經過相應時效工藝處理后，其抗拉強度不低于600 MPa，因此在限制載荷(19 902 N)作用下，即使存在應力集中，座艙蓋前弧支臂的最大應力仍小于該材料的抗拉強度，滿足使用要求。