用于起落架剎車耦合振動的擺振試驗臺擴能設計與研究

中圖分類號：V226 文獻標志碼：A

Abstract：Landing gear brake coupling vibration is a key factor affecting the safe operation of aircraft during the skid stage. In this paper，the existing landing gear swing test bench is designed and researched，so that it has dual functions of landing gear swing test and brake coupling vibration test. Based on the coupling vibration test conditions of landing gear brakes， the energy storage performance of flywheel on existing pendulum test bench was studied. Based on the method of electric inertia simulation，the compensation torque of flywheel is analyzed and studied，and the influence mechanism of decreasing rate and equivalent mass on the compensation torque is revealed. Considering the layout space of the existing pendulum test bench，the energy expansion design scheme of the existing pendulum test bench is put forward，and the strength analysis of its flywheel system is carried out. Through the expansion design and research of the existing pendulum test bench，the utilization efficiency is greatly improved，the research cost is saved，and the test foundation is laid for analyzing the coupling vibration performance of the landing gear brake.

Key words：aircraft landing gear; brake coupling vibration; pendulum test bench; expansion designand research

0 引言

飛機在降落滑跑剎車過程中，剎車力矩、道面摩擦力、沖擊力等相互作用，導致起落架結構與剎車系統產生耦合振動，嚴重的可造成起落架結構斷裂，出現機毀人亡的重大安全事故[2].因此，起落架剎車耦合振動性能測試成為起落架出廠、交付驗收的關鍵測試項目.起落架剎車耦合振動試驗臺是保障開展相關性能試驗測試的關鍵設備.

起落架剎車耦合振動試驗臺主要用于在飛機地面剎車減速滑行過程中，考核起落架產品的結構性能、剎車性能、制動能力和安全性，驗證產品技術標準的符合性[3，4].目前，對起落架機輪剎車過程性能的研究比較成熟，發展出了相關的專業試驗臺.劉勁松等5針對飛機機輪剎車試驗臺，利用機電混合慣量模擬技術，提高了剎車試驗臺慣量模擬精度，進一步降低了設備成本．李衛東等以飛機機輪剎車裝置為研究對象，基于電慣量模擬技術，建立了飛輪能量補償數學模型，提高了剎車試驗臺的能量控制精度.張萬順等通過對飛機機輪剎車裝置進行受力分析，建立了剎車扭轉振動和軸向振動的力學模型，獲得了其剎車振動規律，可指導飛機機輪剎車裝置的設計.劉鵬等[8針對飛機航空輪胎剎車試驗要求，基于電慣量模擬技術設計了輪胎剎車試驗臺，取得了良好的經濟效益.白鈞生等[9]以飛機機輪姿態調整為目標，設計了一種機輪偏航角度可自動調整的航空機輪剎車試驗臺，提高了航空剎車試驗臺的整體水平.隨后，白鈞生等[10]又提出了一種通用飛機機輪剎車試驗臺，可同時滿足旋翼剎車裝置和輕型飛機機輪剎車裝置的動態性能測試.而起落架剎車耦合整機振動性能的研究主要集中于理論研究方面[11，12]，專業的整機測試試驗臺還鮮有報導.隨著民用大飛機的不斷發展，起落架整機剎車耦合振動測試技術需要與國際對標，對剎車耦合振動試驗臺的設計帶來了全新挑戰.

起落架擺振試驗臺用來模擬飛機滑跑階段起落架整機受到隨機側向激勵的工況，可提供擺振試驗所需條件：垂向載荷、機輪轉速和側向激勵力[13-15].起落架剎車耦合振動所需試驗條件為垂向載荷、機輪轉速和剎車力矩.因此，擺振試驗與剎車耦合振動試驗具有相同的試驗工況，擺振試驗臺經過擴能設計可完全滿足剎車耦合振動測試條件.

本文以某單位現有起落架擺振試驗臺為對象，采用電慣量模擬的方法[16-18]，通過新增電機的方式提供額外補償扭矩，以增大現有試驗臺飛輪的能量，使其能夠模擬起落架剎車過程中的能量變化.新增電機與現有電機通過控制算法進行扭矩匹配，經減速器后作用于現有飛輪軸.通過對現有起落架擺振試驗臺的擴能設計與研究，使其既能保留擺振試驗臺的功能，又能完成起落架剎車耦合振動試驗，可極大地提高設備利用率，對促進起落架的設計發展具有重要意義.

1現有擺振試驗臺性能分析

1. 1 現有擺振試驗臺結構及參數

擺振試驗臺主要用于測試起落架在飛機起飛、降落滑跑階段受到外界突發激勵狀態下的動態性能，對起落架順利交付驗收起到關鍵支撐作用.某單位現有起落架擺振試驗臺結構主要由型架、飛輪、吊籃、加載液壓缸、驅動電機、減速器、聯軸器、軸承座、激勵裝置等組成，其整體結構如圖1所示.

圖1現有擺振試驗臺整體結構

型架用于安裝吊籃并承受加載液壓缸的反作用力.飛輪在驅動電機的作用下為起落架機輪提供試驗所需的滑跑速度，并承受來自加載液壓缸的垂向作用力；吊籃為可垂向移動的結構，內部包含有液壓加載缸，并承受其反作用力.激勵裝置布置于輪軸的側面，通過硬連接的方式為起落架提供瞬間側向激振力.某單位現有起落架擺振試驗臺的性能參數列于表1中.

表1現有起落架擺振試驗臺性能參數

1.2起落架剎車耦合振動試驗需求

起落架剎車耦合振動試驗是以帶機輪的起落架為測試對象，研究機輪在降落滑跑階段主動剎車時起落架的振動特性.本文以某型飛機起落架（包含機輪）為研究對象，飛機機輪開始剎車的速度為v=270km/h ，起落架滑跑主動剎車時受到的沖擊能量經換算后可轉換為其當量質量 m=34500kg 飛機的總質量作用到起落架上的垂向載荷力 F= 430 000N. 剎車耦合振動試驗要求起落架機輪能以最大恒定剎車減速率 α=3.21m/s² 進行剎車減速并直至停止.

1.3現有擺振試驗臺的模擬能量分析

根據現有擺振試驗臺飛輪的最大轉速 ω₀ 及其轉動慣量 J₀ 可得現有擺振試驗臺驅動系統所能模擬的最大能量 W₀ 為：

根據剎車耦合振動試驗要求，需要現有擺振試驗臺的飛輪能為起落架機輪提供 270km/h 的降落滑行速度.此時，現有擺振試驗臺飛輪在飛機滑行時 （270km/h） 所具有的最大能量為：

當飛機起落架機輪以 270km/h 降落滑行時，根據起落架的當量質量 m=34500kg 可得飛機機輪此時所需要的最大動能為：

綜上所述，在 270km/h 滑行時剎車耦合振動試驗所需的能量為 97. 03MJ ，遠遠大于擺振試驗臺飛輪所具有的最大能量 41.44MJ .現有擺振試驗臺驅動系統不足以提供相應的能量模擬.為了模擬當量質量 34500kg 的飛機以 270km/h 剎車減速滑行的實際工況.只有通過增大轉動慣量的方式可提高飛輪所具有的能量，然而現有擺振試驗臺無法改變飛輪的機械轉動慣量.因此，采用電慣量模擬的方法對現有擺振試驗臺進行能量補償，同時結合現有擺振試驗臺飛輪的機械轉動慣量，以使其能夠模擬當量質量 34500kg 的飛機以 270km/h 降落滑行剎車過程中的能量需求.

2起落架剎車耦合振動試驗的補償扭矩分析

2.1基于電慣量模擬的補償扭矩

電慣量模擬利用計算機實時控制電機的扭矩以增大或減小傳動系統的轉動慣量.在整個剎車制動試驗期間，飛輪軸與電機軸不脫開，直至剎車停正為止.假設起落架剎車耦合振動試驗時飛輪所需的總慣量為 J ，為了達到剎車耦合振動試驗所需的最大動能 W₂ ，此時飛輪所能提供的最大能量應與其相同，則有：

對式（4）經簡化后可得，為了模擬起落架機輪以 270km/h 滑行時試驗臺飛輪所需總慣量為：

滿足剎車耦合振動試驗條件的飛輪所需總慣量為 215625kg?m² ，遠遠大于現有擺振試驗臺飛輪的機械慣量 92 093kg?m² ，不足的轉動慣量需要基于電慣量模擬的方法進行補償.

電慣量模擬通過電機在飛輪剎車過程中，提供同向的扭矩，以達到增大能量的目的.根據剎車耦合振動試驗所需恒定剎車減速率 α ，起落架剎車過程中飛輪軸上受到的總減速扭矩為：

總減速扭矩一方面直接作用到飛輪軸上提供電慣量模擬所需的扭矩，另一方面使飛輪按照要求的減速率進行剎車減速.

根據電慣量模擬的原理，為了進行起落架剎車耦合振動試驗，飛輪將會在剎車減速過程中持續受到補償扭矩的作用.基于補償扭矩產生的加速度與總減速率相同的原則，則飛輪需要持續補償的最大扭矩為：

將式（5）、式（6）代入式（7）中可得，起落架剎車耦合振動試驗時飛輪需要持續補償的最大扭矩為：

電機補償給飛輪的扭矩 T₁ 在起落架剎車過程中始終作用于飛輪軸上，直到起落架機輪停正為止，其轉向與飛輪轉向相同，用以模擬剎車過程中的當量能量.

2.2補償扭矩的影響分析

電機提供的補償扭矩一直作用在飛輪軸上以產生電慣量，進而模擬飛機滑跑剎車過程中的能量需求.此外，基于電慣量模擬的補償扭矩是現有飛輪軸強度設計的關鍵.對于現有擺振試驗臺，飛輪直徑及其機械慣量分別為 5m 和 .根據式（8）中推導的解析表達式，則電機補償扭矩T₁ 與起落架當量質量 Ψ_m 、剎車減速率 α 之間的關系如圖2所示.

圖2電機補償扭矩與當量質量和剎車減速率關系由圖2可知，對于現有擺振試驗臺，飛輪機械慣量和直徑確定的情況下，起落架當量質量與其剎車減速率共同決定電慣量模擬的補償扭矩.當量質量與減速率分別與補償扭矩的關系均為線性關系，當量質量 Ψ_m 和剎車減速率 α 越大，則需要的補償扭矩 T₁ 就越大.式（8）中的相互影響規律也表現出明顯的線性關系，與圖中規律相一致.在某些組合條件下，電機補償扭矩 T₁ 出現負值.此時，電機提供與飛輪轉動方向相反的扭矩，以抵消飛輪部分機械慣量，可用于模擬較小當量質量和減速率的起落架剎車試驗工況.

圖起浴不利千減還千u與補償扭死 T₁ 的關系

當式（8）中 T_?1=0 時，電機無需給飛輪提供補償扭矩，此時當量質量 Ψ_m 與剎車減速率 α 應滿足的關系為：

當給定起落架當量質量 Ψ_m 后，起落架剎車減速率 α 與電機所需補償扭矩 T₁ 的關系曲線如圖3所示，表現出明顯的線性關系特性，

由圖3可知，在當量質量一定的條件下，起落架剎車減速率曲線與補償扭矩呈線性關系.不同當量質量的補償扭矩均隨剎車減速率的增大而增大.當當量質量 m=14785Kg 時，不管減速率如何變化，此時均不需要電機補償扭矩，現有飛輪的機械慣量恰好可滿足試驗能量需求.同一剎車減速率條件下，隨著起落架當量質量的增大，其補償扭矩絕對值先由大逐漸變小，再逐漸增大.這主要是由于對于較低當量質量的起落架，需要給飛輪提供反扭矩，以降低飛輪能量；隨著當量質量增大，又要給飛輪提供正扭矩，以增大飛輪能量.當給定起落架剎車減速率 α 后，起落架當量質量 Ψ_m 與電機補償扭矩 T₁ 關系曲線如圖4所示.

圖4當量質量與補償扭矩的關系圖

由圖4可知，起落架剎車減速率取大于0的任意值時，其當量質量與補償扭矩呈線性關系，補償扭矩隨著當量質量的增大而增大，這也與式（8）中的關系式相符合.當當量質量 m=14785Kg 時，所有不同剎車減速率對應的補償扭矩均為0，這與上述分析相一致.同一當量質量條件下，剎車減速率越大，則補償扭矩的絕對值越大.當當量質量mgt;14785Kg 時，電機補償飛輪的扭矩與其轉動方向相同，以增大飛輪能量.反之，則與飛輪轉動方向相反，以降低飛輪的能量.

3擺振試驗臺擴能設計與分析

3.1補償扭矩計算

飛機起落架剎車耦合振動測試所需試驗條件與現有擺振試驗臺相似，經過對現有擺振試驗臺的擴能改造，擺振試驗與剎車耦合振動試驗可集成到一個試驗臺上進行.針對現有擺振試驗臺的飛輪驅動扭矩 T_?0 和電機的過載因子 Σ_P ，則現有擺振試驗臺電機所能提供的補償扭矩為：

T_?2=T_?0pβ=81571N?m

式（10）中： β 為現有擺振試驗臺電機弱磁系數，在 270km/h 時，查表可得此值為0.74. [σ_P]=

現有電機所能提供的補償扭矩 T₂ 遠遠小于剎車耦合振動試驗電慣量模擬所需的補償扭矩 T₁ 因此，需新增一臺電機提供補償扭矩，其作用到飛輪上的補償扭矩 T₃ 為：

T₃=T₁-T₂=77044N?m

在保持減速比3.5，電機額定轉速744轉/ min ，扭矩過載系數2.0的情況下，考慮安全系數，增加一臺 1500kW 的變頻電機可滿足補償扭矩的需求.

3.2擴能設計方案

根據現有擺振試驗臺驅動系統的結構特點及安裝布局，充分利用現有擺振試驗臺的地基空間，將新增電機布置在現有飛輪的右端，其電機輸出扭矩經減速器和聯軸器后與現有飛輪右端連接軸相聯.現有電機與新增電機通過傳動系統傳遞扭矩到飛輪，為剎車耦合振動試驗提供補償扭矩.現有擺振試驗臺擴能設計布局如圖5所示.

圖5現有擺振試驗臺的擴能設計布局

考慮新增電機對現有擺振試驗臺的影響以及扭矩的平衡分配，新增電機及其傳動系統采用與現有試驗臺相同的配置，主要由電機、變速箱、彈性聯軸器、扭矩傳感器等組成，在進行擺振試驗時，聯軸器右側斷開，僅使用現有電機及其傳動系統進行擺振試驗；當進行剎車耦合振動試驗時，右側聯軸器接合，左右兩側電機同時給飛輪提供扭矩.現有電機與新增電機兩側均安裝有扭矩傳感器，在進行試驗時，為了保持力矩平衡，兩側電機輸出的力矩保持一致.隨著起落架機輪的主動剎車，與其接觸的飛輪轉速會越來越慢，此時，控制系統根據剎車過程中速度的變化通過驅動器調整兩側電機的電流，以使兩側電機在飛輪速度降低后依然能夠保證試驗需求的補償扭矩.兩側電機的補償扭矩會一直作用在飛輪軸上，且大小不變，直至剎車停止的前1秒時刻，通過控制系統停止電機，此時飛輪停止，試驗結束.

3.3現有飛輪系統的強度分析

現有飛輪系統主要由飛輪和連接軸組成，是剎車耦合振動試驗中為機輪提供能量的關鍵裝置.現有飛輪系統的強度是否能夠承受剎車耦合振動時電慣量模擬所需的補償扭矩，決定擺振試驗臺擴能設計成敗.

3.3.1 飛輪系統受力分析

在起落架剎車耦合振動試驗中，飛輪系統的受力復雜，主要有飛輪重力、垂向載荷、電機施加的補償扭矩、機輪與飛輪的摩擦力，具體情況如下：

（1）飛輪重力：現有飛輪為筋板整體焊接式結構，其整體質量為 20t ，通過兩端飛輪連接軸作用到軸承座上.

（2）垂向載荷：用來模擬飛機的當量質量，由型架吊籃中的加載缸進行施加.根據試驗要求，其最大值為 4.3×10⁵N ，考慮到機輪的彈性變形，其垂直作用于飛輪表面，為面接觸

（3）驅動扭矩：現有電機與新增電機共同為飛輪提供剎車耦合振動試驗的補償扭矩.兩端飛輪軸受到的補償扭矩相等，為補償最大扭矩 T₁ 的一半，其值為 7.9×10⁵N?m

（4）摩擦力：摩擦力是起落架機輪與試驗臺飛輪之間因剎車而引起的相互作用力，作用方向與飛輪表面相切.它一方面克服電慣量模擬的補償扭矩，另一方面根據試驗要求產生 3.21m/s² 的減速率.根據上述計算可得摩擦力為：

3.3.2 飛輪系統強度分析

已知現有飛輪寬度為 1.6m ，飛輪為空心焊接結構，外徑為 5m .起落架輪胎為雙輪結構，單輪胎寬度為 500mm ，兩輪胎外側間距為 1 410mm ，根據飛輪系統的受力分析，其有限元分析的邊界條件如圖6所示.飛輪系統整體應力云圖和飛輪內部結構應力云圖如圖7和圖8所示.

圖6飛輪系統有限元分析邊界條件

圖7飛輪系統整體應力云圖

圖8飛輪內部結構應力云圖

由圖7可知，飛輪系統的最大應力達到了419MPa ，位于兩端飛輪連接軸處，飛輪表面的最大應力約為 30MPa ，飛輪內部最大應力均小于30MPa

兩側連接軸處的應力云圖結果如圖9所示，因其飛輪兩端連接軸的結構不相同，最大應力達到了419MPa ，位于左端支撐軸處．飛輪右端連接軸的最大應力為 284MPa ，兩端連接軸的最大應力均處于安裝軸承附近.

圖9飛輪兩端連接軸的應力云圖

已知現有飛輪兩端連接軸的材料為C45E，其屈服極限為350MPa.現有飛輪系統的材料為P355N ，其屈服極限為 355MPa .結合計算結果可知，若使用現有飛輪系統進行剎車耦合振動試驗，則其最大應力遠遠小于現有材料的屈服極限，可滿足其強度要求；飛輪左端連接軸處的最大應力已經大于現有結構材料的屈服極限，則會發生破壞.因其結構為可拆卸結構，應力過大問題可通過后續更換連接軸的材料予以解決.

在起落架機輪主動剎車過程中，機輪與試驗臺飛輪之間的摩擦力一方面克服電慣量模擬的補償扭矩，另一方面使飛輪按照要求的減速率進行減速.作用到飛輪表面的摩擦力在減速過程中一直存在，其產生的力矩直接作用在轉動的飛輪上，僅影響飛輪內部結構的強度，并不會對飛輪軸強度產生影響.在有限元靜力分析中，此摩擦力和電機補償扭矩方向相反，共同作用于飛輪系統，其飛輪系統受力為最嚴酷工況，飛輪系統的強度分析完全可為工程設計提供支撐.

4結論

本文在分析現有擺振試驗臺性能的基礎上，結合電慣量模擬技術及剎車耦合振動試驗要求，對現有擺振試驗臺進行了擴能設計與分析，使其具有進行起落架擺振試驗與剎車耦合振動試驗的功能，極大地提高了利用效率，為探索起落架剎車耦合振動性能提供了基礎.其結論主要如下：

（1）現有擺振試驗臺飛輪以 270km/h 轉動時，其飛輪依靠機械慣量能存儲的最大能量為41.44MJ，其遠小于起落架剎車耦合振動試驗所需的能量 97.03MJ ，僅依靠現有飛輪的機械慣量不能提供足夠的模擬能量.

（2）補償扭矩隨著當量質量、減速率的增大而增大.同一當量質量條件下，剎車減速率越大，則需要補償扭矩的絕對值越大.同一剎車減速率條件下，隨著起落架當量質量逐漸變大，其補償扭矩絕對值先由大逐漸變小，再逐漸增大.

（3）通過新增電機對現有擺振試驗臺進行了擴能設計，使其能兼顧剎車耦合振動試驗.經有限元分析現有飛輪結構的最大應力遠小于材料屈服極限，而飛輪兩端連接軸的最大應力大于材料屈服極限，后續可通過更換高強度材料滿足其傳遞扭矩的強度要求.

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【責任編輯：蔣亞儒】