Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 . Методы вибрационных испытаний и идентификации конструкций 12
1.1. Развитие методов вибрационных испытаний и идентификации 12
1.2. Методики выявления конструктивно-технологических дефектов 27
Глава 2. Разработка методики контроля люфтов в механических проводках управления самолёта 36
2.1. Расчётная схема и математическая модель проводки управления 36
2.2. Реальная конструкция проводки управления и её модель 40
2.3. Исследования динамических характеристик проводки управления и проверка адекватности модели 43
2.4. Методика выявления люфтов 52
Глава 3. Исследование динамических характеристик органов управления с гидравлическими демпферами 63
3.1. Разработка расчётной схемы органа управления с гидравлическим демпфером 64
3.2. Составление уравнений движения 70
3.3. Влияние характеристик демпфера и проводки управления на жёсткость и демпфирование руля 77
3.4. Определение параметров уравнения колебаний органа управления с демпфером по результатам испытаний 85
3.5. Проверка адекватности и пример использования модели руля с демпфером 89
Глава 4. Примеры выявления конструктивно-технологических дефектов 95
4.1. Использование общих форм колебаний планера 95
4.2. Орган управления с сухим трением в проводке 98
4.3. Орган управления со смещённым узлом навески 103
4.4. Специальные вибрационные испытания 110
4.4.1. Испытания изолированной силовой установки 110
4.4.2. Исследование причин разрушения трубопровода противообледенительной системы самолёта Су-24М 111
Заключение 117
Список использованных источников 119
Приложение 132
- Методики выявления конструктивно-технологических дефектов
- Исследования динамических характеристик проводки управления и проверка адекватности модели
- Влияние характеристик демпфера и проводки управления на жёсткость и демпфирование руля
- Исследование причин разрушения трубопровода противообледенительной системы самолёта Су-24М
Введение к работе
Современные требования к надёжности, эффективности и безопасной эксплуатации авиационной техники приводят к необходимости разработки технических средств и методов для оценки технического состояния летательного аппарата (л.а.). Несмотря на тщательный контроль за соблюдением технологической дисциплины, качеством изготовления деталей и агрегатов, точностью сборочных работ, надёжная оценка технического состояния летательного аппарата возможно только на основе объективного контроля [20,23]. К сожалению, широко известные методы объективного контроля (визуальный осмотр, неразру-шающие методы), в силу разных причин, не всегда могут быть использованы, а во многих случаях не дают комплексного ответа о техническом состоянии объекта контроля. В этой связи несомненную актуальность приобретает использование периодических виброчастотных (или частотных) испытаний полностью собранных и укомплектованных оборудованием самолётов. Под частотными испытаниями понимается определение обобщённых масс, частот, форм и декрементов собственных тонов колебаний. При этом для определения технического состояния л.а. используются возможные отклонения динамических характеристик. Контроль может происходить либо на уровне качественной оценки (наличие или отсутствие дефекта), либо на уровне количественной оценки одного или нескольких дефектов.
Как известно, виброчастотные методы можно условно разделить на пассивные и активные. В первом случае исследуются сигналы, получаемые при нормальном функционировании контролируемого л.а., во втором случае соответствующая информация получается при приложении к объекту контроля специально заданных воздействий [27, 53]. В данной диссертационной работе рассматриваются виброчастотные испытания конструкции л.а. с приложением к объекту испытаний специально заданных воздействий. При этом приложенные воздействия могут быть двух видов: стационарные и нестационарные. Стационарные воздействия можно разделить на детерминированные (периодические) и случайные [33].
5 Наибольшее распространение в общем машиностроении нашли
виброчастотные методы в режиме вынужденных колебаний. Анализируя работы по вибропрочностным испытаниям в режиме вынужденных колебаний можно отметить, что происходит переход от сравнительно простых подходов и методов качественной оценки дефектов объекта (типа да - нет) к методам количественной оценки наличия множества дефектов. В любом случае процедура частотных испытаний л.а. для оценки их технического состояния распадается на два основных этапа. Во-первых, проведение прецизионных испытаний, которые проводятся для определения частотного паспорта самолёта. Результаты испытаний исследуются в том числе и на предмет появления в них отклонений либо от соответствующих расчётных, либо от результатов ранее проведённых испытаний самолётов рассматриваемого типа. Возможно и нарушение симметрии характеристик, присущих симметричному объекту. Причиной таких изменений могут являться конструктивно-технологические дефекты. Во-вторых, выполняется специально разработанная методика обработки полученных данных, которая, по сути, сводится к решению обратной задачи теории колебаний.
Традиционные частотные испытания л.а. не позволяют определить причину отклонений динамических характеристик, поэтому целесообразна разработка методики использования их результатов для обнаружения дефектов. Одним из способов решения этой задачи является математическое моделирование конструкции самолёта с дефектом в виде уравнений движения с последующим определением параметров уравнений по результатам испытаний. Такие методы называются методами идентификации динамических систем.
Развитие методов идентификации тесно связано с совершенствованием экспериментального оборудования и вычислительной техники. Первые способы определения параметров уравнений движения механических систем, разработанные к пятидесятым годам прошлого столетия, относились, в основном, к уравнениям колебаний, записанным в главных координатах (используя современную терминологию — производилась модальная идентификация конструкций). Собственные частоты и формы, обобщённые массы и декременты колебаний тонов определялись по результатам частотных испытаний при одноточечном
возбуждении, поэтому постулировались такие свойства реальных систем, как малость демпфирования, отсутствие близких собственных частот, выполнимость гипотезы Базиля о возможности приведения матриц инерции, жёсткости и демпфирования к диагональному виду одним преобразованием координат.
С появлением в пятидесятых годах экспериментального оборудования, реализующего многоточечное возбуждение колебаний, разрабатываются методики подбора сил для разделения тонов, имеющих близкие собственные частоты. Кроме того, возможность введения фазового сдвига в силы возбуждения позволила создать метод определения обобщённых масс, не требующий выполнения гипотезы Базиля.
Развитие вычислительной техники, увеличение числа каналов измерения и скорости опроса датчиков экспериментального оборудования, а также возможность непосредственного введения результатов частотных испытаний в память ЭВМ, послужило толчком к развитию параллельно модальной идентификации и методов определения параметров уравнений движения относительно физической системы координат. Такие методы носят названия методов параметрической идентификации. Параметрическая идентификация лишена основного недостатка модальной необходимости подбора сил возбуждения, но при этом она часто не даёт единственного решения обратной задачи и может приводить к плохо обусловленной матрице системы уравнений, из которой определяются параметры математической модели.
Анализ нелинейных систем усложняется неприменимостью принципа суперпозиции, поэтому достаточно общие методы нелинейной идентификации разработаны для систем с одной степенью свободы.
В данной работе предложен способ выявления люфтов в механической проводке управления отклоняемыми поверхностями. При этом проводка управления представляется набором упругих элементов (тяги, качалки), в соединениях между которыми возможен зазор.
Решаются также задачи определения влияния жёсткостей опор и параметров демпферов на характеристики демпфирования колебаний органов управления, использования общих форм колебаний планера для выявления конструк-
7
тивно-технологических дефектов, оценки величин сухого трения в
опорных подшипниках, отклоняемых поверхностей. Рассмотрено влияние смещений узлов навески на динамические характеристики органов управления. Исследованы причины разрушений трубопроводов противообледенительной системы.
Представленный выше краткий обзор показывает, что по мере развития и совершенствования методов обработки данных, экспериментальной и вычислительной техники, появляются новые возможности комплексной оценки технического состояния самолёта методами виброчастотных испытаний.
Цель работы: разработка методики выявления конструктивно-технологических дефектов планера самолёта и его систем по результатам вибрационных
испытаний.
Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие основные задачи:
Разработать расчётную модель механической проводки управления самолёта. Провести расчётно-экспериментальные исследования динамического поведения проводки с люфтами. Определить параметры, позволяющие установить местоположение люфта и оценить его величину по результатам вибрационных испытаний.
Разработать нелинейную расчётную модель органов управления, оборудованных гидравлическими демпферами. Параметры модели определить по результатам вибрационных испытаний. Исследовать влияние параметров демпферов на эффективность гашения колебаний рулей.
Показать возможность использования искажений характеристик форм колебаний планера самолёта и отклоняемых поверхностей для выявления конструктивно-технологических дефектов.
Исследовать резонансные режимы колебаний трубопроводов бортовых систем в диапазоне частот вращения двигателей.
8 5.Рразработать конструктивно- технические рекомендации по доводке
изделий.
Научная новизна
Разработана методика использования результатов вибрационных испытаний для выявления конструктивно-технологических дефектов, позволяющая контролировать качество изготовления самолётов и основанная на:
расчётно-экспериментальном определении местоположения и оценки величин люфтов в механических проводках управления для обеспечения аэроупругой устойчивости самолётов;
идентификации расчётной модели органа управления с гидравлическими демпферами по результатам испытаний, позволяющей оценить влияние параметров демпферов на эффективность гашения колебаний рулей;
взаимосвязи между искажениями характеристик форм колебаний планера и отклоняемых поверхностей, заложенных в конструкцию самолёта, и конструктивно-технологическими дефектами.
Практическая ценность работы
Результаты работы позволили для ряда изделий нескольких типов:
Установить наличие и вид дефектов.
Определить местоположения дефектов для последующего его устранения с минимальной разборкой конструкции.
3. Выработать рекомендации по улучшению технических характеристик
изделий.
Достоверность результатов диссертационной работы определяется применением основных положений т еории механических колебаний; использованием расчётных моделей, адекватность которых установлена экспериментально, а также проведением специальных испытаний и инструментального контроля дефектов. Представленные в работерезультаты получены на основе экспери-
9
ментальных исследований с использованием апробированных
методик, современного прецизионного оборудования.
Реализация работы. Внедрение результатов работы осуществлено на ОАО «НАПО им. В.П.Чкалова», ОАО «Корпорация «ИРКУТ».
Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на Всероссийской научно-технической конференции, посвященной 60-летию отделений аэродинамики летательных аппаратов и прочности авиационных конструкций СибНИА (Новосибирск, 2004 г.), Всероссийской научно-технической конференции «Наука, промышленность, оборона» (Новосибирск, 2006 г.), объединённом научном семинаре кафедр «Прочность летательных аппаратов» и «Самолёте- и вертолётостроение» НГТУ, научно-техническом Совете ФГУП «СибНИА им. С. А. Чаплыгина» (Новосибирск, 2008 г.).
Публикации. По материалам диссертации опубликовано 6 печатных работ, из них: 2 статьи в журналах, входящих в перечень изданий, рекомендованных ВАК РФ, 1 - в сборнике научных трудов, 2 - в сборниках трудов Всероссийских научно-технических конференций, 1 патент на изобретение.
Структура и объём диссертации
Диссертация состоит из введения, четырёх глав, заключения, списка литературы из 103 наименований, приложения. Объём диссертации составляет 131 страницу основного текста, включая 53 рисунка и 4 таблицы.
Первая глава содержит общий анализ методик вибрационных испытаний и идентификации конструкций, а также методик выявления конструктивно-технологических дефектов. Приводится перечень видов конструктивно-технологических дефектов, которые рассматриваются в данной работе, и предлагаются способы их выявления. Делается вывод о целесообразности использования вибрационных испытаний при конструкторско-технологическои доводке самолётов.
Во второй главе решается задача выявления люфтов в механических проводках управления самолётом. Разрабатывается математическая модель про-
10
водки управления. Проводка представляется набором тяг и качалок,
в соединениях между которыми возможен зазор. Учитываются упругие и инерционные характеристики тяг и качалок. Зазор описывается как безинерциопное продолжение тяги. Расчётные и экспериментальные исследования проводятся применительно к специально изготовленной макетной проводке управления, состоящей из элементов проводки самолёта Су-34. Для моделирования люфтов используются стыковочные болты заниженных диаметров. Датчики ускорений устанавливаются как на органе управления, так и на торцах всех тяг. Местные нелинейные искажения сигналов датчиков, являющиеся следствием люфтов, анализируются с помощью фигур Лиссажу. Это позволяет установить местоположение люфта. Для оценки величины люфта используется частотная характеристика органа управления.
В третьей главе исследуются динамические характеристики органов управления, оборудованных гидравлическими демпферами. По результатам частотных испытаний двух типов изделий отмечается, что характеристика демпфирования колебаний рулей с двумя демпферами мало отличается от такой же характеристики руля с одним демпфером в исследуемом диапазоне амплитуд колебаний. Для изучения причин этого явления используется математическая модель, учитывающая инерцию органа управления, жёсткость проводки управления, жёсткость опор и внутреннюю жёсткость демпфера, гидравлическое сопротивление и люфт в узлах установки демпфера. Параметры математической модели определяются методами параметрической идентификации. Расчётными исследованиями, проводящимися с использованием метода гармонической линеаризации, устанавливается связь между параметрами демпферов и динамическими характеристиками органа управления. Отмечается, что при выборе типов демпферов важно учитывать соотношение между внутренней жёсткостью демпфера и жёсткостью его опор.
В четвёртой главе решается ряд конкретных задач выявления конструктивно-технологических дефектов. Так по изменениям характеристик собственных тонов общих форм колебаний планера делается, в одном случае, вывод о наличии конструктивного дефекта в системе фиксации основных стоек шасси в
убранном положении, а в другом — технологического дефекта в
креплении выносной стартовой установки.
Предлагается способ оценки величины сухого трения в опорах и проводке органов управления, основанный на использовании математической модели, параметры которой определяются по результатам испытаний.
Решается задача выявления причин искажения форм резонансных колебаний вращения отклоняемых поверхностей на примере флаперонов двух изделий. Разрабатывается расчётная модель флаперона. Расчётными и экспериментальными исследованиями устанавливается, что причиной искажения форм колебаний является технологический дефект — смещение узла навески флаперона.
Исследуются причины разрушения трубопроводов противообледенитель-ной системы самолёта Су-24М. В результате выполнения комплекса работ: фрактографического анализа мест разрушения, измерения нагрузок при наземной гонке двигателей и в полёте, статического и динамического расчёта, определяется, что причиной разрушения трубопроводов является совокупность технологического (высокие технологические напряжения) и конструкционного (резонансный режим колебаний) дефектов.
Методики выявления конструктивно-технологических дефектов
Механизм, звенья которого совершают вращательное движение, генерирует механические колебания сложной формы. Причинами этих колебаний являются физические взаимодействия элементов связанные с дисбалансом, люфтом, изгибом валов, несоосностыо, дефектами элементов машины и др. Эти сложные колебания несут большой объём информации о динамических явлениях, происходящих в работающей машине, и могут быть зарегистрированы на корпусных деталях машины как вибрации. Среди всего объёма содержащейся в этих колебаниях информации необходимо выделить ту, которая позволяет идентифицировать дефекты элементов машин и развитие этих дефектов.
При проведении последующего анализа полученного вибросигнала, сигнал представляется в частотной и временной областях. Временной анализ сигнала позволяет судить об изменении сигнала во времени, анализировать изменение амплитуды, а также увеличение влияния высших гармоник сигнала. Анализ в частотной области позволяет проводить спектральный анализ, дающий возможность выявить влияние отдельных частотных составляющих на результирующий сигнал.
На первой стадии развития дефекта в спектре, наряду с первыми, механическими гармониками круговой частоты вращения ротора, появляется пик на характерной частоте дефекта того или иного элемента подшипника. На этой стадии характерная гармоника уже хорошо видна на спектре и позволяет достаточно точно выявлять дефектный элемент.
Дальнейшее развитие дефекта приводит к появлению гармоник от характерной подшипниковой частоты. Обычно появляются гармоники с номером два и три от основной частоты подшипникового дефекта. Рядом с каждой такой гармоникой слева и справа тоже будут иметь место боковые частоты, число пар которых может быть достаточно большим. Чем более развит дефект, тем больше боковых гармоник и у гармоник частоты дефекта. Износ подшипника с таким спектром уже очевиден и может простираться почти по всей рабочей поверхности подшипника, он уже стал групповым, захватив несколько элементов подшипника. Подшипник нуждается в замене или к такой процедуре нужно интенсивна готовиться. Это последняя стадия развития дефектов подшипника. Затраты на трение велики и вращение ротора затруднено. Износ подшипника дости-. гает такой стадии, когда характерная частота дефекта из-за износа становится нестабильной. Такая же участь постигает боковые гармоники. Наложение многих семейств гармоник, каждое из которых состоит из основной частоты и боковых гармоник, создаёт достаточно сложную картину. Если в этих семействах основные гармоники различаются по частоте немного, то сумма всех частот представляет собой общее поднятие спектра, "энергетический горб", захватывающий такой диапазон частот, куда входят все гармоники всех семейств от всех уже существующих дефектов подшипника качения.
В работах D. L. Carter, J.S. Mitchell, A. IO. Азовцева, Ф. Я. Балицкого, А. В. Баркова, H. А. Барковой, В. А. Шафранского [1 3, 12,13,23,61] обнаружение зарождающихся дефектов подшипников качения, в основном, производится двумя методами - по появлению ударных импульсов и по модуляции сил трения. В низкооборотных подшипниках толщина масляного слоя ниже, чем в высокооборотных, а, следовательно, разрывы масляной пленки и ударные импульсы возникают гораздо чаще. Величина ударных импульсов в низкооборотных подшипниках гораздо ниже, но их число гораздо больше, и они накладываются друг на друга. Практически, таким образом, идёт процесс формирования сил "сухого" трения качения и, даже если удаётся выделить высокочастотную вибрацию подшипника, имеющего естественный износ, обнаружить в нём компоненты, возбуждаемые ударными импульсами, крайне сложно. Это означает, что метод ударных импульсов для диагностики низкооборотных подшипников применим лишь в частных случаях.
Механизм амплитудной модуляции сил трения в подшипниках качения с дефектами одинаков как у высокооборотных машин, так и у низкооборотных. И это несмотря на то, что в высокооборотных подшипниках трение имеет гидродинамическое происхождение, а в большинстве низкооборотных — механическое или, по крайней мере, комбинированное. Поэтому метод спектрального анализа колебаний мощности случайной вибрации, более известный как метод огибающей, одинаково успешно может применяться для диагностики и высокооборотных, и низкооборотных подшипников качения.
Сущность метода заключается в том, что в бездефектном подшипнике мощность сигнала не имеет периодических низкочастотных колебаний, а в дефектном эти колебания достаточно сильны и хорошо выделяются в спектре огибающей в виде гармонических составляющих, имеющих подшипниковые частоты или их комбинации. Вид дефекта определяется частотами обнаруживаемых составляющих, величина дефекта — глубиной модуляции мощности вибрации, то есть соотношением амплитуд гармонических и случайных составляющих.
Метод позволяет разделить возникающие при эксплуатации дефекты каждой из поверхностей качения на две группы — износ, характеризующийся плавной модуляцией сил трения, и раковины (трещины), характеризующиеся импульсным изменением сил трения. Кроме того, метод позволяет обнаружить и определить характер динамических нагрузок, действующих на подшипник со стороны ротора. Именно таким образом могут обнаруживаться дефекты соединительных муфт, в том числе зубчатых, и механических передач, в том числе зубчатых и ременных. В список дефектов, обнаруживаемых по динамическим нагрузкам на поверхности качения, входят и дефекты монтажа подшипника, та кие как перекос колец подшипника, повышенный (неоднородный) радиальный или осевой натяг, и другие.
Исследования динамических характеристик проводки управления и проверка адекватности модели
Расчётные и экспериментальные исследования преследовали несколько целей: оценить влияние параметров проводки управления на её динамические характеристики; сопоставить результаты расчётов и экспериментов для проверки адекватности математической модели; выявить характеристики вынужденных колебаний системы «орган управления — проводка управления», которые наиболее чувствительны к появлению дефекта (люфта).
Первоначально с использованием математической модели была исследована зависимость амплитудно-частотных характеристик органа управления от наличия и расположения люфтов. Расчётные данные для модели задавались по значениям аналогичных параметров натурного объекта. Для построения АЧХ необходимо найти амплитуду установившегося (периодического) вынужденного движения системы в зависимости от частоты и амплитуды внешней силы F. Для этого поставленная задача Коши (начальные условия принимаются нулевыми) решается численно.
Численное интегрирование выполняется на большом отрезке времени до окончания переходного процесса. Чисто вынужденное движение определяется сравнением максимальных и минимальных амплитуд на нескольких периодах действия силы.
При выполнении расчётов было учтено, что цепочке тяг и качалок в положении равновесия имеются ненулевые продольные усилия, вызванные действием на управляющую поверхность силы тяжести.
Расчёты показали, что зависимость резонансной частоты р системы с люфтами от амплитуды вынуждающей силы F имеет явно выраженные особенности (рисунок 2.4). Так, если в системе мало сухое трение, то при малых значениях амплитуды вынуждающей силы резонансная частота равна собственной частоте системы без люфтов. При этом динамические смещения в проводке меньше её статического обжатия.
С ростом амплитуды внешнего воздействия возникает момент, когда амплитуда динамических смещений в месте расположения люфта становится равной статическому смещению в данной точке. При дальнейшем увеличении силы резонансная частота достаточно резко уменьшается, а, начиная с некоторой амплитуды, сила - плавно увеличивается. При больших амплитудах силы резонансная частота приближается к собственной частоте идеальной системы. На графике резонансной частоты от силы имеется характерный изгиб. Начало этого изгиба зависит от статического деформирования системы, а продолжительность — от величины люфта.
Аналогичные диаграммы были получены при натурных испытаниях. Резонансная частота определялась по сигналу датчика ускорений, установленного на управляемой поверхности. В эксперименте при малых значениях силы резонансная частота оказалась выше собственной частоты идеальной системы (рисунок 2.5). На приведённой диаграмме не заметен момент, когда начинает проявляться люфт. Это объясняется наличием значительного трения в шарнирах, исключающего из работы часть упругих элементов проводки.
Таким образом, характерное изменение резонансной частоты системы — достаточно резкое уменьшение (до 10% и более) с ростом силы, затем плавное возрастание — позволяет судить о наличии люфта в проводке управления.
Но по виду резонансной кривой не представляется возможным диагностировать положение дефекта. Поэтому целью выполненных в дальнейшем исследований, являлась разработка методики определения места положения люфта без инструментального контроля. При этом предложено устанавливать датчики ускорений не только на основном инерционном элементе системе, но и на торцах соединительных тяг. Информация, полученная с дополнительных датчиков, использовалась для определения дефектного шарнирного соединения. Наличие местных нелинейных искажений формы сигналов датчиков оказалось проще всего анализировать по построенным с их использованием фигурам Лис-сажу. Рассматривалось два вида фигур. Фигуры Лиссажу отличались тем, что если в обоих случаях вертикальная развёртка производилась пропорционально ускорению точки «п», то горизонтальная, в первом случае, пропорционально гармонике возбуждающей силы (U=asm(at), а во втором — гармонике возбуждающей силы, сдвинутой на л:/2 (V=acos( t). Здесь «а» — амплитуда сигнала. Принципиально эти фигуры отличаются тем, что на резонансе линейной системы первый вид является эллипсом, а второй — прямой линией. На рисунке 2.6 показан пример расчётных фигур Лиссажу и развёртки процесса колебаний по времени для случая, когда люфт находился в точке 4. Далее сигналы датчиков, как и в эксперименте, пропускались через фильтр Баттерворта с задаваемой частотой среза.
Исследование с помощью модели показало, что частота среза фильтра существенно влияет на форму исследуемого сигнала. В системе без люфта в установившемся режиме все точки совершают движение с частотой вынуждающей силы. При наличии люфтов в элементах проводки возникают затухающие колебания с частотой, значительно выше основной частоты. Эти колебания возникают при прохождении люфта на каждом периоде. Частота этих сопровождающих колебаний зависит от местных параметров системы. Выбором соответствующей частоты среза фильтра составляющие сигнала с более высокой, чем основная, частотой могут быть отфильтрованы. Но при этом надо иметь в виду, что характеристика фильтра не является прямоугольной, коэффициент изменения амплитуды сигнала существенно зависит от частоты. Фильтр сглаживает не только местные колебания, но и изменяет амплитуду возмущения (при прохождении люфта). При низкой частоте среза фильтра на полученном сигнале могут совсем исчезнуть нелинейные эффекты, связанные с наличием люфта. В качестве иллюстрации этих рассуждений приведём две фигуры Лиссажу, полученных на одной и той же системе с применением фильтров с частотами среза 100Гц и 50Гц (рисунок 2.7).
При сопоставлении графиков видно, что фильтр не только отфильтровал местные колебания, но и существенно изменил начальную (при прохождении люфта) амплитуду сигнала. Ниже, в качестве примера, приведены полученные на модели и в эксперименте фигуры Лиссажу для одной и той же точки проводки в системах с одинаково расположенными люфтами (рисунок 2.8).
Влияние характеристик демпфера и проводки управления на жёсткость и демпфирование руля
Имея в виду определение параметров математической модели органа управления по результатам частотных испытаний (см. п.3.4) рассмотрим зависимость жёсткости и демпфирования руля от этих параметров с целью оценки влияния погрешности их определения на точность описания жёсткости и демпфирования системы. Зависимость жёсткости органа управления от амплитуды и частоты его колебаний запишем в виде (рассматриваем случай Ф (р ) a g2(Ф 00) определено выражением (3.7). В выражение для g2 G)) входит параметр р (3.4), характеризующий влияние сил демпфирования на восстанавливающие силы системы. Для численной оценки этого влияния используем величину Отметим, что при р = 0 выражение для g2( I ,co) существенно упрощается, а для вычисления Y не нужно решать нелинейное уравнение, так как из (3.4) следует На рисунках 3.9 - - 3.11 приведены зависимости С от относительной амплитуды колебаний Ф и величины р для различных соотношений между параметрами: жёсткостью опор демпфера (в пересчёте на угловую жёсткость) и жёсткостью проводки управления К, жёсткостью цепи демпфера при Ф- оо и внутренней жёсткостью демпфера а, деформацией опор демпфера и люфтом в этих опорах у
Для назначения диапазона изменения параметров в расчётах, величины параметров оценивались по результатам частотных испытаний следующим образом: гдерг собственная частота органа управления без демпферов, Рз - собственная частота органа управления с одним (двумя) жёсткими стержнями, т.е. полагается что момент инерции руля не меняется с установкой жёстких стержней. Оценка параметра р1: где х — двиг фаз между колебаниями штока и органа управления (см. п.3.1 и рисунок 3.6), что соответствует случаю (З2 «1 и Ф -» оо. При (3=0 и Ф — оо, а также неизменности момента инерции руля с установкой демпферов и жёстких стержней, параметр а вычисляется по формуле: где р2 —собственная частота руля с демпфером (количество демпферов при определении р2 и количество жёстких стержней при определении рз совпадают). Для определения у использовалась формула (3.10). Из представленных результатов следует, что с увеличением р резко возрастает влияние сил демпфирования демпфера на восстанавливающие силы органа управления. Так при Р=0,1 вклад демпфирования в жёсткость системы при Ф - оо может достигать (в зависимости от параметров а, К и у) 5 %, при Р =0,2... 15%, а при р = 0,3...30 % от жёсткости руля, причём с уменьшением амплитуды колебаний этот вклад возрастает и достигает максимального значения при Ф 3 - - 5. Величина С тоже растёт с уменьшением внутренней жёсткости демпфера (рисунок 3.10) и жёсткости проводки управления (рисунок 3.11).
Для оценки влияния люфта в узлах крепления на жёсткость руля используем величину Расчёты С(Ф,со) показали, что она практически не зависит от значении а и (3, и влияние люфта уменьшается с ростом жёсткости проводки управления (рисунок 3.12). Изменение у в довольно широком диапазоне — от 0,25 до 2 приводит (при К=3) к изменению жёсткости руля на 7,7 % при Ф = 10 и на 3,6 Рисунок 3.12. Зависимость жёсткости руля от амплитуды его колебаний % при Ф=20 (рисунок 3.13). Это значит, что расчёт жёсткости системы при Ф порядка 20 и более с использованием достаточно грубой оценки влияния люфта в узлах крепления демпфера приводит к погрешности не более 1,8 % в собственной частоте.
Исследование причин разрушения трубопровода противообледенительной системы самолёта Су-24М
На ряде самолётов Су-24М обнаружены разрушения криволинейного участка трубопровода противообледенительной системы (ПОС) (рисунок 4.15), представляющие собой сквозные трещины вдоль продольного сварного шва. Трещины располагаются всегда, примерно, посередине подъёма криволинейного участка и имеют протяженность в несколько сантиметров. Концы трещин уходят (рисунок 4.15, сечение В-В) от сварного шва под углом «45. В месте разрушений наблюдаются, как правило, остаточные деформации в виде гофров. Криволинейный участок выполнен штамповкой двух половинок с последующей сваркой вручную. Материал трубопровода — титановый сплав ОТ4-1. Толщина стенки трубопровода — 0,8 мм. В результате фрактографического анализа места разрушения установлено, что образование сквозной трещины связано с зарождением и развитием множества усталостных трещин вдоль кромки валика сварного шва. При достижении суммарного критического размера усталостного повреждения, произошло статическое разрушение перемычек между усталостными зонами и образование единой сквозной трещины. В расчётных и экспериментальных исследования эксплуатационной нагруженное трубопровода полагалось, что источником статических нагрузок являются технологические и монтажные напряжения, повторно-статических нагрузок (учитывая периодичность работы ПОС) - внутреннее давление и температурные расширения, динамических нагрузок — резонансные колебания трубопровода и вибрации планера самолёта. Учёт вибрации планера объясняется тем, что трубопровод имеет большую протяженность, и концы его закреплены в точках, имеющих большие взаимные смещения при колебаниях фюзеляжа по первому тону вертикального изгиба. Расчёт напряжений в трубопроводе вследствие воздействия внутреннего избыточного давления 5 атм и температуры 330 С показал, что окружные и продольные напряжения вблизи сварного шва в месте разрушения не превышают 7 кг/мм2.
Причём растягивающие окружные напряжения резко уменьшаются с удалением от шва и переходят в напряжения сжатия. Динамический расчёт всей магистрали ПОС от двигателя до остекления фонаря выявил следующие собственные частоты и формы колебаний (формы При этом расчётная схема представляла собой (рисунок 4.16) сочетание торообразных оболочек в зоне разрушения и балочных элементов в остальных частях трубопровода. Особый интерес представляют результаты расчёта окружных напряжений, которые следует приложить для закрытия трещины после того, как трубопровод демонтирован. В этом случае ширина раскрытия трещины определяется, в основном, остаточными технологическими напряжениями. На исследуемом трубопроводе максимальное расстояние между берегами трещины составило »0,55 мм. Вычисления привели к значению напряжений 74 кг/мм . Несмотря на то, что эта величина является завышенной, результаты расчёта указывают на значительные остаточные напряжения. Экспериментальные исследования проводились на вновь изготовленном трубопроводе с установленными на нём высокотемпературными тензодатчиками. Схема наклейки датчиков представлена на рисунке 4.15. Температура трубопровода контролировалась встроенными в тензодатчики микротермометрами. Измерения напряжений производились при монтаже трубопровода, наземных гонках двигателя и в полёте. Исследовалось влияние температурных расширений на нагруженность трубопровода.
При этом для частичной компенсации температурных расширений в наземных испытаниях был обеспечен свободный ход конца трубопровода в месте соединения с соседним участком, равный 3 мм. Поскольку в эксплуатации такого хода нет, то измерения напряжений производились для двух вариантов: трубопровод со свободным ходом и трубопровод без свободного хода. В последнем случае свободный ход устранялся разъёмным кольцевым упором. В процессе наземных гонок двигателей установлено, что в трубопроводе отсутствуют пульсации внутреннего давления. Температура стенок достигает 329С. Суммарные величины монтажных напряжений и напряжений функционирования не превышают 6,2 кг/мм2. Наличие свободного хода не оказывает существенного влияния на напряжённое состояние трубопровода. Гармонический анализ динамической составляющей напряжений выявил наличие резонансных колебаний трубопровода в диапазоне частот от 100 до 200 Гц (рисунок 4.17).
