1 前言
某一带四舵机在早期的研制过程中，用户对速度的要求较低，因此在舵机结构上没有考虑蓄能器装置。在研制过程中，用户要求提高舵机的速度，这就需在早期研制成果的基础上，在舵机上增加蓄能器装置，以补充工作介质的流量，提高舵机工作速度。在舵机上增加蓄能器装置，是我厂舵机研制的新技术，存在一定难度，首先，在结构设计时，必须保证蓄能器有足够的强度和刚度，在设计初期保证蓄能器结构的强度和刚度，是舵机研制成功的首要前提；其次，舵机壳体是电、液一体化控制的载体，壳体内油路纵横交错，外形复杂，加工难度大，加工周期长，在设计初期保证舵机壳体的强度和刚度，是后续研制工作正常进行的重要保证。在舵机以往的研制中，对结构件强度和刚度保证方法，主要是依赖设计员的经验和相关实验，这种方法最大弊端在于：会延长产品研制周期、结构设计不一定是最优的、材料的使用不一定是最经济的。有限元分析方法是随着计算机硬件和计算方法的发展而不断成熟的，如今广泛在产品研制初期发挥着重要的作用。在某型号一带四舵机的研制过程中，采用有限元分析方法，成功解决结构件的强度和刚度问题，并通过实验得到了验证，保证舵机的研制成功。
2 舵机壳体的强度分析
舵机壳体是电、液一体化控制的载体，壳体内油路纵横交错，外形复杂，加工难度大，加工周期长。壳体在工作过程中部分油路和油腔承受高压，部分油路和油腔承受低压，在设计壳体时必须保证壳体有足够的强度承受工作压力，因此有必要对舵机壳体进行强度分析。工作时，安装蓄能器的部位、安装泵的部位及高压油滤处于高压状态（20Mpa），壳体的作动筒分别承受高压（22.5Mpa）和低压(0.5Mpa)，分析壳体强度。模型见图1。分析结果见图2、3。
图1 分析模型
图2 分析结果（应力分布图）
图3 分析结果（变形分布图）
2.1 壳体分析结果
壳体采用锻铝合金LD10，该材料经热处理后抗拉强度大于440Mpa；本体的应力分布和变形见图2、3所示，最大应力为254.56Mpa，最大变形为7e -2mm，由此可见壳体在工作过程中，承压能力可满足高压化要求。
3 蓄能器
3.1 蓄能器工况分析
3.1.1 工作原理
蓄能器主要包括缸体、活塞组件、前端盖和充气阀组件，结构组成见图4。
图4 蓄能器结构图
活塞组件将缸体分成了左、右两个工作腔，即：液压油腔和气体腔。气体腔通过专用设备充有一定压力的氮气。
当舵机没有工作时，液压系统没有压力，活塞组件在气压的作用下停留在缸体的底部。舵机的液压系统开始建压时，系统压力同步传递到蓄能器的液压油腔，当油压超过气体腔的充气压力时，活塞组件的受力平衡被打破，活塞开始向右边移动。随着活塞的移动，气体腔的容积在不断的减小，既气体的体积被压缩，气体压力开始升高，当气体压力上升到液压系统的压力时，活塞两端的受力又达到了新的平衡，活塞将停留在新的平衡位置。这就是蓄能器的充压过程，也就是蓄能的过程。
当舵机的伺服阀响应控制信号，滑阀阀芯产生动作时，液压系统的压力瞬间会产生下降，这时，蓄能器活塞的受力平衡被打破，在压差的作用下气体迅速膨胀推动活塞向左边移动，同时排出油液对液压系统进行补充，这就是蓄能器的释放能量的过程。根据液压系统的最高、最低工作压力，合理设计蓄能器的有效工作容积和充气压力，可以得到液压系统所需的补充流量，满足系统要求。
3.1.2 气体腔的工况分析
蓄能器的气体腔充有一定压力的氮气，由于气体对于温度的敏感性很强，在不同的环境、不同的工作状态下，容积腔内的气体压力会产生很大的变化。目前蓄能器的初始设计状态是：室温20±5℃下，充气压力14MPa，气体腔的容积140.5cm 3，极限状态下气体腔的最小容积70.78 cm3。
3.1.3 高温环境下存贮
假设环境温度为70℃，在舵机没有工作的情况下，气体受热膨胀腔，由于气体腔体积没有发生变化，因此气体压力将会升高。根据气体状态方程计算，气体压力为16.39Mpa。
3.1.4 舵机常温条件下工作
当舵机电机启动后，随着液压系统的建压和蓄能器活塞的移动，气体腔的压力将会上升，直到液压系统的稳定工作压力，此时活塞到达新的平衡位置，气体腔的体积被压缩。由于系统压力上升时间很短，变化过程可认为是等温过程，活塞没有到达最小极限位置，此状态下没有机械限位，气体压力不会产生突变。
3.1.5 诱发高温工作状态
假设诱发高温工作试验结束时，气体腔的压力将达到 120℃，变化过程可认为是：等温变换+等压变换。过程结束时气体腔的体积小于气体腔的最大容积，活塞没有到达最大极限位置，此状态下没有机械限位，气体压力也不会产生突变。
3.1.6 液压系统的最高工作压力
液压系统的最高工作压力为24Mpa,为确保安全，按照实际工作压力的 1.5倍进行考核，因此取 P=1.5×24=36（Mpa）。确保蓄能器的相关部件在 36Mpa下，满足应力要求。
3.2 蓄能器分析组成
蓄能器主要由缸体、活塞组件、前端盖和充气阀组件组成，见图4，其中缸体和前端盖是主要的承压零件。缸体和前端盖经过两次设计和试验，最终确定设计结构形式，我们首先分析比较两次设计方案的应力强度；对最终设计结构方案进行优化，在保证应力满足强度要求的前提下，减轻前端盖的重量；探索加工过程中的内 R倒角对应力分布的影响，探讨内R对有限元分析过程中造成计算矩阵奇异的原因，如何在模型建立时避免。蓄能器的在工作时，工作介质是从 14到20Mpa间波动的，计算前端盖的疲劳寿命。舵机的工作压力为24Mpa，取 1.5倍安全系数，蓄能器分析时的载荷为36Mpa。
3.3 端盖分析
比较前端盖的两次设计方案，两次设计方案结构见图 5、图 6，主要参数比较见表1。
图5 改进前的端盖结构图
图6 改进后的端盖图
表1 改进前、后的端盖主要参数比较
用专业有限元分析软件 ANSYS对改进前、后的端盖进行静力分析，获得端盖的应力分布。
3.3.1 改进前的端盖应力分布
改进前的端盖是铝合金材料，弹性模量70Gpa，泊松比0.3。图5中尺寸4与尺寸φ56的交界是没有设计倒角，建模时认为是零，第一次分析时，加载 36Mpa，发现此处的应力值，随着单元网格的加密，应力值急剧变大，最大值为 1162Mpa，，这个结果在工程上是不可能发生的，因为铝合金在应力值没有达到这个值时，材料早已损坏，分析结果表明，此处发生应力矩阵奇异，表明分析模型与工程实际存在差距，根据下式：
σ=F/A
表明当受力面积 A退化趋近于零时，应力值无穷大。实际零件的根部会存在加工过程中刀具留下的刀具角，当设计不对倒角提要求时 R为0.2mm，不可能为零。通过第一次分析，应力值很大，分析原因有：a模型刀具倒角不能忽略，该处在计算时发生矩阵奇异；b该处发生了高度的应力集中，零件在工作压力还没有达到36Mpa时，零件就已经损坏了，所以应力值非常大。修改模型增加R0.2倒角，降低模型加载压力，当压力为20Mpa时，模型的应力分布见图7。
图7 改进前端盖的应力分布图
从图7中，最大应力是591Mpa，在端盖的底部发生应力集中，端盖在工作压力还没达到20Mpa是就会发生损坏。分析表明：第一R倒角能消除矩阵计算中的矩阵奇异；第二在底部R倒角处发生了高度应力集中；第三改进前的端盖不能承受36Mpa的高压，在工作压力约为20Mpa时损坏，需要改进端盖设计。
通过以上分析，我们发现底部的倒角对零件的应力状态有大的影响，进行倒角变化与应力值变化的分析，结果见表2：
表2 倒角与应力分布表
从表1的数据可得，倒角增大，能降低应力峰值，改善产品的应力集中状态。
3.3.2 改进后的端盖分析
改进后的端盖材料为 4Cr13，弹性模量200Gpa，泊松比0.3。从图6中可知，在底部增加了1.5的倒角，零件增加了壁厚。有限元分析应力分布见图8。
图8 改进后的端盖应力分布图
改进后的端盖能很好地承受36Mpa的压力，然而由于材料和结构的改变，改进后的端盖增加了2倍多的重量。根据图8的结果和改进后端盖的材料特性，我们对端盖进行拓扑优化和尺寸优化，在端盖上去除部分材料以减轻零件的重量。依据工程经验和零件结构特点，我们的优化目标见图9。
图9 端盖优化目标图
优化的目的是在最佳的应力状态下，零件的重量最小，经过优化计算参数La、Lb、Lj、Ls、Lh的最佳取值见表3：
表3 优化参数结果值
优化前、后的重量和应力值见表4。
表4 优化前、后相关值的比较
通过优化分析，零件的最大应力值提高了，最大值出现的位置没有改变，但相对于材料4Cr13，零件处于安全使用范围内，材料使用更加经济合理。
3.3.3 蓄能器整体分析
蓄能器主要受力零件是前端盖和缸体，前端盖比较短，可以忽略缸体对它的作用力，而缸体的壁面长细比大，不能忽略前端盖对它的作用力，因此在分析缸体的受力时，需要对蓄能器整体分析，综合考虑。蓄能器整体模型见图10。
图10 蓄能器整体图
从表2的分析结果得出结论：内部R倒角越大，应力峰值会减小，能一定程度改善应力集中，根据缸体和端盖的结构特点取倒角1.5mm。模拟蓄能器内部加载36Mpa压力，采用有限元分析，应力分布结果见图11、12。
图11 最大应力点
图12 应力分布图
从图9可知，应力最大为802Mpa，最大点分布在缸体与端盖的接触处，从有限元理论分析，此处的最大应力是属于矩阵计算奇异点，是由于模型的特点形成的，这个值不具有参考价值。从图9应力分布图，可以得出最大应力区域应出现在缸体R1.5倒角处，最大值为580Mpa，见图13。
图13的分析结果表明，蓄能器能承受36Mpa的强度考核压力。
图13 缸体R1.5处的应力分布
3.3.4 疲劳分析
从图13可知，虽然缸体采用的是4Cr13，缸体的最大应力580Mpa小于材料σ0.2，但是应力最大区域总是出现在缸体底部R1.5倒角处，在多次反复实验时，会不会导致疲劳破坏？假设反复冲击载荷为14~20Mpa，计算疲劳，结果见图14。
图14 缸体疲劳寿命次数图
从图14可知，在缸体底部最大应力点处可以承受4e5次反复的压力冲击（14~20Mpa），在我们实际实验中是不会到达这个次数的，蓄能器在工作过程中是安全的。
3.4 蓄能器分析结论
通过有限元分析，结合工程实际经验，对蓄能器分析得出以下结论：
a)内R倒角能极大改善应力集中；
b)优化设计能提高材料的经济性；
在强度实验时，改进前的蓄能器端盖没有通过36Mpa的打压实验，改进后的蓄能器通过36Mpa的打压实验。
4 舵轴的受力分析
舵面法向力通过舵轴传递，对舵轴进行静力分析。结果如图15。
图15 应力图
最大应力716Mpa，对于舵轴所用材料来说，安全。
最大变形如图16
图16 变形图
5 结论
在有限元分析的基础上，对壳体、蓄能器部件和舵轴进行了实验验证，壳体、蓄能器部件和舵轴通过了强度验证实验见表5、6，舵机的结构设计是合理、可靠的，为舵机安全、稳定工作提供了保障。
表5 舵机耐压试验
表6 舵轴实验结果
