摘 要： 通過對某地面雷達水鉸鏈漏液故障進行詳細的分析, 定位了故障位置, 找到了故障的主要原因, 同時提出了改進措施, 并對改進措施進行力學仿真分析及試驗驗證, 證明了改進措施的有效性。

0 引言

隨著雷達技術體制的不斷更新和發展, 雷達逐漸向大陣面、大數據發展, 因而對雷達傳輸功率的要求越來越高, 傳統的風冷已滿足不了大型雷達的冷卻要求, 需采用液冷對雷達陣面進行冷卻。現代地面雷達雖然逐漸開始采用相位掃描代替傳統的機械掃描工作方式, 但仍有機械方位轉動的要求[1-3]。在雷達工作過程中, 地面設備與天線陣面設備之間冷卻液的轉動傳輸就需要靠液體旋轉關節 (又稱水鉸鏈) 來實現[4-5]。水鉸鏈的性能穩定與否, 關系著雷達冷卻系統的整體性能[6]。因此保證水鉸鏈的壽命和可靠性至關重要。

1 故障描述

該雷達水鉸鏈漏液故障具體表現為:

a.天線連續旋轉時間越長, 泄漏率越大, 泄漏率最大高達150mL/h。

b.天線停在不同方位角位置, 泄漏率差別大, 其中與車身平行方位泄漏率最大 (約150mL/h) , 與車身垂直方位泄漏率最小 (約10mL/h) 。

2 故障定位及原因分析

為了對漏液故障準確定位, 結合水鉸鏈的內部結構 (圖1) , 建立故障樹 (圖2) , 并按此逐層分析。

由于裝機前均經過嚴格的壓力測試, 測試結果均滿足技術要求, 可以排除0101和0102。為此進一步排查0103。

a.所選動密封是一種由齒形滑環 (主密封) 和O型圈 (提供滑環的磨損補償) 組合的密封圈, 若使用不當或者長時間運轉超出其使用壽命時, 其中齒形滑環的磨損就會超出O型圈的補償能力, 造成動密封失效, 從而引起漏液, 此時繼續連續運轉, 泄漏率就會進一步加大, 這與第1節的故障描述a現象一致。

圖1 水鉸鏈的剖面結構

圖2 水鉸鏈漏液排查故障樹

b.若動密封在運轉過程中運動軌跡出現橢圓 (密封軸圓度不夠或密封軸與外殼不同軸) , 齒形滑環在圓周方向上就會出現擠壓變形量不一致的情況, 從而導致在不同圓周方向磨損量不同的情況出現, 這與第1節的故障描述b現象一致。

c.解剖發現 (如圖3所示) , 動密封1 (最上端動密封圈) 齒形滑環的齒形已磨損嚴重, 其中起補償作用的O型圈已出現不可恢復的變形, 而動密封2 (最下端動密封圈) 和動密封3 (通道之間的動密封圈) 齒形滑環的齒形只有少許磨損。

圖3 解剖后3處動密封形貌

因此, 漏點定位在0103動密封1處。針對動密封1的失效原因, 按圖2故障樹逐層分析排查發現是由系統裝配過程中水鉸鏈與匯流環的連接問題 (0301) 所致。

a.該水鉸鏈與匯流環內圈 (固定部位) 直接通過鍵與槽連接 (如圖4所示) , 解剖發現, 水鉸鏈的內軸撥叉處已發生嚴重變形 (如圖4所示) , 經測量發現此處磨損量最大達2.3 mm, 說明此處受到了非正常的偏載荷作用。

圖4 水鉸鏈與匯流環連接及變形情況

b.由于匯流環采用單軸承結構, 并且此軸承離水鉸鏈與匯流環連接處距離為629mm, 在運轉過程中匯流環內軸存在偏擺, 而水鉸鏈為長軸結構 (內軸長1 036 mm) , 兩者直接鍵槽方式連接造成雷達天線轉動時出現不同軸偏擺, 引起水鉸鏈的3處動密封摩擦副在運轉過程中出現不同軸, 導致動密封圈在不同位置壓縮量不同, 從而產生泄漏率差別。

c.解剖發現, 離該水鉸鏈與匯流環連接處最近的動密封1磨損最嚴重, 離該連接處較遠的動密封2和動密封3僅有少許磨損 (如圖3所示) , 因此動密封1對應的密封軸磨損也最嚴重 (如圖5所示) 。

圖5 解剖后3處動密封對應密封軸的表面形貌

綜上可知, 同屬長軸結構的水鉸鏈與匯流環僅僅通過單一的鍵槽方式連接, 不可避免會造成兩者出現不同軸偏擺, 從而導致水鉸鏈的3處動密封產生不同程度的偏擺, 并且上端動密封處偏擺最嚴重, 而這種連接方式無法釋放與鍵槽垂直方向的偏載荷, 導致偏載荷直接作用在3組動密封處, 從而造成動密封過早失效而出現漏液。因此, 故障定位在水鉸鏈與匯流環的單一鍵槽連接無法消除兩者長軸結構帶來的與鍵槽垂直方向的偏擺。

3 機理分析

通過實物實測, 匯流環的啟動力矩為100N·m, 其單獨跑合試驗時, 匯流環內軸撥叉處最大偏擺量為3mm, 由此算出偏擺角為0.4°。

為此, 對水鉸鏈建有限元模型, 分別對其在理想狀態下 (僅受到匯流環帶來的100N·m扭矩作用) 與偏載狀態下 (受到匯流環帶來的100N·m扭矩和0.4°偏擺角的共同作用) 進行力學仿真分析, 分析結果如圖6所示。

圖6 水鉸鏈變形情況仿真分析結果

由力學仿真分析可知, 水鉸鏈在理想狀態下, 內軸上端的最大變形量為0.032 mm;在偏載狀態下, 離該水鉸鏈與匯流環內軸連接部位越近變形量越大, 并且水鉸鏈內軸最頂端與撥叉方向垂直的部位變形量最大, 最大變形量為1.91mm。

由圖6可以看出該水鉸鏈在偏載狀態對應動密封軸部位的變形量。動密封1 (最上端動密封) 對應變形量為1.55mm;動密封2 (最下端動密封) 對應密封軸的變形量為0.15mm;動密封3 (通道之間動密封) 對應密封軸的變形量為0.21mm。分別對3處動密封的壓縮率計算如下所述[7]。

動密封1的壓縮率為:

動密封2的壓縮率為:

動密封3的壓縮率為:

而該種動密封圈的容許壓縮率為15%~20%。

離該水鉸鏈與匯流環連接處最近的動密封1在偏載荷作用下, 其壓縮率已超過動密封圈容許值的近50%, 遠遠超過起補償作用O型圈的補償能力。從圖3密封圈的解剖形貌和圖5對應密封軸的解剖形貌也可看出:動密封1的齒形滑環已被磨平, O型圈出現不可恢復的變形, 對應密封軸磨損也最嚴重, 因此動密封1率先出現漏液。隨著長時間這種不同軸偏心運轉, 動密封圈的磨損不斷加劇, 齒形滑環與密封軸的接觸面積越來越大, 摩擦力矩隨之逐漸增大, 泄漏越來越嚴重, 所以會出現天線連續旋轉時間越長, 旋轉過程中泄漏率越大的情況。

動密封1運轉過程中在這種偏載荷作用下, 在圓周方向上不同位置處壓縮率不同, 解剖發現與水鉸鏈上撥叉垂直方向部位磨損最嚴重 (圖7) 。因此密封圈在運轉到該方向處時動密封摩擦副的偏擺最嚴重, 磨損最嚴重 (與圖6仿真結果一致) , 泄漏率對應也最大。因而會出現天線停在不同方位角位置泄漏率不同的情況, 這同水鉸鏈與匯流環內軸采用單一鍵槽連接不能釋放來自與鍵槽垂直方向的偏擺情況一致。

圖7 解剖后動密封1密封軸處表面形貌

動密封2 (最下端動密封) 和動密封3 (兩通道之間動密封) 在偏載荷作用下, 其壓縮率仍在動密封圈容許值的范圍內。這是因為這2處動密封離匯流環與水鉸鏈連接處的距離較遠, 偏擺量較小, 對應O型圈還足以補償由偏載產生的偏移量, 因此動密封2和動密封3無漏液出現。

4 改進措施與分析

4.1 改進措施

針對以上故障原因, 做出如下改進:

a.將水鉸鏈的結構形式由徑向排布式改進為軸向排布式, 縮短水鉸鏈的軸向尺寸[5], 從而在保證原外形接口與尺寸不變的情況下, 在水鉸鏈與匯流環中間增加偏心消除裝置 (如圖8所示) 。

b.將水鉸鏈的內外圈支撐方式由四點接觸球軸承與深溝球軸承組合支撐, 改進成兩端配對分布的角接觸軸承支撐 (如圖8所示) , 水鉸鏈自身抗偏擺能力進一步提高。

圖8 水鉸鏈改進情況

4.2 力學仿真分析

對改進水鉸鏈新增偏心消除裝置建立有限元模型, 同樣分別對其在理想狀態下 (僅受到匯流環帶來的100N·m扭矩作用) 與偏載狀態下 (受到匯流環帶來的100N·m扭矩和0.4°偏擺角的共同作用下) 進行力學仿真分析, 分析結果如圖9所示。

圖9 新增偏心消除裝置仿真分析結果

由力學仿真分析可知, 在理想狀態下, 新增偏心消除裝置上端最大變形量為0.001 4mm, 下端與改進水鉸鏈連接部位基本無變形;在偏載狀態下, 新增偏心消除裝置上端槽口處最大變形量為0.017mm, 下端與改進水鉸鏈連接的鍵變形量為0.004mm, 按此推算, 如此小的變形量傳遞到動密封處變形量更小, 對其影響可忽略不計。

因此, 通過在整改方案中新增偏心消除裝置, 可以有效消除由匯流環與水鉸鏈連接帶來的偏擺, 以使水鉸鏈的內軸基本不再受偏載荷作用, 有效保證了水鉸鏈動密封的壽命。

5 驗證情況

經過改進后的水鉸鏈已通過單機性能測試試驗、與匯流環集成旋轉組合后的壓力測試試驗, 以及整機加裝試驗, 并已隨雷達整機進行96h拷機試驗及1年的隨雷達整機外場調試試驗, 試驗情況和試驗結果如表1所示。結果表明, 改進水鉸鏈各項性能表現良好, 無任何故障出現。

表1 改進水鉸鏈試驗驗證結果

6 結束語

在保證原外形與接口尺寸不變的前提下, 通過改進水鉸鏈的結構形式, 以及在水鉸鏈與匯流環之間新增偏心消除裝置, 結合力學仿真分析及試驗驗證結果, 可以發現, 改進后的水鉸鏈有效控制了水鉸鏈與匯流環的偏擺對動密封的影響, 保證了水鉸鏈的壽命和可靠性, 減小了泄漏的風險。