冲击载荷（精选九篇）
冲击载荷 篇1
关键词：隧道,逃生管,冲击荷载,动力响应
1 引言
隧道工程施工过程中发生的塌方事故,关门塌方约占1/3以上。此类塌方往往将掌子面附近的施工人员困在洞中,导致救援工作十分困难。而在隧道内安装逃生管可以提升应急救援能力,赢得宝贵的营救时间,为作业人员提供逃生的通道。
2 设计方案
2.1 设置时机和位置
隧道施工时必须在Ⅳ、Ⅴ级及以上围岩地段预先设置逃生管道。管道沿着初期支护的一侧铺设,如图1所示。
2.2 管节设计
逃生管道采用Φ820×10mm承插钢管,如图2所示。管节长度宜为6～8m。在每节钢管每端环向1/3处焊接吊环,并采用链条等措施将相邻钢管纵向连接,以防止坍塌时将钢管冲脱。管内预留工作绳,方便逃生、抢险、联络和传输各种物品。
逃生管道在经过掘进台阶时,应按顺延台阶布置,可安装135°转接接头顺延,其管道架空高度和长度以不影响施工并便于开启逃生窗口为宜。
(b)剖面图
临时固定方案如图3所示。钢筋与锁脚锚杆间采用单面焊接,焊接长度不小于10倍钢筋直径。
3 有限元模型及参数
计算模型分别取落石直径为0.5m、0.75m和1.0m;逃生管内径为0.8m,壁厚分别为6mm、8mm、10mm、12mm,长度为8m。
落石采用实体单元模拟,按弹性材料考虑,弹性模量E=40GPa,泊松比μ=0.2,容重γ=25kN/m3。逃生管采用壳单元模拟,采用双线性各向同性硬化模型,弹性模量E=206GPa,泊松比μ=0.27,屈服强度σs=235MPa,切线模量G=10GPa,容重γ=78.5kN/m3。固定钢筋采用梁单元模拟,材料属性同逃生管。沙袋采用橡胶非线性弹性模型,容重γ=17kN/m3,剪切模量G=16.26MPa[4]。
沙袋底部和固定钢筋底部采用固定约束。落石与逃生管之间、逃生管与沙袋之间均采用自动接触。初始条件为球形落石在圆管顶部10cm处以初速度12.65m/s下落。有限元模型如图4所示。
4 数值模拟结果及分析
4.1 逃生管中间断面受冲击时结果分析
落石直径为0.5m、壁厚为10mm时特征点处竖向位移时程曲线如图5所示。由于模型沿纵向和水平方向对称,故冲击点处竖向位移即为径向位移。
由图5可知,从落石与逃生管接触到逃生管变形达到最大值大约经历了13ms,此后主要为逃生管的弹性变形恢复阶段。冲击过程结束后逃生管发生了振动,这与文献[4]中现场实验观察到的逃生管振动现场吻合。冲击过程中逃生管最大变形为91mm。
径向位移云图分布图如图6所示。
由图6可知,逃生管顶部冲击点附近呈凹陷状,而逃生管两侧呈凸出状。径向位移最大值出现在冲击点处。
逃生管中间断面受落石冲击时塑性应变分布图如图7所示。
由图7可知,落石冲击处逃生管顶部出现比落石直径略大的塑性区,其他部位未出现塑性区。塑性应变最大值出现在落石与逃生管最先接触处。整个冲击过程中逃生管并未出现穿透现象。
4.2 落石位置对变形的影响
落石直径为0.5m、壁厚为10mm时不同落石位置对变形的影响如图8所示。
由图8可知,逃生管变形随着与端部距离的增大而减小,当与逃生管端部距离大于1m时,变形趋于稳定。逃生管端部1m范围内为抗冲击性能薄弱环节。设计时可以逃生管中间断面变形作为逃生管选型控制因素,而对逃生管端部采取如下措施予以加强:
(1)逃生管应采用承插钢管。
(2)逃生管管端和管节间应采用直径大于逃生管道10cm的套管连接,每端连接1m,并采用橡胶圈或木楔临时固定。
承插钢管和连接套管可增加管端刚度,减小冲击变形,使管节连接处管端受力边界条件转化为管中受力边界条件。
(b)俯视图
4.3 落石尺寸和逃生管壁厚对变形的影响
不同落石大小和逃生管壁厚对变形的影响如图9所示。
由图9可知,逃生管变形随着落石尺寸的增大而增大,随着逃生管壁厚的增大而减小。当逃生管壁厚较小时,逃生管变形较大,施工人员撤离时没有足够的爬行空间;当逃生管壁厚较大时,逃生管重量增大,导致搬运困难和成本增加。综合考虑安全性、施工便捷性和经济性,逃生管壁厚为10mm是适宜的。
5 结论
结合实际工程,介绍了隧道逃生管的设计要点,并对逃生管在落石冲击作用下的力学行为进行了三维弹塑性数值分析,探讨了冲击过程中逃生管位移和变形的分布规律。研究表明:
(1)在落石冲击作用下,逃生管仅顶部出现比落石直径略大的塑性区,其他部位未出现塑性区。整个冲击过程中逃生管并未出现穿透现象。逃生管顶部冲击点附近呈凹陷状,而逃生管两侧呈凸出状。
(2)逃生管变形随着与端部距离的增大而减小。逃生管端部1m范围内为抗冲击性能薄弱环节,设计时应采取措施予以加强。
(3)逃生管变形随着落石尺寸的增大而增大,随着逃生管壁厚的增大而减小。综合考虑安全性、施工便捷性和经济性,建议逃生管采用Φ820×10mm承插钢管。
参考文献
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冲击载荷作用下的结构设计方法 篇2
冲击载荷作用下的结构设计方法
从最基本的.动力学方程出发,通过一维简化研究了某承受特定冲击载荷的支架的动力学响应问题.通过理论公式与有限元方法相结合提出了在冲击载荷下的支架动强度评估方法,可以方便地用于支架在特定冲击载荷作用下的动强度估算,并推广应用到类似的结构设计当中.
作 者：王江 吴德隆 Wang Jiang Wu Delong 作者单位：北京宇航系统工程研究所,北京,100076刊 名：导弹与航天运载技术 ISTIC PKU英文刊名：MISSILES AND SPACE VEHICLES年，卷(期)：“”(3)分类号：V415.4关键词：动强度 冲击载荷 动力学响应 支架
一种新型缩比承载板冲击载荷试验 篇3
1 缩比承载板冲击试验理论依据
1.1 相似准则π定理
1911年俄国学者费德尔曼提出了相似第二定理,3年后美国学者伯金汉证明了量纲分析的π定理.相似准则第二定理简称π定理[2].相似准则被广泛地应用于模爆[3]、弹丸侵彻[4]、风洞试验[5],并一直在数学模型领域得以深入研究[6].
假定联系于某一具体问题的特征量a,a1,a2,ar,ar+1,…,an间有如下函数关系[7]
假设地面沉降量S与作用在承载板上的载荷压力P,载荷作用时间τ,承载板的直径D和质量M,土的变形模量Ei,以及地面分层厚度hi,i=1,2,…,n有关
式中,S为地面沉降量(mm),dimS=L;P为载荷(MPa),dimS=ML-1T-1;τ。为载荷作用时间(s),dimτ=T;D为承载板直径(mm),dimS=L;M为质量(kg),dimM=M;Ei为地面的变形模量(MPa),dim Ei=ML-1T-1;hi为地面分层厚度(mm),dimhi=L.经计算整理可得式(3)形式
由式(1)的π定理,知式(3)是无量纲的,g为重力加速度.
式(3)说明对于均质地面,在相同的载荷压力下,地面沉降量与承载板的直径成正比,承载板的直径越大,地面沉降量越大,因此本次试验选择地面土质比较均质的区域进行.对于无分层的均质地面,地面沉降量的相似准则为
对于同一试验场地,地面的变形模量E是相同的.
1.2 冲击载荷试验方法的选定
目前的冲击载荷试验基本都采取强夯锤击法[8,9],取土层的初始变形模量E0=5MPa,泊松比μ=0.3,有
设夯锤质量为m,每次夯击接触的作用时间t为[10]
其中参数
确定重复夯击的次数以及相应的夯锤提升高度,据式(5)～(7)计算如表1,表2,夯锤的质量为10t时需重复夯击2次,夯锤的质量为7t时需重复夯击3次,累计的作用时间远不到所需实际脉宽.
夯锤在夯击时,夯锤对地面的冲击撞击过程历时非常短,每次持续时间范围为0.04～0.1s,一次夯击的持续时间达不到缩比模型参数确定的载荷时间,需要采用重复夯击来逼近实际冲击过程,强夯试验每次锤击之间地面土会有排水固结压密的过程[11],地面土体状态与一次夯击载荷下的地面土体状态明显不符,强夯法不适宜使用到本试验,冲击载荷试验决定采用气动冲击加载法实现一次夯击载荷冲击加载.
气动冲击加载试验原理如图1所示,采用高速气缸加速加载板撞击Φ200mm缩比承载板,产生冲击载荷.将气缸组合在一起,安装加载板,保证组合气缸活塞同时伸缩自由.气缸充气至900kPa之后,释放吊钩,使加载板在气缸活塞的推动下加速,并撞击承载板,力传感器在冲击载荷力作用下,输出的电压信号经变送器放大和对传感器的归一化处理,可直接反映气动冲击机构的冲击载荷力数值.
2 气动冲击试验
气动冲击试验利用支架本身的重量和堆载的沙袋提供支反力,采用直径高速气缸进行并联,对加载板进行冲击加载.试验首先利用吊钩将气缸活塞杆、力传感器和加载板组成冲击组合体悬挂在支架上,限制气缸活塞杆在充气的过程中向下伸出.放置承载板,安装位移传感器并连接测试设备,待测试设备一切准备就绪后对气缸充气.受拉杆的限制,气缸活塞杆无法伸出冲击组合体依然保持静止,当气缸充气气压达到稳定的900 kPa释放吊钩,试验原理图见图1.气动冲击载荷试验使用Φ200mm缩比承载板,试验采用激光位移传感器测量地面的沉降量,测力传感器测量冲击载荷压力.使用数据采集系统自动记录冲击载荷和地面沉降量信号.
3 气动冲击载荷试验结果
3.1 气动冲击试验时间历程
Φ200mm承载板在气动冲击加载作用下,典型的气动加载载荷F和地面沉降量S的时间历程局部放大曲线,如图2所示.在高压气体的作用下冲击组合体快速运动撞击承载板,造成承载板的载荷迅速增加.当载荷达到气缸充气压力时,气动对承载板的载荷不再增加,但由于支架反弹,承载板的载荷增加形成过冲,逐渐振荡衰减到气缸充气压力载荷时不再变化.地面沉降量随载荷增加迅速增加,当载荷稳定不再变化之后,沉降量由于土的固结作用继续缓慢增加.载荷F和沉降量S的时间历程局部放大曲线可以看出,在载荷稳定后,土的固结引起的沉降量变化不大,试验用载荷稳定阶段对应的沉降量表示脉宽时刻的沉降量.
3.2 气动冲击承载板试验结果
在区域A的5处不同试验点和区域B的3处不同试验点进行冲击试验,在0～900 kPa分段加载.结果表明,地面在冲击载荷作用下的沉降量非常小,并且P-S曲线没有明显的拐点.试验说明在短时间动态冲击加载情况下,土中的水来不及排出,表征为冲击加载情况下土的变形刚度高.试验结果如图3所示.
由图3知,即使对于沉降量较大的B区域,加载到900 kPa时的沉降量也很小,可知托车作业是安全的.
4 结论
(1)冲击载荷试验结果表明:冲击载荷作用下地面土体沉降量很小,根据相似准则,沉降量推算到作业盘也不大.
(2)真实的冲击过程从费用、周期、手段等方面考虑工程是难以实现的;大冲击无法实现反力约束的试验可借鉴该方法.
(3)本文试验中地面为均质地面,后续试验与理论研究应针对分层地面进一步深入.据弹性半空间理论[12]知,载荷P在地面中产生的应力主要分布在两倍承载板直径范围内,若承载板尺寸比支撑盘尺寸小很多,后续要在影响土层范围方面进行深入研究.
参考文献
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冲击载荷 篇4
采用有限元计算编码ABAQUS模拟了钨合金圆台试件在冲击载荷下的变形和剪切局部化行为.计算采用二维轴对称应变条件下的.绝热模型.钨合金的本构方程采用热粘塑性形式的Johnson-Cook模型.为了得到不同尺度的变形信息,计算中用了两种网格;先用粗糙网格分析试件变形局部化的概貌;接着,用细密网格(在变形局部化区域,网格尺寸达到10μm)分析绝热剪切带的形成和发展.有限元模拟得到的绝热剪切带位置和方向与实验一致.计算结果表明,绝热剪切带的形成和发展与试件的应力状态密切相关.
作 者：李剑荣 虞吉林 魏志刚 作者单位：中国科学技术大学力学和机械工程系,安徽,合肥,230026 刊 名：爆炸与冲击 ISTIC EI PKU英文刊名：EXPLOSION AND SHOCK WAVES 年，卷(期)：2002 22(3) 分类号：O347.1 关键词：钨合金 绝热剪切 有限元模拟★ 线性粘弹介质中地震波场数值模拟
★ 超高强活性粉末混凝土的抗侵彻特性数值仿真研究
★ 空中爆炸下舰船动态响应数值模拟
★ 伪谱法地震波场数值模拟
★ 振荡翼型非定常流动数值模拟研究
★ 秦岭山区一次冷空气过程的数值模拟
★ 引水隧洞衬砌设计的数值模拟分析
★ 模拟发动机冷流填充过程裂纹内流场数值模拟
★ 高土边坡稳定性的数值模拟研究
冲击载荷 篇5
近年来, 银含量为3.0%左右的Sn-Ag-Cu (SAC) 系钎料作为Sn-Pb共晶钎料的替代品得到了市场的认可, 其中以日本电子工业协会 (JEIDA或JEITA) 推荐的SAC305最受关注。然而随着Ag价格的不断攀升, 市场上广泛应用的SAC305钎料高成本的问题也愈发突出, 相关研究也表明[1]:Ag含量过高会导致体钎料中生成大片Ag3Sn, 降低焊点的可靠性。并且低银SAC系钎料也存在着熔点高、润湿性能差等问题。对此, 国内外研究较多的课题是通过降低银的含量并向合金中添加微量合金元素达到对SAC系钎料合金的改进、优化的目的, 以期接近或超过传统的SAC305合金。
本实验室开发的低银无铅钎料作为低银无铅钎料的改良产品, Bi元素的加入可以降低钎料合金熔点, 提高材料的润湿性能[2]。板级封装结构中焊点的冷热冲击疲劳可靠性是衡量电子产品性能的重要指标, 因此本文将低银SACBN无铅钎料与市场广泛应用的高银钎料SAC305和低银钎料SAC0307作为对比, 研究了冷热冲击对钎料的失效以及微观组织等性能的影响, 为无铅焊点可靠性的改善提供借鉴。
1 试验方法
本文试验所用的低银无铅钎料选用了纯度为99.99%的Sn、Ag、Cu、Ni等元素进行3次熔炼, 最终制成直径为400μm的焊球。
采用日本爱斯佩克公司生产的TSA-71L型冷热冲击试验箱进行冷热冲击试验。借助自制的焊点失效数据采集系统 (见图1) , 对焊点服役状态及试验箱内温度进行实时监测。其基本原理是:从焊点组装结构中获取焊点阻值变化的信号, 进入模拟输入模块并转换成数字信号, 数字信号借助虚拟仪器技术进行初步的处理进入通信接口, 通信接口转入无线传输模块发送给远处的电脑, 电脑作为终端进行显示和数据的存储。监测试验过程中出现微焊点阻值达到无穷大即完全断裂时, 则取出试样。
根据JEDEC标准设计了试验用PCB板尺寸。焊盘直径为300μm并采用OSP处理。为了增加PCB板约束力, 使用了PCB板夹具, 夹具以钢板为支撑通过铜柱将PCB板连接。冷热冲击试验参数按照JESD22-A106B标准:试验温度-55~125℃, 高、低温保温时间均为12 min, 升、降温时间均为6 min。
对阻值出现变化的元件进行染色分析, 将热疲劳破坏的样品浸没在红色染色剂中, 保证染色剂能够充分渗入裂纹中, 然后把试样放入到设定温度为100℃的保温炉中充分烘干。最后将试样剥离, 利用SEM等设备观察疲劳裂纹断口的微观特征和断口形貌。
2 试验结果与分析
2.1 焊点抗冷热冲击性能对比
600 h冷热冲击试验后, 统计了每种钎料的96个微焊点阻值变化, 并按照材料阻值变化超过原始阻值的20%、40%、60%、80%进行对比结果, 如图2所示。
IPC/JEDEC-9702失效准则规定[3]:当微焊点的电阻增量为初始值的20%即被判定失效。600 h后焊点的失效数据如表1所示, 低银无铅钎料失效比例为45.4%, SAC305的失效比例为63.5%, 而SAC0307的失效比例达到了76.4%。新开发的SACBN07低银无铅钎料的抗冷热冲击性能最好。
分析焊点的失效离不开对失效模式及断裂类型的分析。焊点的热疲劳失效过程一般表现为:裂纹在应力集中区域萌生, 受载荷作用继续扩展, 损伤不断累积, 最后断裂而失效[4,5]。图3 (a) 为失效焊点染色照片, 染色区域为焊点在冷热冲击试验过程中产生的断口, 染色区域整体呈现月牙形, 表明裂纹是从焊点外侧开始萌生, 然后逐渐向内侧扩展。图3 (b) 为冷热冲击过程中失效焊点断口扫描照片, 断口形貌呈现出明显的“海滩状”花纹, 为典型的疲劳断裂。
3种钎料焊点经过冷热冲击试验失效后, 裂纹的扩展路径存在差异。图4为焊点失效时表现出的3种主要形式, 其中SAC0307以界面处失效裂纹形式居多, 如图4a所示.SAC305和SACBN07钎料形成的焊点可以观察到混合裂纹断裂形式和钎料内部断裂形式, 如图4 (b) 和4 (c) 所示。图4 (a) 类断裂形式为脆断, 对于焊点的可靠性影响较大。这与上文结果中SAC0307焊点失效数量最多相符合。
2.2 IMC的生长及断裂界面
钎料中IMC层厚度与时效时间近似满足抛物线关系, 变化趋势见图5。3种钎料中SAC0307的界面IMC生长最快, 600 h后厚度达到了8.4μm, SAC305的厚度约为5.6 μm, SACBN07中最薄仅为5.3μm。
采用SACBN07钎料焊接获得的焊接接头, 其界面处IMC层的生长率较慢, 一方面Bi原子在Sn中的固溶很大程度地降低了Cu、Sn原子间的扩散速率, 减缓了CuSn金属间化合物的生长速率[6], 另一方面, Ni元素容易在界面处聚集形成 (Cu, Ni) 6Sn5, 并在高温下生成了 (Cu, Ni) 3Sn, 而这个过程需要较大的驱动力, 进展十分缓慢[7,8], 也降低化合物层的生长速率。Bi、Ni元素的共同作用, 有效地抑制了钎料中界面IMC层的生长。相关报道指出钎料中加入Ni元素还可以起到细化界面组织晶粒的作用[9], 图6 (a) 为SACBN07的金属间化合物组织照片与图6 (b) 中SAC305的相比界面组织晶粒更加细小, 材料的强度得到了提升。
SAC0307断口处发现大量柯氏孔洞, 如7图所示结合EDX分析发现在断口位于IMC层中, 孔洞的存在是导致材料强度降低的原因之一, 在SAC305及SACBN07中均未发现此类孔洞。
3结论
新制备的低银SACBN07钎料与SAC0307和SAC305钎料相比, 抗冷热冲击的性能最好。SAC305失效裂纹位于体钎料中, SACBN07钎料断裂位置逐渐由钎料基体转移到IMC中, 而SAC0307断裂位于界面IMC与铜焊盘之间。SACBN07钎料中IMC生长速率最小, Bi、Ni元素的添加抑制了界面IMC的生长;Ni元素的添加细化了界面IMC的晶粒尺寸, 提高了材料的抗冷热冲击可靠性。
参考文献
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冲击载荷 篇6
摆动液压马达又称摆动液压缸, 它是液压负载模拟器及飞行姿态仿真转台中最重要的执行元件之一[1];它是输出轴能作往复摆动的液压执行元件, 输入量是压力和流量, 输出量是转矩和角速度、角位移, 旋转角一般小于360°。摆动液压马达最突出的优点是能使负载从直线运动直接获得往复摆动运动, 无需任何变速机构。由于能使输出轴在较低的转速下产生很大的扭矩、平稳的角速度、角位移, 马达所产生的扭矩与重量和尺寸比值是很高的, 可以说摆动液压马达是把压力能转变成转矩最合理和最紧凑的装置。按结构形式分类, 摆动液压马达大体可分为叶片式和活塞式两大类。叶片式摆动液压马达以其结构简单, 加工制造相对容易, 工作可靠等获得到了非常广泛的应用[2,3,4]。
ANSYS Workbench软件是美国某公司开发的新一代协同仿真平台。它提出的背景主要是传统CAD软件在设计研发中的不足, 主要由Design Modeler、Design Simulation、Design Xplorer三个模块组成。集设计、仿真、优化于一体, 便于设计人员随时进入不同功能模块之间进行双向参数互动调用, 使仿真相关的人、部门、技术及数据在统一环境中协同工作, 极大的提高了设计研发的效率[5]。
本文以某钢厂使用进口德国的叶片式摆动液压马达为对象, 利用Pro/E软件对其进行三维建模, 并通过程序接口导入ANSYS Workbench软件进行有限元分析, 主要针对马达反向输出时, 冲击载荷作用下马达强度、刚度、接触应力、速度等的计算, 并通过实验验证了马达强度能够满足实际生产的要求。
1 摆动液压马达结构及问题提出
图1为叶片摆动液压马达结构简图。整个摆动液压马达主要由花键轴1、前端盖3与后端盖9、缸体6、动叶片12及静叶片14等组成。叶片式摆动液压马达的其性能取决于液压油力设计, 也与结构设计密切相关, 其可靠性设计对整个摆动液压马达的安全运行及使用寿命有着重要影响。因此, 对摆动液压马达在工作状态下的应力分析及变形进行研究具有重要的应用价值。
1.花键轴;2-5-7-9.螺栓;3.前缸盖;4-8-10-11-13.密封;6.缸体;9.后缸盖;12.动叶片;14.静叶片
马达设备工作时会受到诸如振动、冲击、摇摆、颤振等多种形式的机械力, 对其危害最大的是冲击, 因为冲击所产生的冲击应力超过设备的强度极限而造成破坏或者冲击力引起的应力虽远低于材料在静载荷下的强度, 但长期的多次冲击会使设备疲劳破坏。所以, 对冲击载荷有必要进行分析。
马达的接触与冲击载荷分析的目的是计算马达在瞬时反向旋转下的变形、应力分布及最大速度、加速度值, 以检验该马达的设计能否满足现场使用要求。为了能对叶片式摆动液压马达的抗变形能力和强度有一个清晰的认识, 我们利用ANSYS软件的瞬态动力学模块对马达进行模拟分析。
2 ANSYS Workbench分析过程
2.1 叶片式摆动液压马达实体模型的构建
摆动马达总成三维实体模型在Pro/E软件中完成, Pro/E软件因其性能优异且易用, 极大地提高了机械设计工程师的设计效率和质量。由于模型结构复杂, 有必要对其做简化处理, 即去掉不影响结果的结构。例如略去倒角、小凸台、小圆角等不重要的小结构。三维模型如图2所示。
2.2 网络划分
网格划分过程一般分为:定义单元属性和合理定义网格。定义单元属性如表1所示。
系统刚度是叶片式摆动马达研制过程中面临的主要问题之一。例如马达缸体与花键轴变形大, 将有可能导致泄漏加剧, 进而降低系统频带和刚性, 最终影响马达的容积效率, 所以必须对其进行合理选材和结构设计[6]。在材料的选择方面, 马达的叶片采用3Cr13, 缸体和中花键轴均选用45钢, 材料较好的机械性能为马达的刚性提供很好的基础。
网格数量的多少将影响计算结果的精度和计算规模大小。一般来讲, 网格数量增加, 计算精度会有所提高, 但同时计算规模也会增加, 而且网格数量增加到一定程度后对计算精度影响不大, 所以网格数量有一定的合理性[7,8]。借助workbench四面体网格划分功能进行网格划分。网格划分后的有限元模型共有63565个单元, 98274个节点, 如图3所示。
2.3 接触面设置、边界条件及冲击载荷的施加
叶片外表面与缸体内壁、叶片内壁与输出轴表面采用面-面接触的方式。在接触问题中, 更重要的是定义主面和从面, 一般情况下选择网格较细密的面为从面, 如果主从面的网格密度大致相等, 那么选择刚度较小的面作为从面。由于叶片输出轴与缸体的网格密度大致相同, 但叶片的刚度更大, 故选择叶片表面为从面, 缸体内壁为主面, 如图3所示。
冲击是指一个系统在相当短的时间内 (通常以毫秒计) , 受到瞬态激励, 其位移、速度或加速度发生突然变化的物理现象。从理论分析的角度看, 冲击响应就是系统受到一种短暂的脉冲、阶跃或其他瞬态的非周期激励的响应。马达在反向旋转瞬时, 动叶片承受的瞬时压力油就属于冲击载荷。马达设备受到冲击载荷作用时, 轻者马达不能正常工作功能失效, 重者会发生灾难性后果。冲击载荷施加如下:
输出轴的是通过高压液压油驱动叶片带动旋转, 基于马达反向旋转瞬间工况下进行分析, 在缸体内壁, 输出轴外圆面以与叶片侧面围成90º范围内加载荷16MPa, 用来模拟高压液压油。其中, 载荷步设置参数为:本次分析载荷步共2步, 每一步的时间都为0.01s, 即第一载荷步终止时间0.01s, 第2步载荷步终止时间0.02s;两个载荷步都设置为0.001s, 最小子步设置为0.0001s, 最大子步设置为0.02s;另外, 为了防止在没有载荷的方向出现刚体位移, 两个载荷步中都打开弱弹簧 (Weak Spring) , 如图4所示。
3 分析结果及强度校核
3.1 应力结果分析
通过Workbench后处理器对马达进行分析, 得出马达在反向旋转冲击载荷作用下的应力分布, 如图5所示。在端盖约束处, 受到的应力较大。在缸体高压腔内部, 由于高压油作用受应力也较大, 从图5中可以看出, 最大应力为169.8MPa, 发生在缸体与端盖的连接处。根据材料性质可知, 其屈服极限。根据实际情况, 取安全系数为1.5, 计算许用应力。分析结果所得的最大应力, 因此马达的总成设计满足强度要求。
3.2 冲击产生的变形位移分析
在冲击载荷作用下, 马达的各向位移分布如图6-9所示。其中, 在缸体高压腔内最大压强处, 相对位移最大, 其最大数值0.043mm。其他部位, 相对位移较小。根据实际工作经验可以知道, 最大位移在材料可控范围内, 马达的刚度满足生产要求。
3.3 接触分析
叶片与缸体接触状态、叶片与缸体接触摩擦力如图10所示。图10清晰展现了叶片与缸体接触区域状态, 根据对计算结果的分析可以得到以下结论:图10可知接触压应力最大为88MPa, 由图10叶片与缸体接触应力云图可知, 摩擦应力较小仅为20MPa, 对整体的影响效果较小。摩擦应力越小, 密封材料磨损越小, 导致马达摩擦转矩越小, 启动容易, 提高了马达的低速性能, 系统越稳定, 不易出现低速爬行现象。
3.4 冲击产生的速度与加速度分析
速度与时间关系如图11所示, 由图可知马达在换向的瞬间0.0025s时产生的速度最大, 随着时间的推移, 速度慢慢下降, 最后在0.01s时趋于稳定, 即马达开始匀速旋转运动。
加速度与时间关系如图12所示, 由图可知马达在换向的瞬间0.0025s时产生的最大加速度为2044.5mm2/s, 随着时间的推移加速度逐渐减小, 大约在0.01s加速度变为零, 即马达开始匀速旋转运动, 这与速度和时间关系曲线图相吻合。
4 实验分析
ANSYS Workbench有限元分析结果与摆动液压马达实际变形是否基本一致, 我们进行了如下试验:
在实验前, 我们选用分度值为0.001mm的千分表, 它的精度较高, 但摆动液压马达壳体的外表面的粗糙度比较大, 因此我们首先用对壳体的外表面进行打磨处理, 使其相对比较光滑而不影响测量的结果。同时要对壳体的变形进行多次测量, 每次测量去最大的变形值, 最后在取平均值。千分表安装如图13所示。
马达状况:用电液换向阀控制油路, 使动叶片转动到极限角度并顶住定叶片。高压腔通压力油, 低压腔通回油。调油源压力4MPa、6MPa、8MPa、10Mpa、12Mpa、14Mpa和16MPa。如图7所示, 分别在2个位置设置千分表, 并记录千分表的相应读数, 后再取平均值, 实验记录数据如表2所示。
由表2可知, 叶片式摆动液压马达实测变形最大为0.0313mm, 实验所得的变形量略小设计时通ANSYS Workbench有限元计算所得的变形量0.043mm, 在同一数量级之内。其略小于理论分析结果的原因可能是有两个:一是在用ANSYS Workbench对叶片式摆动液压马达建模时忽视了一些次要因素。另一个原因可能是由于现场测试环境的限制, 千分表的安装位置不一定恰在最大变形处, 导致测量到的数值不是最大变形值。
5 结论
(1) 借助ANSYS Workbench软件可以清楚的看到摆动液压马达应力和整体位移分布情况, 找到了应力主要集中区域以及发生最大变形的位置。计算结果表明:该马达强度满足实际生产要求。 (2) 从马达接触状态图知, 该马达机械摩擦损失、马达的启动特性、低速稳定性较好, 系统较稳定。 (3) 从马达速度与加速度随时间变化曲线图可知, 马达在反向旋转瞬时产生的速度与加速度是很大的, 应该设计缓冲装置, 以免影响马达的使用寿命。 (4) 叶片式摆动液压马达在满载荷作用下有应力集中作用, 在静叶片与动叶片的密封槽内及与左右端盖接触的边缘处, 为延长摆动液压马达的使用寿命, 对危险部位进行一定的工艺处理是必要的。此外, 通过实验的分析, 验证了有限元方法的准确性, 也反映出摆动液压马达在设计中的不足, 为摆动液压马达结构设计优化、提高它的性能提供了有利的数值指导。
参考文献
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冲击载荷 篇7
关键词：镁合金,高应变速率,变形行为,绝热剪切带,微观变形机制
0 引言
镁合金作为最轻的金属结构材料,具有低密度、高比强度、高比弹性模量、良好的阻尼减震特性以及优异的高应变率吸能特性和抗冲击性等特点,广泛应用于武器、航空航天及交通运输等领域。在实际使用中,航空航天飞行器、武器在异常环境下要承受加载速率较高的冲击载荷作用;交通工具的前端、车身和尾部的一些零部件在发生正面、侧面、追尾等碰撞事故时也会受到较高速率的冲击载荷作用。大量实验表明,在不同的应变率下,材料的力学性能并不相同,通常表现为:随着应变率的增加,材料的屈服强度和强度极限提高,延伸率降低,以及屈服滞后和断裂滞后等现象变得明显等。为了研究不同材料在不同瞬态载荷作用下表现出的不同动态力学特性,许多学者采用膨胀环技术、落锤技术、Hopkinson压杆技术、泰勒圆柱技术、飞片技术等对金属和非金属材料进行了大量的研究,并得到了丰富的研究成果,为工程应用提供了强有力的技术支持[1]。由于以往镁合金大多应用在承受载荷较小的零部件上,因此对镁合金高速冲击条件下的动态变形行为的研究并不充分。近年,美国通用、福特、克莱斯勒等企业开始着手开发和研制镁合金前端等汽车零部件,在设计过程中感觉到镁合金动态力学行为和性能的数据严重匮乏。为此,本文综合评述了镁合金的动态力学性能及绝热剪切行为的国内外研究现状,指出了目前研究中存在的问题,并展望了今后相关研究的趋势。
1 国内镁合金动态力学行为的研究
国内对其他材料的高速变形行为研究得比较充分也相对较早,但是对镁合金的高速变形行为的研究相对较晚。最早对镁合金高速变形行为的研究可以追溯到1991年包合胜针对航空结构件所使用的镁合金[2],他们采用霍普金森压杆技术研究了国产航空铸造镁合金ZM5-T4在应变率为103s-1时的冲击压缩行为,同时与准静态进行了比较。结果表明,在室温下该材料的应变率敏感性与铸态组织缺陷所引起的试验数据分散性相比是可忽略的。同时他们观察到变形过程中产生的微裂纹有随应变率增加而增多的倾向,并提出了与微裂纹演化发展相关的“应变率弱化”效应。1995年,张万甲[3]采用炸药爆轰-分离飞片加载装置,研究了MB2镁合金的动态力学响应特性,给出了在弹性-理想塑性模型假设下的本构关系及动态断裂强度,并分析和讨论了标准化层裂强度与破坏比功、屈服强度之间的相关性。从以上论述可知,国内早期对镁合金动态力学性能的研究比较少,而且偏重于材料本构方程的建立,特别是对变形过程中微观组织的演变及组织与变形阶段之间的关系缺乏研究。
最近几年,由于镁合金在汽车、国防及航空工业中的应用不断扩大,国内有更多的学者研究了镁合金高速变形及其组织演变规律。黄文[4]采用自制的冲击装置在动态条件(应变率为200~2200s-1)下拉伸测试了AZ91C,结果表明,AZ91C在动态条件下的应变硬化效应比较明显。中国工程物理研究院的徐伟芳[5]利用旋转盘试验研究了AZ31在冲击载荷作用下的力学响应特性,结果表明,AZ31镁合金的动态拉伸屈服强度和动态压缩屈服强度与应变率无关,但失稳时的应力和应变随应变率发生一定的变化。胡昌明[6]利用SHPB实验技术研究了MB2镁合金在不同温度、不同应变率下的动态压缩力学性能,利用光学显微镜观察了断后试样的横截面和纵截面,分析了MB2发生塑性变形的机理。分析结果表明,位错的滑移、晶界的滑动及转动是高应变率加载条件下镁合金的主要塑性变形机制。
刘长海[7]采用钨合金穿甲弹对轧制态AZ31镁合金靶板进行了侵彻实验,并将侵彻后的组织与SHPB实验后的组织进行了对比。SHPB实验结果表明,AZ31镁合金在室温下具有明显的应变率正效应,在变形过程中发生了动态再结晶,试样沿与轴向呈45°的方向剪切断裂,其变形机制主要是位错滑移和晶界的滑动。李保成[8]采用SHPB研究了镁合金(MB15)在冲击加载条件下的变形和破坏形式,结果表明,MB15在冲击状态下的动态屈服强度提高了很多,变形量达到22%,其原因是在塑性变形过程中形成了大量很细小的孪晶。沙桂英[9]利用分离式Hopkinson压杆技术对AZ91镁合金进行了冲击压缩实验,分析了该合金在铸态及固溶与时效处理后的动态应力-应变行为及其应变率效应,结果表明,在102~103s-1应变率下,随应变率增加,AZ91镁合金在铸态和固溶及时效处理后的应力-应变曲线均具有先升高(正应变效应)后下降(负应变效应)的特性,最大应变也连续增大,且随应变增加,流动应力显著增大。通过金相观察和SEM断口分析认为,这主要是由于α-Mg基体的加工硬化与热软化、Mg-Al-Mn相的强化及其断裂、孔洞或裂纹的产生与发展共同作用的结果。张星[10]对AZ31镁合金进行分离式Hopkinson压杆冲击实验,探讨了不同冲击速度下AZ31镁合金的力学响应及相关规律。结果表明,AZ31镁合金在冲击载荷下具有明显的屈服现象和应变强化现象,并且随着冲击速度的提高,其强化程度不断增大;AZ31镁合金的最大应力值随着冲击速度的提高不断增大,而动态屈服强度对应变率变化不敏感;AZ31镁合金的变形能力随应变率的增加提高有限,且实验表明平均应变率超过2000s-1就会出现裂纹。
刘翠云等[11]采用分离式Hopkinson压杆技术研究了挤压态Mg-8%Li镁合金的高速压缩行为,发现对于Mg-8%Li镁合金,随着应变速率的增加,其首先表现为正应变速率效应,即随应变速率的增加相应的应力增加,但是当应变速率超过3700s-1(打击杆长度200mm)和4600s-1(打击杆长度100mm)时,该镁合金开始出现负应变率效应,即随应变速率的增加相应的应力减小,认为是由于在变形组织中出现变形局部化的结果。黄海[12]采用分离式Hopkinson压杆技术在应变速率分别为900s-1、2300s-1和3200s-1时对挤压态AZ61镁合金在挤压方向进行了高速压缩试验,利用金相显微镜和扫描电镜进行了压缩变形组织及断口分析,结果表明,其屈服强度随应变速率的增加而增加,表现出应变速率敏感性。纪伟等[13]采用Hopkinson拉杆技术对两种挤压态Mg-Gd-Y合金在应变速率为103s-1和温度为150~525℃时进行了拉伸实验,并借助光学显微镜和SEM重点分析断口附近的显微组织和断口形貌。结果表明,T≤400℃时,材料的破坏机理主要表现为浅韧窝与准解理的混合型断裂;随着温度的升高,由于受晶界软化的影响,材料的断裂机理逐渐转向以晶间断裂为主;T<400℃时,材料的主要变形机制是基面滑移,随着温度的升高非基面滑移系将充分启动,材料的延伸率也相应地在450℃时达到最大值。
廖慧敏等[14,15]采用Hopkinson拉杆技术在应变率为1400s-1时对AM60和AZ91D压铸镁合金的拉伸力学行为进行了研究,且与准静态下的拉伸变形进行了比较,重点分析了高应变率对合金力学性能的影响,并用扫描电镜(SEM)分析了拉伸断口。结果表明,应变率对强度和伸长率有一定的影响,动态和静态的断裂方式基本相同,都是以准解理断裂为主,局部区域呈沿晶断裂且存在典型的缩松断裂形貌。徐绍勇[16]采用旋转圆盘式杠杆型冲击拉伸试验装置在应变速率为300s-1和1400s-1时对挤压态AZ31镁合金进行了高速拉伸试验,采用扫描电镜观察了拉伸断口组织,发现挤压态AZ31镁合金在高速变形时的断裂方式与准静态相同,都为准解理断裂。毛萍莉等[17]采用分离式Hopkinson压杆在应变速率为496~2120s-1时对挤压态AZ31B镁合金进行了高速冲击压缩实验,并采用金相显微镜研究了压缩后镁合金的组织演变规律。结果表明,在不同应变速率下变形时,挤压态AZ31镁合金的应力-应变曲线几乎重合,说明AZ31B镁合金的应力对应变速率不敏感,但其显微组织变化对应变速率非常敏感,当应变速率较低时,其组织几乎全部由孪晶组成;当应变速率增加时,孪晶数量减少;当应变速率相对较低时(496s-1),镁合金变形主要以孪生方式进行;当应变速率较高时(2120s-1),除孪晶变形之外,柱面滑移和锥面滑移也可能启动以协调变形。
虽然最近几年国内对镁合金动态力学行为的研究比较多,但是并不系统,而且对高速变形组织的研究主要停留在光学显微镜的层次。
2 国外镁合金动态力学行为的研究
日本在镁合金动态力学性能方面的研究开展得相对较早。Mukai等[18,19,20,21]采用SHPB技术研究了镁合金在高速冲击下的变形行为及断裂机制,结果表明:(1)随应变率的增大镁合金强度和塑性均有所增加,表现为随应变率的增大材料的变形吸能能力增强,其断裂机理也从沿晶断裂演化为穿晶断裂[18];(2)ZK60镁合金在高应变率下滑移是其主要的塑性变形方式[19,20];(3)高速变形前镁合金的处理方式影响它的变形行为(AZ31镁合金等径角挤压条件下的动态断裂应变比一般挤压条件下的动态断裂应变提高了1倍左右[21])。Ishikawa[22]研究了固溶处理后AZ91镁合金在不同温度下的动态压缩特性,结果表明,位错滑移和孪生是主要的塑性变形机制,在高应变率下流变应力是温度补偿动态剪切模量的函数。Yokoyama[23,24]采用SHPB研究了3种不同的变形镁合金(AZ31B-F、AZ61A-F、ZK60A-T5)的冲击拉伸性能测试和夏比冲击功与高应变率吸能的关系,通过测试试样动态和准静态性能得到了应力-应变曲线,从而得到了3种不同镁合金单位体积的吸能特性。3种镁合金的拉伸强度都随载荷应变率的增大而增大,这与大多数金属结构材料相同,具有应变率硬化效应,即随载荷应变率的增大,其强度增大,其中AZ31B-F和AZ61A-F随应变率的增大塑性也有所增大,表现为随应变率的增大,材料的变形吸能能力增强。在应变率为1000~2000s-1时,他还研究了AZ31B-F、AZ61A-F及ZK60A-T5的高应变率拉压不对称性,发现在高应变率下挤压镁合金同样具有拉压不对称性[25]。
El-Magad[26]研究了AZ80镁合金的动态压缩特性,认为必须考虑材料在变形中的绝热剪切特性才能得出正确的本构方程,并在建立符合实验规律的本构方程的基础上又进一步解释了温度效应、应变率效应和断裂模式。Watanable等[27]研究了在高应变速率下(~103s-1)初始织构对挤压态AZ31镁合金高温压缩变形行为的影响。结果表明,具有丝织构()的挤压态AZ31镁合金在所测试的各个温度下(室温至673K)均具有明显的各向异性,表现为:(1)纵向试样的屈服应力对温度的依赖关系远小于横向试样的屈服强度对温度的依赖关系;(2)横向屈服应力小于纵向屈服应力;(3)纵向试样的流变曲线是上凹的。通过对压缩试样的外形分析、变形组织的观察及滑移/孪晶启动的临界分切应力的计算,他认为尽管初始织构不同,但是横向和纵向试样的变形机制在各个温度下都是相同的,即基面滑移和(或)拉伸孪晶。Ishikawa[28]研究了室温至450℃温度区内AZ91镁合金在应变速率为103s-1时的高速压缩变形行为,结果表明,经过依赖于温度的动态剪切模量补偿后的高速流变应力不依赖于变形温度,由此推测镁合金的高温高速变形机制为位错滑移及孪晶。
Yang等[29]采用TEM分析了轧制态AZ31镁合金在应变速率为1200s-1时的室温高速变形组织。高速压缩实验沿轧板的3个方向进行,即轧制方向、法向和45°方向,其高速压缩变形行为也表现出各向异性,法向试样的流变应力最高,而轧制方向的流变应力最低,45°方向的流变应力介于两者之间。对于法向和45°方向的试样,其变形机理为非基面滑移和基面滑移;对于轧制方向的试样,其变形机理主要为孪晶(拉伸孪晶和压缩孪晶)。Matthew等[30]采用SHPB试验研究了AZ31镁合金在应变速率大约为4×103s-1和室温条件下的3个方向(轧制、横向和法向)的压缩变形行为的差别,同时与准静态的压缩变形行为进行了比较。他们采用高速摄影的方法记录了试样在压缩过程中断口裂纹的产生过程,同时分析了断裂机制。结果表明,AZ31镁合金的在法向的断裂应变随应变速率的增加而增加,但是在轧制方向和横向其断裂应变随应变速率的增加而稍有减少;孪晶数量随着应变速率的增加而增加;AZ31镁合金高速压缩断裂机制是孔洞的长大及粗化。
Ulacia等[31]采用分离式霍普金斯拉杆和压杆技术研究了AZ31镁合金在室温至400℃范围、应变速率为103s-1条件下的3个方向(轧制、横向和法向)的压缩及拉伸变形行为的差别,目的是研究AZ31镁合金在高速及高温变形条件下的拉压不对称性及各向异性,与准静态的屈服强度进行了比较,同时研究了高速变形过程中织构的变化情况。经研究分析发现,沿轧制方向的压缩试验过程中,变形的初始阶段拉伸孪晶是其主要的变形机制,即使温度升高到400℃也是如此;拉伸变形的主要变形机制为柱面滑移,柱面滑移的结果使方向转到平行于拉伸方向。
从上述论述结果可知,虽然相对国内的研究而言国外的研究更深入、更系统,但在动态力学特性与微观特征关系方面的研究还处于起步阶段。
3 镁合金绝热剪切行为的研究
与准静态变形不同,在高速冲击载荷下的动态变形过程中,材料先经历一定的塑性变形,而后宏观上进入塑性失稳阶段,微观上剪切变形发生局部化,并由于变形热来不及释放导致剪切发生在近乎绝热的条件下,这种失效机制的主要特征是在一条很窄的变形带内集中了大量的形变及很高的温升,并在材料的组织中可观察到绝热剪切带。由于绝热剪切带在形变机制上反映了动态变形区别于准静态变形的本质,因此各国科学家在过去的半个多世纪里对材料中形成的绝热剪切带从理论及实验上都进行了广泛研究[32,33,34]。但是以往在对高速冲击载荷下的局部变形与断裂机制研究中,大多是针对装甲侵彻、弹丸着靶、爆炸破碎等应用场合,主要集中在钢铁[35,36,37,38,39,40,41]、钛合金[42,43,44,45,46,47]、铜合金[48,49]等几种材料上,对镁合金绝热剪切行为的研究较晚。
国外,El-Magd等[50]研究了AA7075铝合金、AZ80镁合金和Ti-6Al-4V钛合金3种轻合金的动态力学行为,发现AZ80镁合金在压缩后并未如其他材料那样形成剪切带。国内,近年也有对镁合金绝热剪切带的研究报道,材料涉及AZ31[17,51,52,53]、Mg-Gd-Y系镁合金[54]、AM60[55,56,57]和Mg-3.04Li-0.77Sc[58]。
文献[51,52]在高速压缩的AZ31镁合金中观察到了两种形态的变形局域化区域,一种由孪晶组成,另一种由动态再结晶的小晶粒组成(如图1所示),而这两种组织形态的形成不仅取决于应变速率,还取决于加载方向。文献[52]通过观察细晶AZ31镁合金在高应变速率下(4018s-1)的压缩变形组织,发现有许多绝热剪切带形成,且绝热剪切带由大量的剪切孪晶组成,从中未发现再结晶组织。最近的研究发现,在挤压态AZ31镁合金的压缩试样中形成了明显的绝热剪切带(如图2所示),且绝热剪切带的组织与试样变形方向存在明显的关系,即沿挤压方向压缩时所产生的剪切带内的组织为相交成一定角度的孪晶,而沿横向压缩时产生的剪切带内的组织为细小的等轴晶。
文献[54]在镁合金(Mg-Gd-Y系)靶板中观察到的绝热剪切带为白亮带(如图3所示),但未对剪切带的组织形态进行分析。文献[56,57]研究了AM60B镁合金在弹道冲击(500m/s、4km/s和5km/s)作用下组织中所形成的绝热剪切带内的组织形态,发现在坑口附近所形成的转变带内的组织为超细等轴的再结晶晶粒以及由低密度孪晶及高密度孪晶所构成的剪切带,并提出孪晶诱导晶粒转动的动态再结晶机制是剪切带内细晶组织形成的主要机制(如图4、图5所示)。
文献[58]采用金相显微镜观察到在高速压缩的Mg-3.04Li-0.77Sc镁合金中有明显的剪切变形局部化现象,但是没有说明带内组织形态,也没有说明剪切变形局域化形成的原因。在为数不多的有关镁合金高速载荷下变形组织的观察结果中,绝热剪切带内部的组织特征与一般的钛合金、钢铁十分相似,即绝热剪切带内部由大量细小的晶粒组成[59,60,61],这些细小晶粒或是再结晶组织,或是孪晶组织。Ion等[60]指出镁合金易发生动态再结晶主要是以下几方面原因:(1)镁合金滑移系较少,位错易塞积,很快就能达到发生再结晶所需要的位错密度;(2)镁及镁合金层错能较低,产生的扩展位错很难束集,因而滑移和攀移很困难,动态回复速度慢,有利于发生再结晶;(3)镁合金的晶界扩散速度较高,在亚晶界上堆积的位错能够被这些晶界吸收,从而加速动态再结晶的过程。据此似乎可以推断,镁合金也如钛合金、钢铁等材料一样,局域化区域的大量细小晶粒是动态再结晶所致,但至今尚未得到实验证实。
Rittel[61]观察了AM50镁合金和Ti-6Al-4V钛合金的高速变形组织,发现动态再结晶晶粒在剪切带形成之前就已存在,而且剪切带的形成是由于没有位错的纳米尺度的动态再结晶晶粒削弱了材料的性能,这种材料性能的局部起伏造成了材料的局部变形失稳,产生形变局域化,进而演变成为剪切带。文献[59]认为,变形局域化区域中的细小晶粒不是动态再结晶晶粒,而是由大量孪晶带切割形成的细小晶粒,局域化带是由具有相似晶体学取向、容易发生孪生变形的晶粒连成线形成的。
4 镁合金高速变形研究发展趋势
从以上分析结果可知,在为数不多的有关镁合金高速载荷下变形组织的观察结果中,绝热剪切带内部的组织不是细小的再结晶组织,就是孪晶组织,尚难定论。笔者倾向于:高速变形条件下,镁合金绝热剪切带内部的组织是动态再结晶晶粒、静态再结晶晶粒还是大量孪晶带切割形成的细小晶粒,或者是非晶、相变组织,与材料的形变量、形变速率、原始组织、处理状态等都有很大关系。但与其他材料(钨合金、不锈钢、钛合金等)相比,镁合金在绝热剪切带的研究方面刚处于起步阶段,而且现有工作尚不全面,需要更深入地测试和研究。
5 结语
由以上分析可见,国内外在镁合金动态力学特性研究方面存在的主要问题是对变形后的组织的演变规律、高速变形的微观机制、裂纹的产生、扩展直至断裂的微观机制的研究相对较少。尤其是国内研究手段主要局限于光学显微镜和扫描电镜的分析层次,因此,更深层次的微观机理分析要靠TEM、EBSD等。另外,对镁合金绝热剪切行为的研究相对于其他合金而言也显得非常少。
冲击载荷 篇8
3.1试验材料
和氧化铝陶瓷一样, 蓝宝石也有着广泛的应用。蓝宝石是一种氧化铝的单晶, 又称为刚玉, 具有极好的热导性、电气绝缘性、透光性、化学稳定性, 以及耐高温、高强度、高硬度等一系列优良的特性, 因而蓝宝石被广泛应用于红外装置、导弹、潜艇、卫星空间技术、探测和高功率激光等窗口材料、优质光学材料、耐磨性轴承和衬底材料[19]中。
3.2试样的制备
在Hopkinson压杆试验测试的过程中, 由于惯性效应和试样与杆端之间的摩擦等因素会影响试验结果的准确性, 因此在试验之前必须合理设计并选择试样。由于圆柱形试样的易加工性, 所以在本试验中采用圆柱形试样。试样加工时两个端面的平行度在0.01mm以上, 同时且保证试样的端面具有足够的光洁度, 从而减小试验过程中试样与压杆之间的摩擦, 使得所测得的数据更为准确。在本次试验中试样的长度为4.72mm, 直径为4.06mm。
3.3测试方法
整个试验系统由两部分组成。其中一部分为压杆部分, 拨动阀门, 触发气动装置, 使得撞击杆产生一定的速度撞击入射杆, 从而对置于入射杆和透射杆之间的试样进行加载;另一部分为由应变片、数据采集系统和微机组, 对试验过程中的信号进行采集、放大、记录和数据处理, 从而得到材料的应力-应变曲线及其动态抗压强度。
本次试验中, 撞击杆的长度选择100mm, 采用0.15MPa的气压在室温下对撞击杆进行加压, 在试验的开始阶段, 先利用压杆进行空打, 再通过应变片所采集的信号判定入射杆和透射杆之间的连接情况是否满足试验要求, 从而确定接下来的试验参数, 同时选择不同的冲击速度对试样进行冲击, 使得在试验过程中能够得到不同应变率的试验数据。
4结果分析
试样在高速冲击下出现粉碎的情况。图10为采集系统所采集到的应力波曲线, 由于试验所选择的试样很短, 波在试样中来回传播一次所用的时间与入射脉冲相比要小得多, 因此在入射波发生作用的过程中, 试样内有足够长的时间发生多次的内反射, 且试样中的应力和应变能够很快趋向均匀。从以上分析可知, 在霍普金森压杆试验中, 试样内部波的传播可以忽略, 从而利用入射脉冲、反射脉冲和投射脉冲之间的关系来推导试样中的应力、应变和应变率。根据一维应力波理论可以得出试样中的平均应力σs为:
应变率为:
由于试件中的应力在多次的反射且最终趋向于入射应力, 因此在所得到的公式中忽略了应力脉冲反射和投射之间的影响, 与此同时, 应力波在试样中达到均匀分布所用的时间远远小于应力脉冲所用的时间。图11和图12分别为经过数据处理后的真实应力-应变曲线以及应变随时间的变化曲线。
如图11中蓝宝石的应力-应变曲线所示, 蓝宝石在受到外力冲击时在开始阶段产生弹性变形, 其弹性极限约为850MPa, 接着会有一定的塑性变形, 直至其破碎失效。在本次试验中采用0.15MPa的气压推动撞击杆, 由图12可见, 其应变率为2868s-1, 在应变率为2868s-1的情况下, 蓝宝石的抗压强度达到3030MPa, 此时相对应的失效应变为0.16s-1, 而从图11中的应力-应变曲线进行相关计算可得到蓝宝石的弹性模量约为450GPa。
5结论
随着生产和科学技术的进步, 硬脆材料由于其自身一系列的优良特性而广泛应用于科学技术、军事国防以及民用工业等诸多领域。而在各大工程领域中, 如车辆行驶过程中挡风玻璃受到石块等硬质物体的撞击、飞鸟与飞行器的撞击、岩石的爆破、工业材料的高速加工以及穿甲弹的设计等一系列的问题表明, 对材料进行相关的动态力学性能的研究并正确地选择材料有利于提高产品的安全系数;另一方面, 切削、磨削以及抛光等加工方式仍然是硬脆材料去除加工的基本途径, 对硬脆材料进行动态力学性能的研究不仅可以优化加工过程的工艺参数, 提高加工效率, 同时也有利于获得更好的加工表面质量。
从本次试验数据结果可知:
(1) 蓝宝石是一种脆性材料, 在高应变率条件下, 蓝宝石受到高速冲击先是产生一定的弹性变形, 但随后便进入塑性变形阶段, 表明蓝宝石有着一定的塑性, 随后便破碎失效。
(2) 蓝宝石的弹性极限约为850MPa, 弹性模量约为450GPa。
冲击载荷 篇9
关于火炮振动控制已进行过较多研究, 但已有成果还仅限于运用多刚体系统理论, 对火炮实施结构动力学修改和简单的被动振动控制。由于模型的建立、边界条件的处理等诸方面存在这样或那样的缺陷与误差, 因此, 上述方法的优化结果不可能完全消除火炮的振动。随着武器装备系统的轻量化和动态特性要求的不断提高, 传统的被动控制技术难以满足要求, 这迫使人们进一步寻求新的振动控制方法[1]。振动半主动控制和主动控制是当前振动工程领域内的高新技术, 具有效果好、适应性强等优越性。美国海军将磁流变半主动智能减振器应用于舰炮的后坐装置, 并设计出演示样机进行了靶场试验, 试验结果表明磁流变减振器能有效减小后坐力并缩短后坐行程, 从而提高火炮的整体性能指标[2]。Ahmadian等[3,4]对冲击载荷激励下的磁流变减振器特性作了初步研究, 在前冲炮上应用并进行了靶场试验, 得到了满意的效果。李延成等[5,6]对冲击载荷激励下的磁流变减振器动态特性作了仿真和实验研究, 发现在一定时间段内可以通过改变电磁线圈的电流来控制磁流变减振器的后腔压力。
本文以冲击载荷激励下的37mm口径火炮为研究对象, 设计加工火炮用长行程磁流变减振器;建立冲击载荷激励下的磁流变减振器动态特性模型, 确定磁流变减振器的主要技术参数;构建冲击载荷激励下的磁流变减振器实验平台, 进行冲击载荷激励下的磁流变减振器动态特性实验研究。
1 火炮用长行程磁流变冲击减振器结构设计
传统的武器后坐缓冲装置通过变截面节制杆来调节后坐阻力, 后坐缓冲装置的后坐规律无法实现实时动态调节。将可控磁流变减振器应用在武器后坐缓冲装置上, 只要结合适当的控制算法, 就可以对后坐阻力进行快速、准确、连续的数字化控制, 可以满足武器在不同装药、不同射角以及不同总体条件下对后坐力的要求。
课题组设计的火炮用磁流变减振器是单杆单筒式长行程磁流变减振器, 如图1所示, 其磁路内置, 包括活塞杆、活塞头、缸筒、前端盖、后端盖以及充满于缸筒和活塞杆之间的磁流变液。减振器主要尺寸和相关参数如表1所示。活塞采用3级线圈串联的方式, 每级线圈分3层135匝, 相邻线圈的绕向必须相反, 以保证产生的磁场不会因为磁场方向相反而抵消。设计加工的火炮磁流变后坐减振器实物见图2。
在实际应用中, 磁流变减振器的初始位置如图1所示, 即活塞在减振器的底部, 冲击载荷作用于减振器的缸筒上, 使缸筒向后运动, 直到最大位移。课题组设计的磁流变减振器不包含蓄能器, 与传统的单杆磁流变减振器结构不同, 这是因为火炮磁流变后坐减振器的应用场合是冲击载荷下的振动控制, 冲击载荷的作用时间短, 磁流变减振器在瞬时就能达到最大速度。由图1可知, 随着磁流变减振器的缸筒向后运动, 减振器前端的磁流变液不断被挤压, 压力增大, 在压力的作用下, 磁流变液向后运动。因此, 当减振器缸筒运动至最大行程时, 在空腔的作用下, 减振器会回弹一定距离。在缸筒运动时, 如果对电磁线圈施加电流, 那么阻尼通道内的磁流变液产生磁流变效应, 使得液体黏度增加, 剪切应力增大, 在左端的磁流变液要通过阻尼通道需要克服磁流变液的剪切应力[7,8]。
2 磁流变冲击减振器动力学模型
磁流变器件的动力学模型是设计性能良好的磁流变器件并预测其动力学特性的基础。根据实验观察, 磁流变液在高剪切速率时存在剪切稀化现象。现在广泛应用于磁流变器件上的Bingham模型、Bouc-Wen模型均假设磁流变液在屈服前是一种非牛顿流体, 而在屈服后是一种牛顿流体, 所以这些模型并不能很好地反映高剪切速率时的磁流变液剪切稀化现象。目前, 国内外对冲击条件下磁流变减振器的研究还处于起步的阶段。在冲击载荷激励下的磁流变减振器设计过程中, 需要反映磁流变减振器在冲击载荷下动态特性的动力学模型, 因此建立面向设计的磁流变冲击减振器动力学模型十分重要[6,7,8,9]。
2.1 Herschel-Bulkley模型
流变特性测试结果显示, 磁流变液在高剪切速率下会发生剪切稀化现象, 即磁流变液的黏度随着剪切应力的增大而减小。Bingham模型假设, 磁流变液在所有情况下其剪切应变速率与剪切应力成正比, 这与高速冲击载荷激励作用下的火炮用长行程磁流变减振器实际动力学特性不相符合[7,8,9]。为解决此问题, 用Bingham塑性模型的一般形式Herschel-Bulkley模型来描述磁流变液的动态特性。在Herschel-Bulkley模型中, 引入一个表征磁流变液剪切稀化的系数因子, 该因子在不同的外加载荷下可能具有不同的系数, 能够很好地描述磁流变液在冲击载荷作用下的动态特性。剪切力τ和塑性黏度变化率du/dy之间的关系如下:
当τ>τy时
τ=τysgn (du/dy) +K (du/dy) n (1)
当τ≤τy时
du/dy=0
式中, n为Herschel-Bulkley模型的流动系数;K为Herschel-Bulkley模型的比例系数;τy为磁流变液屈服时的剪切应力。
不同的流动系数n代表了不同的流动状态。当n>1时, 式 (1) 描述了磁流变液的剪切稠化现象;当n=1时, 式 (1) 就是Bingham模型的形式;当n<1时, 式 (1) 描述了磁流变液的剪切稀化现象。
磁流变减振器产生的阻尼力为
式中, L为极板长度;Ap为活塞的有效面积;Ad为间隙的横截面积;d为两极板之间的间隙;
可以看出, 在Herschel-Bulkley模型中, 磁流变减振器产生的阻尼力除了与减振器的结构有关之外, 还在很大程度上与磁流变体的流动系数n相关, 流动系数的大小决定了阻尼力的数量级。为了有大的阻尼力, 应该使阻尼通道尺寸尽量小。压力驱动模式中, 装置中存在的压力差使得流体流动。总压力差的变化是由与磁流变体的黏度有关的压差Δpη和由磁场的引入产生的压力变化Δpτ两部分因素引起的:
Δpη=12η qVL/ (b d3) (4)
Δpτ=CLτy/d (5)
式中, η为零磁场下磁流变液的动力黏度系数;qV为流体通道的体积流量;b为极板宽度;C为在给定流量条件下的流动常数, 其取值范围为2和3之间。
2.2 Herschel-Bulkley-Inertia模型
磁流变液流动时, 液体的质量及其加速度的存在, 使得液体流动时受到惯性作用, 这种惯性对磁流变液流动产生阻力——惯性力。惯性力的大小与加速度成正比关系, 因此当加速度的绝对值非常小时, 惯性力可以忽略不计, 如在建筑结构振动控制和主动悬架领域, 惯性力是可以忽略不计的, 但将磁流变减振器应用于火炮、导弹发射架等武器系统时, 由于武器系统发射时系统零部件承受较大的冲击载荷, 加速度的绝对值较大, 因此需要考虑惯性力的影响。
基于Bingham模型和Herschel-Bulkley模型, 对平行板间磁流变液的流动进行理论分析, 可知磁流变液阻尼力分为跟液体黏度有关的黏滞阻尼力和跟外加磁场有关的库仑阻尼力。为建立冲击载荷下磁流变减振器的Herschel-Bulkley动力学模型, 假设:①减振器阻尼力是流动模式和剪切模式下的阻尼力的线性叠加;②整个阻尼通道区域内的液体压力是一样的;③阻尼通道是关于平行板的中心线对称的;④磁流变流体的流动速度是活塞速度的函数。
根据流体力学的分析结果[5], 惯性力
由式 (6) 可知, 磁流变减振器的结构确定时, 惯性力只与磁流变液在阻尼通道内的流动加速度
FHI=FHB+FI (7)
其中, FHB为基于Herschel-Bulkley模型表示的磁流变阻尼器产生的阻尼力, 详细推导过程见文献[5]。可以看出, 在Herschel-Bulkley模型中, 磁流变阻尼器产生的阻尼力除了与阻尼器的结构有关之外, 还在很大程度上与磁流变体的流动系数n相关, 流动系数的大小决定了阻尼力的数量级。此外, 为了有大的阻尼力, 应该使阻尼通道尺寸尽量的小。
进一步代入各系数, 得
式 (8) 描述了混合工作模式的磁流变减振器动力学特性, 等号右侧第一项反映了磁流变减振器在流动模式下, 阻尼力与磁流变液在阻尼通道内的流动速度之间的关系, 第二项反映了磁流变减振器在剪切模式下阻尼力的大小。由于式 (8) 增加了惯性力, 所以称此模型为Herschel-Bulkley-Inertia模型。由于模型的建立、边界条件的确定等诸方面存在这样或那样的缺陷与误差, 实际模型与理论模型之间一般存在一定的模型误差, 因此, 将此误差考虑进去, 可得
式中, C*H1、C*H2、C*H3分别为Herschel-Bulkley-Inertia模型中黏性阻尼力、库仑阻尼力和惯性力的修正系数。
考虑引入冲击载荷下惯性力的影响, 利用Bingham模型描述磁流变液的力学行为, 可以得到修正的Bingham-Inertia模型, 即
考虑误差, 进一步得到
式中, K*B11、K*B12、K*B2分别为Bingham-Inertia模型中黏性阻尼力、库仑阻尼力和惯性力的修正系数;Ff为磁流变减振器中活塞杆和缸筒之间的摩擦力。
上述修正系数皆可由实验数据进一步通过参数辨识的方法得到。由式 (9) 、式 (11) 可知, 冲击载荷激励下的磁流变减振器阻尼力包括黏性阻尼力、库仑阻尼力和惯性力, 当减振器的结构参数和磁流变液的类型确定后, 黏性阻尼力是缸筒运动速度的线性函数, 库仑阻尼力是磁流变液剪切应力的线性函数, 惯性力是缸筒运动加速度的线性函数。
3 火炮用磁流变冲击减振器动态响应实验
3.1 火炮用磁流变冲击减振器动态响应实验平台的构建
冲击载荷激励下的磁流变减振器动态特性研究, 是实现减振器模型参数的修正以及后续控制系统设计的基础。冲击载荷激励下的磁流变减振器动态响应实验装置如图3所示, 实验装置基本原理是:将火药装入火药腔1, 利用电子打火装置引爆火药。火药产生的爆炸冲击力推动后坐质量块3向后运动, 后坐质量块带动通过两个轴套2固定的磁流变减振器一同沿导轨运动。当后坐质量块移动到导轨4末端时, 如果冲击产生的运动还没有结束, 缓冲器5将阻止后坐质量块和减振器向后运动直至停止。冲击实验台架通过地脚螺栓6固定在地面的金属板上。
1.火药腔 2.轴套 3.后坐质量块 4.导轨 5.缓冲器 6.地脚螺栓
利用炸药爆炸的能量产生冲击激励, 连接在后坐质量块上的轴套用于固定磁流变减振器, 减振器活塞杆前端与基座连接固定。冲击过程中, 后坐质量块连同减振器缸筒一起向后运动, 缓冲器起保护作用。冲击载荷激励下的火炮磁流变后坐减振实验系统如图4所示, 实验系统主要由工业控制计算机、dSPACE实时仿真系统、电流控制器和冲击实验台架组成。工业控制计算机选用研华高性能工控机, 电流控制器由实验室自己设计制作。测试系统采集冲击产生的加速度信号、力信号以及压力信号, 并保存到计算机里以便于下一步的数据分析。外围电流控制器主要用于控制电磁线圈的电流大小, 以便测得不同电流下的减振器性能。
3.2 磁流变冲击减振器动力学特性实验分析
为进一步分析设计的磁流变减振器在冲击载荷激励下的动态性能, 进行了相关实验研究。利用实验数据对已建立的磁流变减振器Bingham-Inertia模型和Herschel-Bulkley-Inertia模型参数进行识别和修正。实验中所采用的磁流变减振器为课题组设计的火炮用长行程磁流变减振器。动态响应实验前, 对磁流变液的流变特性利用旋转黏度计进行了测试。
图5是对磁流变减振器线圈通以1.5A电流时, 用Bingham模型与Bingham-Inertia模型对减振器力-速度特性曲线进行拟合的结果。可以看出, Bingham模型拟合的曲线可以大体描述磁流变减振器的阻尼力随速度的变化规律, Bingham-Inertia模型拟合的曲线可以很好地描述磁流变减振器的阻尼力随速度的变化规律。比较Bingham-Inertia模型与Bingham模型的拟合结果可知, Bingham模型存在的问题是在力-速度曲线的上升沿与下降沿的前半段出现了重合, Bingham模型不能很好地拟合下降沿的凸起部分;而Bingham-Inertia模型则不存在此类问题, 这主要是因为Bingham-Inertia模型引入了惯性力环节。
图6是磁流变减振器在1.0A电流作用下, 用Herschel-Bulkley模型与Herschel-Bulkley-Inertia模型对减振器力-速度特性曲线进行拟合的结果。可以看出, 参数识别后的Herschel-Bulkley-Inertia模型可以较好地模拟磁流变减振器在冲力载荷下的力-速度曲线。由于Herschel-Bulkley模型不包含惯性力环节, 因此, 在力-速度曲线的上升沿和下降沿也存在一部分的重合, 而下降沿的凸起部分比实际实验曲线要超前一定时间。
根据参数识别后的分析结果可知, 由于引入了惯性力环节, Bingham-Inertia模型和Herschel-Bulkley-Inertia模型可以较好地模拟磁流变减振器在冲击载荷下的力-速度响应曲线。Bingham-Inertia模型结构简单, 能够在很大程度上模拟磁流变减振器的特性, 然而由于Herschel-Bulkley-Inertia模型中存在与速度相关的变量, 在实际数值计算和仿真中, 往往带来计算时间的增加。相比较于Bingham-Inertia模型, 在下降沿的凸起部分, Herschel-Bulkley-Inertia模型有一定的扰动。
4 结论
文中建立的动力学模型能够很好地模拟减振器在不同载荷和电流激励下的动力学特性, 同时带来的后果是经常会引入一系列的非参数化算子或函数, 从而导致模型结构复杂, 因此需要针对冲击载荷时间短的特点, 进一步简化并完善火炮用长行程磁流变减振器的动态响应模型, 并力求与一种鲁棒性好、容易实现的控制策略相结合。另外, 所设计制造的长行程磁流变减振器因不包含复进机构, 因此, 不能直接用于火炮反后坐装置中。在后续研究中, 课题组将设计加工一系列包含弹簧元件的磁流变减振器。
摘要：设计了一个多阶、带槽且经过光滑处理的磁流变后坐减振器。考虑冲击载荷激励下惯性力的影响, 建立了冲击载荷激励下的磁流变减振器Herschel-Bulkley-Inertia模型与Bingham-Inertia模型。研制了一套基于冲击载荷激励作用的磁流变减振器动态响应实验平台, 利用实验数据对Herschel-Bulkley-Inertia模型与Bingham-Inertia模型参数进行了辨识。实验结果表明所设计的火炮用长行程磁流变减振器可有效抑制冲击载荷, 并证实了冲击载荷激励下的磁流变减振器动态响应模型的正确性。
关键词：火炮后坐,磁流变减振器,结构设计,冲击载荷,动态特性
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