疲劳寿命分布

疲劳寿命分布（精选十篇）

疲劳寿命分布 篇1

黄宁等[1]用差分法分析了大型组合机架疲劳寿命对应力集中系数、过载荷、残余应力和表面粗糙度的敏度。张义民等[2]采用径向基函数神经网络模拟设计变量与失效寿命间的表达式, 然后应用随机摄动法对完成训练的神经网络进行计算得到灵敏度。赵秀荣等[3]采用差分法就轮盘疲劳寿命对各相关参量的敏度进行了分析, 并用参量敏度曲线图进行了直观的表示。吕方明等[4]采用参数灵敏度分析方法详细讨论了某汽轮发电机组轴系扭转疲劳性能对相关参数的敏感性。以上敏度分析中, 结构参数是确定性设计变量, 敏度计算只需求解响应量对设计变量在设计点处的变化梯度。而在可靠性分析中, 结构参数是随机变量, 需研究响应量的分布参数对随机变量的分布参数 (如均值、标准差) 的变化梯度。

应用基于随机有限元方法的缺口件疲劳寿命分布计算模型, 分析了疲劳寿命分布对材料属性、载荷和几何三种主要不确定性设计变量分布的敏感程度, 确定它们对疲劳寿命分布影响程度的大小, 提供它们之间重要性程度的横向对比, 为结构可靠性设计提供理论依据。

1 疲劳寿命分布分析方法

1.1 基本原理

按照疲劳机理可以将影响疲劳强度或疲劳寿命的因素分成三类[5], 包括影响局部应力应变大小的因素, 如载荷特性、缺口应力集中等;影响材料微观结构的因素, 如材料种类、缺陷等;影响疲劳损伤源的因素, 如表面粗糙度等。影响疲劳强度的因素众多, 试图考虑所有因素是不现实的。对于一般缺口件, 可以认为其寿命主要由局部应力应变大小和材料微观结构决定, 同时, 这两者本身也具有一定的随机性。局部应力应变的分散性由构件材料、载荷以及几何特性的随机性引起, 材料微观结构的不均匀性是材料固有属性。在常幅载荷下, 这两种分散性对缺口件寿命分散性影响的层次关系可用图1表示。当局部应力应变的分散性和某一局部应力应变水平下微观结构不均匀性引起的寿命分散性分别确定后, 将两者结合起来, 就可以得到缺口件疲劳寿命分布。

对光滑件来说, 因为不存在应力集中, 其寿命分散性可近似认为完全由微观结构不均匀性造成, 同时假设微观结构不均匀性对缺口件和光滑件寿命分散性的影响是相同的, 所以微观结构不均匀性引起的缺口件寿命分散性可由光滑件试验寿命分散性得到。局部应力应变分散性可通过随机有限元法计算得到。

1.2 局部应力应变分散性的计算

利用随机有限元法求解局部应力应变分散性, 首先需要选择一个符合疲劳机制的局部应力应变量, 即疲劳损伤参量, 来反映缺口的疲劳严重程度;然后借助随机有限元分析得到该应力应变量的概率分布, 具体工作包括变量不确定性的描述、随机场的离散和随机有限元计算。

1.2.1 疲劳损伤参量的选取

现已提出很多种疲劳损伤参量, 按照其建立的物理基础, 可以分为平均应力模型、断裂力学模型和场强法模型。这里选用基于场强法思想的疲劳有效应力[6], 该参量能考虑到应力梯度和试件尺寸对缺口件疲劳寿命的影响, 在对有关疲劳现象的解释和寿命预测准确度上有着很好的表现。该方法中损伤参量疲劳有效应力定义为

式 (1) 中, A0为标准光滑疲劳试验件可能萌生裂纹的表面积的大小;bσ为标准光滑疲劳试验件疲劳强度分布函数中的Weibull指数;σ是场强值[5];Ω是缺口件可能萌生裂纹的表面。

1.2.2 疲劳有效应力概率分布的计算

随机有限元分析时, 首先要对结构中的不确定性参数进行描述。考虑材料、载荷以及几何特性的随机性, 其中载荷和几何特性的随机性用单个离散随机变量来描述, 材料属性属于连续介质力学参数, 其空间变异性特点用随机场来描述, 由随机场相关函数唯一确定。

随机场模型一般不能在随机有限元分析中直接使用, 要进行随机场的离散处理将随机场用有限数量的随机变量表示。已经出现了多种随机场离散方法, 其中在展开项相同的情况下, KL分解得到的相关函数的误差最小[7], 该方法的关键是求解积分方程得到相关函数的特征值和特征函数。当积分区域不规则或者相关函数模型比较复杂时, 需要用数值方法求解积分方程。文献[8]选用随机场网格的形函数作为基函数, 编制了随机场网格为平面四边形单元时的离散程序来对缺口件弹性模量随机场进行离散, 本文也采用该方法。

经随机场离散得到一系列输入随机变量后, 就可用蒙特卡洛随机有限元法[9]计算出疲劳有效应力的概率分布。

1.3 疲劳寿命分布计算模型

计算得到疲劳有效应力的分散性后, 就可按照图1所示缺口件寿命分散性影响因素的层次关系图, 将它同微观结构不均匀性引起的寿命分散性结合起来 (反映在光滑件疲劳寿命试验数据的分散性中) , 最终计算出缺口件寿命分布, 分析计算模型如图2所示。

首先对结构的不确定性参数进行描述, 对其中用随机场描述的参数进行随机场离散, 得到一系列输入随机变量, 然后采用拉丁超立方法对随机变量进行抽样, 用得到的样本值调用确定性有限元程序进行建模和分析求得结构的应力分布, 再用式计算疲劳有效应力, 并按Goodman模型修正到光滑件疲劳寿命试验数据所在的应力均值水平下。由修正的疲劳有效应力值查取光滑件疲劳寿命数据求取缺口件寿命时, 引入存活率随机变量up (服从[0, 1]区间上的均匀分布) 并进行抽样, 从而将光滑件应力寿命曲线的随机性, 即微观结构不均匀性引起的寿命分散性, 考虑进来。抽样寿命的表达式为

式中, Ni表示第i次抽样寿命;up, i表示存活率随机变量up的第i次抽样值;αi、βi分别是第i次抽样得到的疲劳有效应力水平下光滑件疲劳寿命分布 (两参数Weibull分布) 的形状参数和尺度参数值。当蒙特卡洛模拟抽样结束后, 对抽样计算结果进行统计分析就可以得到疲劳寿命的概率分布。

2 敏度分析

2.1 随机变量敏度的定义

在随机分析中, 为了描述结构不确定性设计变量分布的变化对响应量 (如位移、应力等) 分布影响程度的大小, 有了一些区别于确定性变量灵敏度的定义。设结构的不确定性设计变量为X1, …, Xn, 它们都是随机变量, Xi的均值和标准差的一般表达式为μi、σi, 名义值为μi*σi*。结构响应量Y与设计变量X1, …, Xn的关系可用函数表示为

可见响应量是随机变量的函数, 也是随机变量。度量指标S为结构响应量分布的数字特征或其函数 (如均值、标准差、变异系数或者可靠性指标等) 。为了反映设计变量Xi对响应量Y的不同影响, 对同一设计变量定义一系列的灵敏度因子, 它们是[10]

式中, αi、βi反映了随机变量均值对S的影响, ξi、ηi反映了随机变量标准差对S的影响。

实际工程结构中, 不确定设计变量的均值一般变化不大, 在设计值附近, 而标准差难以测定, 给出的估计值的经验成分较重, 其变化性较大, 所以现在侧重考察随机变量标准差对S的影响, 即灵敏度因子ξi和ηi。ξi反映的是单位变异系数的绝对变化带来的度量指标S的变化, ηi反映的是单位变异系数的相对变化带来的度量指标S的变化。同时, 由于不确定设计变量的均值变化不大, 响应量均值变化也不会很大, 所以S取为响应量的标准差或者变异系数。

2.2 敏度计算方法

确定性变量的灵敏度计算有差分法、半解析法、解析法和伴随法[11]等, 随机变量的灵敏度计算也有类似的方法。解析法过程概念清楚, 具有较高的精度, 但其计算步骤实施起来非常复杂, 另外, 通常要考察的响应量与位移没有显式关系, 求偏导运算也就无法进行。现采用差分法进行敏度计算。

差分法的基本做法是使设计参数有一微小摄动, 以ξi的计算为例, 就是使标准差值从σi*变化到σ'i (σ'i=σi*+Δσi) , 相应地, S变化到S', 再由差分格式计算S关于σi的近似导数, 如采用向前差分格式, 则导数计算式为

式 (2) 的截断误差与Δσi同阶。如采用中心差分格式, 即

则截断误差与 (Δσi) 2同阶, 精度也就更高, 但它需要多求一次S的值, 工作量也增加了。

差分法原理简单, 易于应用, 但亦有些不足。主要表现在: (1) 计算工作量大, 当设计参数个数为n时, 向前差分至少需要进行n+1次结构随机分析, 而中心差分则至少需要2n+1次分析; (2) 设计参数的微小摄动难以确定, 从截断误差的角度看, 摄动越小, 灵敏度越精确, 但摄动过小则舍入误差占优, 同样会使数值失真。

2.3 中心孔缺口件疲劳寿命分布的敏度分析

算例选择文献[12]中LY12CZ铝合金包铝板材 (轴向加载) 的中心孔缺口件, 试件的形状尺寸如图3所示, 板厚1.0 mm, 试验频率为35~240 Hz, 试验在室温空气中进行。按照图2所示的缺口件疲劳寿命分布计算模型计算其疲劳寿命分布。

假设试件中的不确定性参数主要为弹性模量E、两端载荷P和缺口半径R。弹性模量的变异性用随机场进行处理, 并假设其为高斯平稳随机场, 均值为68 000 MPa[13], 变异系数在3%~4%之间[14], 这里取为3.5%, 相关函数选择单指数型, x方向和y方向相关长度设定为25 mm, 其表达式为

载荷和半径的随机性用单一正态分布随机变量表示, 其中载荷的变异系数根据试验机加载系统误差的一般情况设为0.5%。由于试件图纸中未标注孔径的公差尺寸, 其公差等级按IT12处理, 对于直径2 mm的孔, 公差为0.1 mm, 半径的公差即为0.05 mm, 按3σ规则, 其标准差近似认为是0.05/3 mm。

由于几何和载荷的对称性, 随机场网格和有限元网格均取缺口件的1/4进行建模, 如图4和图5所示。应力场强计算时的场径D取为0.185mm[5]。疲劳有效应力修正时所参考的光滑件疲劳寿命数据是载荷均值为90 MPa时的成组疲劳寿命试验数据。

进行疲劳寿命分布对材料属性、载荷和几何三种不确定性设计变量的敏度分析, 确定它们对疲劳寿命分布影响程度的大小。

缺口件疲劳寿命分布是材料微观结构不均匀性引起的寿命分散性和疲劳有效应力的分散性共同作用的结果, 其中微观结构不均匀性引起的寿命分散性完全由光滑件疲劳寿命试验结果决定, 所以缺口件疲劳寿命分布取决于疲劳有效应力的分散性, 疲劳寿命分布对弹性模量、载荷和缺口半径三种不确定性设计变量的敏度大小关系可通过分析疲劳有效应力对这三种变量的敏度获得。

以ξi、ηi作为灵敏度评判指标, 度量指标S选为响应量疲劳有效应力的变异系数, 所以ξi的物理意义就是单位设计变量变异系数的绝对变化引起的疲劳有效应力变异系数的绝对变化, ηi的物理意义就是单位设计变量变异系数的相对变化引起的疲劳有效应力变异系数的绝对变化。表1列出了各设计变量在不同分散性情况下所能引起的疲劳有效应力的分散性, 以及两种灵敏度指标的值。计算时弹性模量均值取为68 000 MPa;载荷平均应力的均值为48.7 MPa, 最大应力的均值为130 MPa;中心孔半径均值为1 mm。各设计变量均值不变化, 只有标准差变化, 变异系数相应变化。

由上表可以看出, 选择不同的灵敏度指标, 三种设计变量的灵敏度大小关系是不同的, 如选择ξi, 则设计变量的重要性顺序依次是载荷、缺口半径和弹性模量;如选择ηi, 则设计变量的重要性顺序依次是弹性模量、缺口半径和载荷。本文认为灵敏度指标的选择需要结合实际问题, 取决于要考察的响应量分布的变化是设计变量变异系数的绝对变化还是相对变化所带来的, 如是绝对变化引起的, 则应选择ξi, 否则选择ηi。另外, 如要考察设计变量变异系数的相对变化引起的疲劳有效应力变异系数的绝对变化, 则设计变量变异系数的名义值也对敏度指标有重要的影响。以表2中的数据为例, 如果载荷的名义变异系数为5%, 相应地需要计算设计变量变异系数分别为4%、5%和6%时的疲劳有效应力的变异系数, 同载荷的名义变异系数为0.5%的情况相比, 疲劳有效应力变异系数值的绝对变化会增大很多, 但设计变量变异系数的相对变化值不变, 所以灵敏度ηi的计算值将增大很多。

考察的是设计变量变异系数的绝对变化造成的缺口件寿命分布的变化, 所以选择作为灵敏度指标, 所以设计变量的重要性顺序依次是载荷、缺口半径和弹性模量, 它们分别代表载荷、几何和材料属性, 三者的敏度大小在同一个量级, 所以它们对缺口件寿命分布的影响都不可忽略。

3 讨论与结论

(1) 进行了缺口件寿命分布对材料属性、载荷和几何三种不确定性设计变量的敏度分析, 分析结果表明它们对缺口件寿命分布影响程度的大小顺序依次为载荷、几何和材料属性, 并且缺口件寿命分布对它们的敏度大小在同一量级上。

海底管道疲劳寿命预报方法 篇2

海底管道疲劳寿命预报方法

海底管道悬跨管段在波流联合作用下非常容易发生疲劳破坏.文中通过多项Galerkin方法对海底管跨的涡激振动方程进行求解,获得管跨系统的时域非线性动力响应,分析疲劳裂纹扩展模型MeEvily模型中各个参数对管道疲劳寿命的影响,在此基础上提出管道疲劳寿命预报方法.

作 者：傅明炀 余建星 高喜峰 FU Ming-yang YU Jian-xing GAO Xi-feng 作者单位：天津大学建筑工程学院,港口与海洋工程教育部、天津市重点实验室,天津,300072刊 名：海洋技术 PKU英文刊名：OCEAN TECHNOLOGY年，卷(期)：27(3)分类号：P751关键词：管跨 涡激振动 疲劳预报 McEvily模型

埕岛油田海底管道疲劳寿命评估 篇3

关键词：海底管道；疲劳；评估；埕岛油田

1 埕岛油田现状

埕岛海区位于黄河三角洲前缘、渤海湾中东部南岸的极浅海海域。地面工程建设模式以中心平台为依托，在其周围辐射式建设卫星平台的方式进行开发，中心平台通过海底电缆为卫星平台生产提供电力，通过海底注水管线为其卫星平台提供注水源，卫星平台产出的油、气、水混合物则通过海底管线传输到中心平台进行处理后分输到岸上。经过多年的开发建设，1999年埕岛油田实现200万吨产能规模，成为我国的第一大浅海油田。

2 海底管道悬空原因

在海底地形的变化、波流的冲刷和淘刷，管道的残余应力等海洋因素作用下，海底管道可能形成悬空段。根据海底管道形成悬空段的成因和类型的不同，管道悬空段有以下三种类型：

2.1 海底管道由于受到波流作用形成的悬空段

埋设在海床以下和裸露在海床上的海底管道受波流的冲刷和淘刷的影响，波流首先冲刷管道上面的颗粒，等到管道露出之后在冲刷管道下面的颗粒，由此管道形成悬空段。对于裸露在海床上的海底管道，波流冲刷管道下部的颗粒形成悬空现象。

2.2 由于海底管道的应力集中形成的悬空段

海底管道在运行过程中，由于受传输介质的温度、压力等因素的作用也会有应力集中的现象，这种应力集中会在管道的某个部位形成“屈曲现象”，屈曲现象会使管道的一段产生悬空现象从而使管道形成悬空段。

2.3 海底地形的崎岖变化形成的悬空段

海底管道悬跨结构在发生涡激振动的过程中，存在着流体与结构之间的相互作用，从而改变作用在结构上的流体荷载的分布和大小。

3 疲劳寿命评估

以埕岛油田某管线为实例进行数值试验，讨论各参数对悬跨管线疲劳寿命的影响。根据埕岛油田海域水深范围，设定计算管线处的水深为10m，考虑悬跨长度、流速大小、波浪大小以及水流与管线的夹角等影响因素。

3.1 悬跨长度的影响

主要考虑在其他条件一定的情况下悬跨长度对疲劳寿命的影响。计算工况为潮流流速0.8m/s（悬跨管线位置），流向与悬跨管线垂直，悬跨管线两端的约束对悬跨段的自振频率有很大影响，约束条件的确定依赖于两端部分对悬跨管段的作用力，而作用力的确定需要根据管线的内力和管线的外载荷来确定。

在悬跨管线两端约束为简支，流速一定的情况下（0.8m/s），管线的自振频率随悬跨长度的增大而减小，管线的响应频率、应力范围变化趋势也相同；管线悬跨长度从30m逐渐增大时疲劳寿命由4.877年逐渐减小。

跨长在24～29.5m范围内时悬跨管线随着悬跨长度增大疲劳寿命迅速减小。相同跨长时固支约束下悬跨管线一阶固有频率大于简支约束下的一阶固有频率，悬跨长度30m以内的管线在0.8m/s的流速下，不需要评估涡激振动情况。

3.2 流速的影响

主要分析悬跨管线在悬跨长度、波浪条件等参数不变的情况下，流速大小对疲劳寿命的影响。计算工况为悬跨长度30m，流向与管线垂直。边界约束考虑两端简支和两端固支两种，计算流速从0.4～1.5m/s变化时疲劳寿命大小。

流速小于0.5m/s时，对于30m悬跨长度的管线可以不必考虑涡激振动的影响，其疲劳寿命大于50年。流速在0.6～0.8m/s之间时，疲劳寿命变化明显，说明悬跨管线疲劳寿命对流速很敏感，在进行相应的评估时需要结合实际的流速大小。0.6～0.8m/s变化时，随着流速的增加，悬跨管线的响应频率和应力范围均在增大，疲劳寿命随流速的增大急剧减小。

悬跨长度为30m的管线，在流速小于1.2m/s时可以不考虑涡激振动的影响。随着流速的增大，其涡激振动应力范围呈现逐渐增大的趋势，从12MPa增至40MPa，相应的，疲劳寿命从474年迅速减小至1.6年。流速在1.3～1.4m/s之间时，疲劳寿命变化明显，说明悬跨管线疲劳寿命对该流速范围很敏感，在进行相应的评估时需要结合实际的流速大小。

流速从1.3～1.4m/s变化时，随着流速的增加，悬跨管线的应力范围在增大，疲劳寿命随流速地增大急剧减小。

3.3 波浪的影响

主要分析悬跨管线在悬跨长度、入射角度等参数不变的情况下，波浪大小对疲劳寿命的影响。计算工况为悬跨长度30m。

简支约束下波高小于2m时可以不考虑波浪引起的涡激振动影响，此条件下悬跨管线满足疲劳设计要求。波高大于2m时，随着波高的增大，疲劳寿命急剧降低，由2m波高时的1745年降至3m波高时的0.634年。由此可见在浅水区（d/L<0.5）波高对管线的疲劳寿命有很大影响，在深水区波浪导致的水质点的运动在海底位置几乎没有，可以忽略波浪的影响。在实际管线评估过程中需要综合考虑悬跨管线处的水深、波浪方向以及潮流速度等因素。

固支约束下波高小于4m时可以不考虑波浪引起的涡激振动影响，此条件下悬跨管线满足疲劳设计要求。在浅水区（d/L<0.5）波高对管线的疲劳寿命有很大影响，在深水区波浪导致的水质点的运动在海底位置几乎没有，可以忽略波浪的影响。

3.4 流速与管线夹角的影响

主要分析悬跨管线在悬跨长度、流速大小等参数不变的情况下，入射角度对疲劳寿命的影响。

在悬跨长度30m，流速0.8m/s，两端简支约束条件下，流速的入射角度小于45度时可以不考虑涡激振动的影响，管线疲劳寿命满足设计要求。入射角大于45度时，随着流速入射角度的增大，管线响应应力范围随之增大，疲劳寿命逐渐减小，由45度时的19349年减至90度时的4.877年。当入射角为90度时疲劳寿命最小，入射角继续增大疲劳寿命也随之增大，入射角大于135度时悬跨管线的疲劳寿命可以不考虑涡激振动的影响。因此疲劳寿命与管线上垂直作用的流速大小有直接关系。

在悬跨长度30m，流速1.4m/s，两端固支约束条件下，流速的入射角度小于65度时可以不考虑涡激振动的影响，管线疲劳寿命满足设计要求。入射角大于65度时，随着流速入射角度的增大，管线响应应力范围随之增大，疲劳寿命逐渐减小，由65度时的3585年减至90度时的12.748年。当入射角为90度时疲劳寿命最小，入射角继续增大疲劳寿命也随之增大，入射角大于115度时悬跨管线的疲劳寿命可以不考虑涡激振动的影响。按照上述分析若该管线设计寿命为50年，则1.4m/s的流速工况下最大允许夹角为75度。

4 小结

通过比较发现随着悬跨长度增加，疲劳寿命随之减小，在流速0.8m/s时简支约束下最大悬跨长度不能超过27.5m（按设计寿命50年计），而固支约束下最大悬跨长度不能超过41m。

简支约束下30m悬跨长度时，管线对0.6～0.8m/s区间的流速变化很敏感，在0.8m/s时寿命仅有4.8年，按照疲劳寿命50年计算，最大允许流速为0.7m/s；固支约束下对1.3～1.4m/s区间的流速变化敏感，按照疲劳寿命50年计算，最大允许流速为1.35m/s。

由于水深较浅波高对疲劳寿命有较大影响，计算结果表明30m悬跨长度时，简支约束下波高大于2.3m时疲劳寿命降到50年以下，固支约束下波高大于4.4m疲劳寿命仅为42.8年。

疲劳寿命分布 篇4

在飞机结构中，绝大多数零件是通过在连接孔中安装紧固件装配在一起的，由于开孔周边存在应力集中现象，故在飞机服役过程中，孔壁极易过早萌生裂纹，严重降低结构件疲劳寿命[1]。针对带孔连接件低寿命问题，研究人员采用孔冷挤压、喷丸[2]、激光强化[3]等方法对孔壁进行了强化研究，但是，孔冷挤压强化方法仍是当前最简洁有效的连接件抗疲劳制造技术。

在过去的几十年里，连接孔的冷挤压强化技术已被广泛应用于现代飞机的抗疲劳制造，研究表明，由冷挤压强化工艺所产生的孔边残余应力场能够有效地减小由外载荷引起的拉伸应力，提高疲劳强度，并有效减小裂纹尖端的应力强度因子，从而延缓疲劳裂纹扩展速率，明显提高连接件的疲劳寿命[4]。孔挤压强化机理和强化效果已经得到了广泛研究，但由于受测量手段的限制，挤压残余应力在材料内部三维方向分布规律的研究仍是一个难题[5]。近年来，随着计算机技术的飞速发展，研究人员通过有限元软件对挤压后孔边残余应力分布规律进行了大量研究[6,7,8,9,10,11,12,13,14]。Liu等[9]对不同挤压量下的残余应力分布规律进行了研究;Mahendra等[10]对板厚方向的切向残余应力变化规律进行了研究;文献[11,12]采用仿真和试验的方法研究了孔边距对残余应力的分布规律和疲劳寿命的影响;刘晓龙等[13]通过三维有限元模拟和试验研究了构件厚度变化对孔挤压残余应力场的影响;范娟等[14]结合拉伸试验对7050高强度铝合金孔板挤压件的承载特性进行了分析，并结合有限元模拟研究了残余应力分布规律。但是，在工作载荷作用下，关于挤压强化后的孔边应力分布规律的研究尚未涉及，而这对揭示孔挤压疲劳增益机理有直接影响。

本文针对交变载荷作用下含孔连接件疲劳寿命低的问题，采用三维有限元仿真方法对挤压强化后的孔周残余应力分布规律进行研究，对比分析拉伸载荷作用下挤压前后孔边应力分布情况，采用开缝衬套冷挤压强化技术对带孔TC4钛合金试样进行孔挤压强化处理，并对不同挤压量下的相同孔径试样进行疲劳试验，结合残余应力有限元仿真和疲劳试验结果，对冷挤压强化机理和强化效果进行深入探讨。

1 三维有限元仿真

孔的冷挤压过程是一个复杂的弹塑性变形过程，挤压后孔边残余应力分布呈现不均匀性，现有试验方法还无法准确揭示挤压后孔周三维方向的残余应力分布规律。当前对残余应力的研究主要应用有限元进行模拟，以获得挤压后孔边残余应力的近似分布情况。本文采用ABAQUS 6.12软件对TC4钛合金孔冷挤压强化过程进行模拟，得到挤压后的孔边残余应力分布规律;对试样单向拉伸过程进行三维有限元仿真研究，得到孔周拉应力分布规律;对孔挤压强化后试样的拉伸过程进行有限元仿真，用以模拟在拉-拉疲劳试验中峰值应力状态下的试样应力分布规律。

1.1 三维有限元模型的建立

有限元仿真所用三维模型选用14 mm×40 mm×4 mm的矩形构件，中心孔直径为4 mm，挤压量为0～6%，通过改变芯棒最大直径获得所需挤压量。采用ABAQUS中的C3D8R六面体单元对模型进行网格划分[15]，孔边网格密度大于挤压试样模型两端和挤压棒密度，网格模型如图1所示。芯棒模型材料属性同试验中所用的高强度钢，挤压试样模型的材料应力-应变关系如图2所示。边界条件和约束参照实际挤压过程设置，为简化运算，本模型省略衬套，芯棒与孔壁直接接触，两者间摩擦因数取0.1[16]。

1.2 孔冷挤压有限元仿真

连接件孔冷挤压强化后在孔边产生径向、切向以及板厚三个方向的残余应力，而对受交变载荷作用下的零件疲劳寿命影响最大的是切向残余应力σθ[17]，因此，本文主要关注孔边切向残余应力分布规律，并取模型最小截面(危险截面)进行研究。芯棒穿过孔后，S11方向(X方向)的残余应力即最小截面处的切向残余应力σθ。

图3为4%挤压量下孔边切向残余应力分布云图。可以看出，残余应力关于孔轴对称分布，不同位置的切向残余应力变化规律如图4所示，在距离孔壁2 mm范围内，残余应力为压应力，应力值先增大后迅速减小为零(在0.2 mm处压应力达到最大值)，之后随着距离的增大，拉应力缓慢增大。在板厚方向，切向残余应力分布也存在不均匀性，孔壁附近的板厚中间位置压应力值较大，切向残余应力最大值出现在中间层偏下位置，远离孔壁处的残余应力分布相对均匀。

1.3 带孔试样拉伸有限元仿真

采用对模型单向拉伸的有限元仿真来模拟拉-拉疲劳试验中峰值载荷下的试样应力分布规律，拉伸模型的建立方法同上文所述，在模型一端施加约束，另一端施加均布载荷，载荷值选取试样最小截面所受0.7σb的等效载荷(σb为抗拉强度)。

图5为拉伸后的最小截面应力分布云图，由于模型为对称结构，且两边约束条件相同，在板宽和板厚两个方向，最小截面内的应力均为对称分布。仿真结果显示，在孔壁附近拉应力值明显大于远离孔边的位置拉应力值，开孔周边存在严重的应力集中现象。模型最小截面处应力分布规律如图6所示，在距离孔壁1 mm内时，应力值均大于平均值，孔壁处的最大应力则达到1063 MPa，而在远离孔壁区域的拉应力仅为平均应力的60%。在板厚方向上，自上下两表面向板内应力依次增大，拉应力最大值出现在中间层，上下两表面的应力分布一致。

1.4 孔冷挤压强化后的拉伸有限元仿真

为了探索孔冷挤压强化对受载试样孔周应力分布规律的影响，首先对有限元模型进行4%挤压量的孔冷挤压强化，然后在模型一端施加0.7σb的拉伸均布载荷。图7为最小截面应力分布云图，在模型宽度方向，孔壁附近的应力值小于模型两侧边区域;在厚度方向，孔壁附近的应力变化较大，而远离孔壁区域的应力分布趋向一致。强化后的拉伸应力分布规律如图8所示，孔壁处的应力小于最小截面的平均拉应力，在距离孔壁0.2 mm附近区域拉应力值较小;在距孔壁0.2～2 mm的宽度范围内，随着距离的增大应力迅速增大;而在距孔壁大于2 mm的区域，应力值变化不大，但均大于截面内平均应力值。

2 试验

2.1 试验材料

试验所用材料为退火状态的TC4钛合金板材，其化学成分和主要力学性能分别见表1和表2[18]。冷挤压前，试样初孔通过先钻后铰的工艺加工而成，并对铰孔后试样进行去应力退火。疲劳试样的孔直径为4 mm，孔边距(e/D)为1.75，长轴方向为衬套开缝方向，疲劳试样如图9所示。衬套采用FTI提供的不锈钢开缝衬套，相对挤压量为3%～6%，每组采用3个疲劳试样。

2.2 试验过程

试验过程分为孔挤压强化和疲劳试验两部分，孔挤压试验在本课题组研制的试验平台上进行(图10)，芯棒的拉拔动力由万能拉伸试验机提供，挤压速度为10 mm/min，挤压完成后将开缝衬套从孔内取出。由于衬套存在轴向切缝，挤后孔壁残留凸脊，需要对孔壁进行铰孔加工，满足所有疲劳试样孔径均相等，且孔壁光滑无损伤，挤后所有孔的铰削量均小于0.2 mm的条件，以使得铰孔对疲劳寿命无明显影响[4]。室温条件下，在EHF-EG250KN-40L电液伺服疲劳试验机上进行拉-拉疲劳试验，应力比R=0.1，频率为10 Hz，采用轴向恒幅正弦波加载，最大应力为0.7σb。

2.3 试验结果

在开缝衬套冷挤压强化工艺中，由于衬套受挤发生塑性变形而吸收部分挤压量，孔壁实际所受挤压量仅为理论值的70%～80%[4]，为便于研究，本文取相对挤压量的70%作为开缝衬套冷挤压强化试验中孔壁所受实际挤压量。

图11所示为不同挤压量下的疲劳试验结果，未进行挤压强化的试样疲劳寿命仅有6000次，随着挤压量的增加，疲劳寿命明显提高，2.1%挤压量下的试样疲劳寿命是未挤压试样疲劳寿命的2.7倍;当挤压量为4.3%时，疲劳寿命提高到挤压强化前的3倍，达到18 000次。值得注意的是，随着挤压量的增大，疲劳寿命提高幅度逐渐减小，当挤压量由2.1%到3.2%时，疲劳寿命提高23%，而挤压量从3.2%增大到4.3%过程中对应的疲劳寿命仅提高12%。

3 分析与讨论

在孔挤压强化工艺中，挤压量是影响残余应力大小及分布最关键的因素，不同挤压量下板厚中间位置的切向残余应力分布规律如图12所示。当挤压量小于2%时，残余应力受挤压量的影响较大。挤压量大于2%之后，残余应力分布规律基本一致，在孔壁附近，随着挤压量的增大，相同区域的压应力值变化减小。图13所示为孔边最大切向残余压应力同挤压量的关系，当挤压量小于2%时，残余应力与挤压量成比例关系，在小挤压量作用下，孔壁受挤压发生塑性变形区域较小，挤后孔边残余压应力值较小，残余压应力最大值出现在靠近孔壁处。挤压量大于4%后，孔边最大残余压应力变化不大。

通过有限元仿真研究发现，受载试样孔边存在严重的应力集中现象，而挤压强化后孔边存在切向残余压应力，能够有效抑制应力集中。图14所示为0.7σb拉伸载荷作用下挤压量对受拉试样最小截面在板厚中间位置应力分布的影响规律，由于挤压后的切向残余压应力的作用，受载试样孔壁附近的应力值随着挤压量的增大逐渐减小，当挤压量大于4%时，应力值基本趋于稳定。在距离孔壁2 mm以内的区域，增大挤压量可以得到较小的拉应力值;当挤压量大于4%后，相同位置的应力值变化相对减小。在距离孔壁2 mm以外的区域，随着挤压量的增大，应力值反而增大，6%挤压量下的试样侧边应力值是无挤压试样侧边应力值的两倍，减弱了残余应力引起的疲劳增益。

试样断口表面形貌反映了不同挤压量对抗疲劳性能的影响。图15所示为无挤压和挤压量为4.3%的开缝衬套冷挤压试样疲劳断口宏观形貌，图15中颜色较亮的区域为裂纹扩展区，较暗的区域为瞬断区，对比两种断口形貌发现，无挤压试样的疲劳裂纹扩展区较小，裂纹主要萌生于孔壁中间区域，且裂纹源较多，而孔挤压后断口裂纹扩展区较大，疲劳裂纹主要出现在挤压入口附近，孔壁中间区域则较少，主要原因是挤压后孔壁中间区域存在较大切向残余压应力的作用，这与图12中的孔边应力分布规律相吻合。由于挤后孔边切向残余压应力的存在，阻碍了疲劳裂纹源的产生并延缓了裂纹扩展速率，增大了裂纹扩展区域面积。

金属试样疲劳寿命N由裂纹萌生寿命Ni和裂纹扩展寿命Nf两部分组成。在紧靠孔壁的裂纹萌生区，较大的压缩残余应力削弱了拉伸载荷在孔壁附近引起的拉应力，延长了裂纹的萌生寿命Ni;在裂纹扩展区域，压缩残余应力抵消了部分外加载荷产生的拉应力，有效降低了裂纹扩展速率，并扩大了裂纹扩展区域面积，从而延长了疲劳扩展寿命Nf。因此，孔挤压强化试样疲劳寿命明显高于未挤压试样疲劳寿命，随着挤压量的增加，疲劳裂纹萌生寿命和扩展寿命均随之提高，进而使得试样疲劳寿命提高。

疲劳寿命与挤后孔边残余应力和挤压量三者之间有着重要关系，比较图11和图13可以发现，三维有限元仿真获得的最大切向残余应力与冷挤压强化试样的疲劳寿命有很好的一致性。当挤压量小于2%时，随着挤压量的增大，试样疲劳寿命与孔边最大残余应力值均明显增大。仿真结果显示，当挤压量大于4%时，最大残余应力不再随着挤压量的增加而增大，受拉试样侧边拉应力却明显增大，减弱了残余应力引起的疲劳增益。试验和仿真结果表明，TC4钛合金孔的最优挤压量为4%。

4 结论

(1)仿真结果表明，冷挤压强化后，最小截面处的孔边残余应力呈孔轴对称分布。挤压量对孔边残余应力有明显影响，挤压量为0～2%时，残余压应力随挤压量的增大迅速增大;挤压量为2%～4%时，残余应力随挤压量缓慢增加;挤压量大于4%后，最大残余压应力无明显变化。

(2)挤压强化后的受载试样最小截面处的孔边应力值均小于无挤压试样，无应力集中现象。孔壁附近应力值随着挤压量的增大而明显减小，挤压量大于4%后，最大应力值变化不大。在远离孔壁的区域，应力值随着挤压量的增大而增大，6%挤压量的试样侧边应力值是无挤压试样侧边应力值的两倍，减弱了残余应力引起的疲劳增益。

(3)未挤压试样疲劳源在孔壁的板厚中间位置，挤后则出现在挤压入口位置，疲劳裂纹扩展区域面积扩大，残余应力的存在延缓了裂纹的萌生和扩展，提高了试样疲劳寿命。

天然气管道的疲劳可靠寿命计算 篇5

天然气管道的疲劳可靠寿命计算

天然气管道在制造过程中,由于焊接工艺会产生各种缺陷及裂纹.在天然气波动压力作用下,裂纹会发生疲劳扩展,导致管道破裂及失效,其中以内表面裂纹的.影响较为严重.文章研究了天然气管道中的内表面裂纹沿管道径向扩展的问题,计算了含裂纹管道的疲劳寿命.另一方面考虑到裂纹尺寸、天然气压力及材料性质等参量都是具有不确定性的随机变量,因此还引入可靠性计算方法,通过分析与计算,确定了天然气管道的疲劳可靠寿命.研究结果对天然气管道的设计、运行及检修有一定工程实用价值.

作 者：冯贤桂 作者单位：重庆大学,资环学院,重庆,400044刊 名：重庆大学学报(自然科学版) ISTIC EI PKU英文刊名：JOURNAL OF CHONGQING UNIVERSITY(NATURAL SCIECNE EDITION)年，卷(期)：25(7)分类号：O346.1关键词：管道 裂纹扩展 疲劳可靠寿命

高耸塔器风致疲劳寿命时域分析 篇6

高耸塔器,即高耸类塔式容器,是石油化工和炼油生产中重要的单元操作设备,其高度可超过50m。对于这种细长的自支撑式直立结构,风载荷是其较为敏感的载荷之一,尤其在沿海多风地区, 长期频繁的风致振动产生的循环应力,可能会导致该结构疲劳损伤甚至失效。近年来由此发生的事故也对相关企业造成了较大的经济损失。

然而,现行的国内外标准规范[1,2,3]普遍将风载荷视为短期载荷,尚未考虑多风环境下高耸塔器可能出现的疲劳问题,且自然界中的风载荷属于随机动态载荷,这使得标准规范中将其等效为静载荷的处理方法可能并不适合疲劳分析。同时, 高耸塔器所在地区的风速风向都有一定的分布规律,这也会影响高耸塔器的风致疲劳寿命。目前针对高耸塔器风致疲劳寿命估算方面 的研究极少,文献[4]仅对高耸塔器的顺风向的风振响应及其疲劳寿命进行了相关研究,尚未考虑横风向风振及风速风向分布因素对其疲劳寿命的影响,此方面的研究多集中在诸如通信塔、工业烟囱等结构风工程领域[5,6,7,8,9,10]。

为此,针对高耸塔器的结构及工况特性,本文基于随机风振响应的时程模拟、风速风向联合分布模型及随机疲劳理论,给出了在时域内估算多风地区高耸塔器风致疲劳寿命的数值计算方法, 并针对某一典型高耸塔器进行了相关分析,得出了该塔器在空塔和操作工况下不同的疲劳寿命及损伤规律。

1风振响应的时程模拟方法

根据圆截面细长结构风振机理的不同,通常将高耸塔器的风振响应分为顺风向和横风向两个方向。顺风向的风振响应时程模拟方法目前比较成熟,可通过平稳随机过程的数值模拟方法,如谐波叠加法、自回归法等,获得脉动风载荷时程样本,进而通过动力学分析方法获得风振时程响应。

与顺风向风振响应相比,横风向风振响应的时程模拟大体上仍可按上述模拟方法进行,但因横风向风振机理比较复杂,其模拟细节也较为繁琐。本文模拟横风向风振响应的理论基础,是基于文献[11-13]提出的理论。该理论认为,湍流中的圆截面刚性高耸结构会受到两种横风向载荷的叠加作用:一种是由静止结构尾流中的旋涡脱落所引起的载荷;另一种是来流紊流引起的载荷。 假定这两种激励相互独立,则在平稳随机过程数值模拟方法中的横风向风载荷功率谱矩阵SL可写成如下形式:

式中,SL1、SL2分别为旋涡脱落载荷谱矩阵和来流紊流载荷谱矩阵。

值得注意的是,以上高耸塔器所受的横风向风载荷仅适用于塔体振动较小时所受的载荷。若结构发生诱导共振而产生大幅振动,则必须考虑气动弹性的影响。此时,气动弹性可以看作是气动阻尼作用在结构上,则结构的总阻尼比为

式中,ζ、ζs和ζa分别是总 阻尼比、结构阻尼 比和气动 阻尼比。

气动阻尼比ζa可由下式求得:

式中,ρ为空气密度;M*为结构的广义质量;H为结构的总高度;z为结构上的任一高度;Ka0(z)、D(z)和φ(z)分别为结构任一高度z处的气动力系数、外径和振型函数。

2基于风速分布的疲劳寿命计算方法

在气象统计中,为了更加精确地掌握不同方向上的风速分布信息,通常将风向扩展为16个方向。为便于疲劳寿命分析,相应地以高耸结构为圆心,把风作用的平面等分为16个区域,每个区域用一个风向角代替,规定0°风向角的方向指向正北,且各风向角的角度按顺时针依次增大,则各风向角及对应的风向如图1所示。

对每个区域内平均风出现的频率、强度分布情况进行统计分析,便可得到风速与风向的联合分布规律。研究高耸结构的风致疲劳问题应采用Weibull分布[14],其分布函数的表达式如下:

式中,U为10m高度处的平均风速;f(θ)为各风向角的频度函数;a(θ)、r(θ)均为与风速概率分布有关的参数。

将上述概率分布函数离散化,分成与各参考风速vi相关的N个区间(i=1,2,…,N),使得每个区间[Ui,Ui+1)的中值为vi;令风作用的第j个风向角为θj(θ1为0°风向角,θj下标随风向角顺时针增大),那么参考风速vi在风向角θj上的概率为

计算风致疲劳寿命时,通常将高耸塔器最先发生疲劳破坏的截面定义为危险截面,则危险截面的疲劳寿命,即为该塔器的疲劳寿命。假定顺风向与横风向振动是相互独立的,且高耸塔器危险截面关于中心对称。如图2所示,当参考风速为vi、风向角为θj时,其危险截面方向为θk(风向角的角度也可指代危险截面上的方向位置)上单位时间T内的应力时程响应为

式中,α为风向角θj与截面方向θk间的夹角,α=θj-θk; σix(t)为叠加平均风引起的平均应力后的顺风向应力时程响应;σiy(t)为横风向应力时程响应。

通过雨流法统计应力时程响应σiα(t)的应力循环,再由特定的疲劳曲线和Miner疲劳累积损伤理论,便可计算出上述应力时程响应在单位时间T内的疲劳损伤Dk(vi,θj)。考虑风速风向联合分布,则危险截面θk方向上引起的疲劳损伤为

这里忽略高耸塔器危险截面上平均应力为压应力的应力时程对塔器造成的疲劳损伤。取上述疲劳损伤的最大值为Dmax,其所在的方向为疲劳主裂纹的萌生和扩展方向,故结构的风致疲劳寿命Ts为

3典型高耸塔器分析

本文以沿海某一典型的高耸塔器(图3)为研究对象,该结构高52.8m。一般来说,高耸塔器在使用寿命期间大多处于操作工况,但是有报 道指出高耸塔器在安装期间的空塔状态也是容易发生事故 的阶段[15]。 为此,本文针对 该塔器在上述两种工况下对应 的不同结构形式与振动参数 (表1),将分别对 其风致疲劳寿命及损伤规律进行分析。

3.1风载荷的时程模拟

选取模拟风载荷时程样本的最小参考风速为4m/s,最大参考风速为32m/s,中间相邻的参考风速取值间隔一般为2m/s,但塔器发生共振时的取值间隔为1m/s。由此,利用谐波叠加法[4,16]分别模拟了该塔器在上述两种工况下T=600s内10点的顺风向风和横风向风载荷时程样本,模拟参数见文献[4,17],模拟点的分布如图3所示。

图4示出了该塔器在操作工况下两点的顺风向脉动风载荷时程样本。

图5所示为空塔工况下第4点的风载荷时程样本,可见与脉动风载荷不同的是,横风向风载荷的波动频率随风速的增加而增大。

3.2风速风向联合分布函数的选择

目前沿海地区的风速风向统计资料较少,且多数是针对极值样本进行统计分析。若采用这类分布函数对高耸塔器的风致疲劳寿命进行估算, 将会低估其疲劳寿命。文献[18]根据澳门1901 ~2000年的百年气候资料,给出了该地区在总体样本下的风速风向联合分布函数,该分布函数分为1901~1951年与1952~2000年两部分。为避免城市发展对风速的影响,本文采用前者的联合分布Weibull函数作为我国沿海地区的多风环境进行高耸塔器风致疲劳寿命分析。图6给出了2组离散化后的风速概率分布图,可知不同风向上的风速概率分布形式有所不同,但风速大部分都分布在16m/s以内。

3.3应力时程响应的模拟

为研究应力集中系数对风致疲 劳寿命的 影响,本文在危险截 面处 (图7a)设计两种 焊脚高度:图7b所示为较为适宜的焊脚高度,图7c所示为存在较大应力集中的焊脚高度。利用有限元法求得焊脚高度h分别为45mm与30mm对应的危险点应力集中系数k分别为3.393与5.009。

根据高耸塔 器风振响 应的有限 元求解方法[4],将模拟的风载荷时程样本加载到有限元模型上求解,获得了该塔器危险截面在不同方向上T=600s的应力时程响应。图8给出了该塔器共振风速下空塔不同夹角α对应的危险截面上的应力时程响应。

3.4雨流法统计应力循环

对模拟所得的各风速与夹角下T=600s的危险截面应 力时程响 应样本σiα(t),采用雨流 法[19]统计其应力循环,包括每个应力循环的平均应力、应力幅。图9将危险风速下该塔器两种工况对应的应力循环再次进行了统计,可见平均应力与应力幅的分布具有一定的集中性,即在中间区域分布较多,在平均应力和应力幅较大或较少的区域分布都比较稀疏。

3.5结果分析

本文的疲劳曲线采用英国标准BS 5500中的疲劳曲线,该疲劳曲线针对不同的焊接接头形式和焊接缺陷种类,给出了6种评定等级下的疲劳曲线(图10)。

由此,针对高耸塔危险截面处的焊接结构及缺陷形式选择相应等级的疲劳曲线,并结合各风速下危险截面的应力循环以及风速风向联合分布函数,便可对该塔器疲劳寿命计算。

为便于对疲劳寿命计算结果进行分析,本节首先统计了该塔器两种工况下危险截面脉动应力时程响应的均方根值,脉动应力均方根值在一定程度上可反映应力幅值水平,其顺风向与横风向的统计结果如图11所示。结合该塔器的参数信息(表1),可知在操作工况下,由于该塔器安装了保温层和平台,增加了塔体的迎风面积,使得同一参考风速下顺风向的脉动应力均方根均大于空塔工况。对于空塔工况而言,由于其振动频率高于操作工况,使得空塔的横风向共振响应峰值发生在风速为12m/s左右,而操作工况为风速6m/s左右,共振风速的增大导致了空塔工况的共振响应要明显大于操作工况,且共振风速范围也要大于操作工况。

该塔器三种评定等级下的风致疲劳寿命分别如表2、表3所示,表中E等级表示无明显缺陷, F、F2表示该塔器危险截面的焊缝有缺陷,其中部分未焊透缺陷可以定为F2级。

年

年

由图11与表2分析可知,对于空塔工况而言,由于横风向共振响应出现在参考风速为8~ 20m/s之间,其中参考风速为10~16m/s的横风向脉动应力均方根显著大于顺风向,而当参考风速大于16m/s时,虽然顺风向风振响应要大于横风向,但此时强风出现的概率又很低(图6),这使得横风向振动是引起该塔器风致疲劳的决定性因素,顺风向振动引起的疲劳损伤可以忽略。从表2可以看出:在无明显缺陷的E等级下,空塔工况的风致疲劳寿命仅约为3年,如果该空塔存在较为严重的缺陷或者危险截面有较大的应力集中,在沿海多风地区的风致疲劳寿命可能不足半年。因此,长时间的空塔工况可能导致该塔器比较严重的疲劳损伤甚至失效。

由图11与表3可知,当该塔器处在操作工况时,横风向共振响应仅发生在参考风速为6m/s左右的弱风条件下,共振响应不明显,且当参考风速大于8m/s时,其顺风向的响应基本随风速呈指数型增大,同风速下的脉动应力均方根要显著大于横风向,这导致了该工况下由顺风向振动引起的疲劳损伤成为了其风致疲劳失效 的主要原因。由表3可知,若该塔器无明显的缺陷或较大的应力集中,其操作工况下的风致疲劳寿命可以满足沿海多风地区的使用年限(20~30年)要求。

图12表示该塔器达到疲劳寿命时不同截面方向上的疲劳损伤分布情况,同时该图还包含仅考虑顺风向与横风向风振引起的损伤。从图12可以看出,两种工况下的疲劳损伤分布差异较大。 在空塔工况下,横风向风致疲劳控制着截面疲劳损伤的分布,顺风向疲劳损伤可以不计,而操作工况下主要影响疲劳损伤分布的是顺风向的风致疲劳损伤。另外,由顺风向主导的疲劳损伤分布曲线形状呈单峰型,而横风向则呈多峰型,可见顺风向的疲劳损伤比横风向更为集中。

图13给出了该塔器达到E等级对应的疲劳寿命时,不同参考风速下的疲劳损伤分布情况。 从图13可以看出,该塔器操作工况下的疲劳损伤基本分布在16m/s以上的大风条件下。这是由于顺风向振动引起的疲劳损伤是引起该塔器操作工况下风致疲劳失效的主要原因,且顺风向风振只有在强风条件下才能引起较大的应力幅值。对于空塔而言,虽然强风下的顺风向响应也能产生较大的应力幅值,但是相比频繁的横风向共振响应而言,其引起疲劳累积损伤是可以忽略的,所以图13中空塔工况的疲劳损伤绝大部分都集中在风诱导共振风速条件下。

4结论

(1)长时间的空塔工况可能导致该塔器严重的疲劳损伤甚至失效,但若该塔器无明显的缺陷或较高的应力集中,其在操作工况下的疲劳寿命一般可以满足设计寿命要求。

(2)横风向共振是引起该塔器空塔风致疲劳的决定性因素,而风速在16m/s以上的大风造成的顺风向振动是导致该塔器在操作工况下风致疲劳损伤的主要原因。

(3)该塔器空塔和操作工况下的疲劳分布曲线分别呈多峰型和单峰型,可见顺风向的疲劳损伤比横风向更为集中。

摘要：针对沿海多风地区高耸塔器可能因长期风致振动导致的疲劳问题,以随机风致应力响应的时程模拟、风速风向联合分布模型、雨流法以及Miner疲劳累积损伤理论为基础,提出了基于时域法的高耸塔器风致疲劳寿命数值计算方法,并针对某一典型高耸塔器进行了相关分析。结果表明:长时间的空塔工况可能导致该塔器严重的疲劳损伤甚至失效,而操作工况下的风致疲劳寿命一般可以满足设计年限要求;横风向共振是引起该塔器空塔工况风致疲劳的决定性因素,而强风造成的顺风向振动是导致其操作工况下疲劳损伤的主要原因;该塔器空塔和操作工况下的疲劳分布曲线分别呈多峰型和单峰型,可见顺风向的疲劳损伤比横风向更为集中。

汽车后桥半轴的疲劳寿命预测分析 篇7

汽车后桥半轴是后桥驱动链轮的动力传递关键元件, 其疲劳寿命直接关系到行车安全, 为了保证汽车行车的安全性, 在汽车设计、制造过程中, 必须通过各种方法对汽车后桥半轴的疲劳寿命进行检验[1]。人们早期对汽车后桥半轴的检验方法是通过整车试验来检验, 这种方法效率低、成本高、危险性大。后来改进为采用台架的方式来检验汽车后桥半轴的疲劳寿命, 取得了良好的效果, 提高了检测效率, 降低了成本, 但利用台架进行检测仍需对大量半轴进行试验, 试验过程仍存在安全隐患, 试验成本较高。如何降低成本、提高实验效率与安全性, 已经成为汽车后桥半轴疲劳寿命检测研究的焦点[2]。目前很多专家和学者都在积极探讨更加经济、有效的解决方法。唐应时等人采用ANSYS WORKBENCH对整车后桥壳疲劳寿命成功的进行了分析与改进[3];王启唐等人利用有限元技术介绍了疲劳载荷历程的合成规则和表面节点应力状态的判断方法[4];吴仁智等人对平地机半轴疲劳寿命预估及其台架进行了试验[5];潘晶等人对轻型汽车后桥半轴断裂件的组织及断口特征进行了分析[6];王彦生等人对农用运输车后轴疲劳寿命进行了强化研究[7];李辉等人对扭力轴的疲劳寿命影响因素进行了分析[8], 并取得了良好的效果。

本文在对一定量的汽车后桥半轴台架试验基础上, 利用PRO/E对其进行三维实体建模, 应用ANSYS WORKBENCH软件对汽车后桥半轴的疲劳寿命进行预测。得出预测结果以实际试验结果一致, 验证了台架试验与仿真分析相结合的复合分析检验方法的正确性。

1 汽车后桥半轴的三维实体建模

在进行三维实体建模前, 对某车型的汽车后桥半轴进行一定量台架试验, 测量出所检验的汽车后桥半轴的长度、轴体直径、花键模数及齿数等要素, 为三维建模提供必要的依据。

由于ANSYS在实体建模方面功能较弱, 所以应用PRO/E建立汽车后桥半轴的三维模型。以某车型为例:半轴全长1000mm, 轴体直径d=52mm。右端花键部分有效长度100mm。渐开线外花键模数m=2, 齿数z=25, 分度圆直径D=50mm。材质为40Cr钢, 其机械性能:b=750MPa, s=550MPa。半轴所受的载荷来自于半轴齿轮, 即通过半轴上的外花键与半轴齿轮的内花键相啮合来传递扭矩。汽车后桥半轴三维模型如图1所示。

2 汽车后桥半轴的结构分析

汽车发动机产生的扭矩经传动轴传递到驱动桥, 再由半轴传递给车轮, 推动汽车前进。当汽车平稳匀速行驶时, 半轴承受和传递恒定的扭矩, 半轴在汽车起动、刹车以及崎岖道路上行驶时, 要承受扭转交变的冲击载荷, 且载荷值较大, 这种高能量的冲击可以使半轴脆断或受到损伤, 缩短寿命。另外由于其自身特殊结构功能和使用状况等因素的影响, 半轴失效发生的频率非常高, 是汽车重要结构件中失效频次最高的零件之一[9]。

1) 汽车后桥半轴易损部位

从汽车后桥半轴的受力来分析, 首先整个半轴在长度上都受到扭转剪切应力的作用。

式中T为半轴所传递的转矩,

WT为抗扭截面系数, P为传递的功率,

n为转速, D为半轴的直径。

从半轴结构上分析, 半轴主要分花键、杆部和法兰盘三个部分。两端分别与半轴齿轮和车轮连接。花键输入扭矩, 杆部传递扭矩, 法兰盘输出扭矩。易损部位:整个半轴应力集中严重的部位为半轴杆部与法兰盘的圆弧连接处, 以及花键与杆部连接处。在应力集中的局部区域易形成疲劳裂纹, 造成使用过程中半轴易发生疲劳断裂。花键端部, 此处的花键齿与齿轮直接接触, 受冲击扭转力最大, 花键齿顶部位为半轴的最危险部位。

2) 汽车后桥半轴理论所受最大扭矩

已知发动机最大扭矩eTmax (28) 1000Nm, 变速箱I档传动比1i=8.748, 主传动比iz=5.29, 传动效率η=0.8655, 轮胎动力半径r=0.525 m, 附着系数φ=0.90。

根据QC/T 293-1999汽车半轴台架试验方法, 半轴理论所受最大扭矩按两种情况计算:

因为全浮式半轴只承受扭矩, 计算扭矩T (28) X2Lrr (28) X2Rrr求得, 其中X2L和X2R可由以下方式计算, 并取二者中的较小者。

(1) 由最大附着力决定半轴扭矩:

式中φ为轮胎与地面的附着系数, 取0.9;m为汽车加速或减速时的质量转移系数, 可取1.2~1.4, 在此取1.2。

根据上式求得X2L (28) X2R (28) 27000N。

(2) 按发动机最大扭矩决定半轴扭矩:

式中, ξ为差速器的扭矩分配系数, 对于普通圆锥齿轮差速器取0.6;Temax为发动机的最大扭矩, Nm;η为汽车传动效率, 可取1或0.9;i为汽车传动系最低档传动比;rr为轮胎的滚动半径, m;

根据上式求得X2L (28) X2R (28) 9998N。

取二者较小值X2L (28) X2R (28) 9998N。

3 汽车后桥半轴强度有限元分析

在进行有限元分析之前, 通过台架试验对一定量的汽车后桥半轴进行了测试, 对汽车后桥半轴加载力的大小以及试验次数进行了实际测量, 并对断裂面进行了拍照, 为之后的有限元分析提供依据。

将汽车后桥半轴三维实体模型导入ANSYS WORKBENCH中, 根据其结构情况进行网格划分, 然后进行半轴的约束加载及后处理。

1) 半轴的约束及加载

在划分网格时, 高应力集中在表面区域, 心部应力很小, 所以半轴中心区域采用默认单元尺寸, 手动细化在花键退刀槽处的网格为1 mm, 如图2 (a) 所示。网格划分得到的整个模型节点总数8040个, 单元总数4040个。由于半轴是传递扭矩的部件, 故约束的加载方式按真实受力情况来施加, 限制半轴大轴端圆柱面上节点的六个自由度, 同时在小轴端花键施加9998 Nm的扭矩, 如图2 (b) 所示。

2) 汽车后桥半轴有限元分析及后处理

对带有约束和载荷的半轴有限元模型进行求解后, 即可得到半轴的有限元及疲劳分析结果, 并在各图上标出max值、min值、位置和所需考察点的值。

通过分析可知花键齿顶部为半轴的最危险部位如图3 (a) 所示, 花键齿与齿轮直接接触, 受冲击扭转力最大, 其最大变形量为2.8mm。由图3 (b) 可知花键退刀槽处最大剪应力约为275.99MPa, 由图3 (c) 花键退刀槽处最大等效应力约为478.16MPa, 这说明在扭矩作用下, 半轴花键处最大应力是由扭转和平面齿根应力的叠加而成的。端面花键处齿根的应力较小, 是因为各个花键齿沿齿侧轴线方向在分度圆附近均匀加载, 所以越靠近退刀槽, 花键齿根处的应力就越大, 在花键退刀槽起始处应力达到最大。已知半轴材料的屈服极限为550MPa, 半轴最大应力小于材料的屈服极限, 因此半轴强度满足要求。

4 汽车后桥半轴的疲劳寿命计算

台架试验中载荷谱是正弦波的载荷, 在ANSYS WORKBENCH中采用输入载荷谱的形式来模拟施加, 如图4所示。最大载荷输入根据汽车传动系冲击性能分析系统架试验方法, 按照2.5倍满载荷输入, 最小值为最大载荷的0.1倍, 即满载荷的0.25倍。

在疲劳模块fatigue tool中定义疲劳强度因子 (Fatigue Strength Factor) (Kf) 为0.8, 定义交变循环载荷 (fully reversed loading) 以建立交互应力循环, 设置设计寿命Design Life为1106循环次数。

5 汽车后桥半轴疲劳寿命试验验证

通过一定量台架试验, 对汽车后桥半轴进行疲劳寿命检测, 汽车后桥半轴经过调质处理后的疲劳寿命平均为15万次, 所获的结果对有限元分析提供了一定的依据。

通过加载, 计算得出的半轴疲劳寿命图与随机抽取实物半轴在冲击载荷下的试验结果对比图如图5所示。

经过仿真分析, 整个半轴应力集中严重的部位为半轴杆部与花键退刀槽处 (图5 (a) 所标出的椭圆区域) , 在应力集中的局部区域易形成疲劳裂纹, 造成使用过程中半轴易发生疲劳断裂, 其危险点处疲劳寿命约为1.11×105次。考虑到寿命值是在最大扭矩的情况下得出, 可认为半轴寿命基本达到使用要求。

为了考察半轴有限元分析的正确性, 根据QC T 293-1999汽车半轴台架试验方法进行试验验证:试件应从合格产品中随机抽样, 抽样基数不得少于200件, 试验采用交变非对称循环载荷;每根试件的寿命终止应以试件完全断裂或承载能力明显降低致试验机不能正常工作为标志。

图5 (b) 、 (c) 为随机抽取的两根半轴台架试验样品结果图, 由半轴试验结果可看出, 半轴断裂断口与轴线呈45, 断裂的部位产生在缺陷部位、严重磕碰伤处和花键处。两根实物半轴的断裂位置与图3 (b) 虚拟半轴仿真的结果基本一致, 由此可得出驱动桥半轴常发生早期断裂的主要原因是半轴的疲劳强度不足 (包括静强度不足) 。

由图5的对比分析结果可知, 采用台架试验与仿真相结合的复合分析方法的结果与大量台架试验的结果是一致的, 验证了这种复合试验方法是正确的、可靠的。

6 结论

在一定量台架试验基础上获得汽车后桥半轴的相关试验数据, 在PRO/E中建立汽车后桥半轴的三维实体模型, 应用ANSYS WORKBENCH软件进行了汽车后桥半轴的有限元分析, 得到半轴整体应力应变分布, 在满足强度要求的基础上, 计算出半轴的疲劳寿命, 所获的结果与大量台架试验结果进行对比分析, 证明有限元仿真试验是可行的、可靠的。分析结果在汽车检验中心得到验证, 并应用到实际的生产加工中, 试验方法减少了试验次数、提高了试验效率, 并为改进设计提供可靠的指导, 同时传动系检测分析也为农用机械及其他驱动桥半轴、扭转类零件的疲劳寿命预测提供了参考。

摘要：为了提高汽车后桥半轴疲劳寿命检验的效率以及检测的安全性, 基于虚拟现实技术提出了一种台架试验与仿真相结合的复合分析检验方法。在一定量台架试验基础上, 利用Pro/E参数化设计方法, 对汽车后桥半轴进行三维实体建模, ANSYS Workbench有限元疲劳分析模块对后桥半轴进行疲劳寿命预测分析, 获得的结果与一定量台架检验的结果对比分析, 得出预测结果与试验结果一致, 验证了方法的正确性。这种复合的检验方法相对于单一的台架检验方法, 减少了产品的试验样品数量, 缩短了开发周期, 提高了安全性, 降低了开发成本, 同时也为农用、工程车辆传动系冲击性能的研究提供了参考。

关键词：汽车半轴,疲劳寿命,安全性,有限元分析

参考文献

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[8]李辉, 王佰超, 张大舜, 等.扭力轴疲劳寿命影响因素分析[J].制造业自动化, 2010, 32 (1) :57-59.

石油钻机井架底座的疲劳寿命预测 篇8

1 井架底座的疲劳算法

1.1 允许应力幅法

允许应力幅法是伴随着焊接钢结构发展起来的一种疲劳计算方法，通过大量实验研究和工程实践证明：焊接缺陷往往是形成疲劳裂缝和引起疲劳破坏的根源。井架绝大多数是焊接结构，其疲劳强度必需满足如下规定：

式中，△σ为计算应力幅，[△σ]为许用应力幅值。

井架及底座承受载荷是不稳定的，其疲劳是变幅疲劳，需要根据积累损伤疲劳原理，将变幅疲劳折合成等效常幅疲劳，而井架及底座的长期载荷可按最大钻柱重量Q柱计算，Q柱产生的应力幅△σmax是已知的。因此有：

式中，△σmax为长期工作载荷Q柱产生的最大应力幅度;kc为等效系数，根据文献[2]，kc可由式(3)求解

式中，ni为预期寿命的应力循环次数，N0为循环基数，对钻机计算而言，取N0=5e6,m为杆件系数。

1.2 钻机荷载谱及等效应力幅系数

从疲劳计算角度看，起下钻作业持续时间最长，由此产生的应力循环次数最多，起下钻载荷谱与钻机类型、井深、地质条件等因此有关，其载荷由小变至最大，且载荷重复作用的频率与起下钻次数随井深而变的规律相当。

式中，α为相对钻柱重量，α=Qi/Q柱。

考虑一些偶然载荷的影响，起下钻载荷概率密度函数可用下式表示：

尽管用应力幅法计算疲劳强度，包括了由于局部应力集中可能产生的局部屈服区的影响，但整个构件的设计仍按弹性设计。故存在或的关系，又因起下钻作业荷载概率密度是连续变化，则等效应力幅系数可写为：

式中，m为应力指数，m′为荷载指数，f为下钻作业影响系数(f=2),C为应力循环系数(C=1/l0),l0为立根长度，n为井架预期寿命，x为每年平均钻井数，l为钻井平均深度，z为每口井平均起下钻次数。

1.3 井架底座的疲劳计算

进行井架底座的疲劳寿命计算，首先要建立合理的井架及底座的有限元模型，确定荷载的工况，然后计算出构件及连接的最大应力σmax和最小应力σmin，由式(9)确定应力幅。

按照井架、底座的杆件类型和材料属性，计算结构的许用用力幅[△σ]:

式中：c、m为杆件连接系数，可查文献[3]，n为应力循环次数(n=5e6)。此时，联立式(2)～(10)便可求出钻机井架底座的疲劳寿命。

2 疲劳预测计算工程应用

以某海洋70LDB钻机井架进行疲劳寿命预为例说明疲劳分析的步骤。

第一步：通过建立钻机井架底座的有限元模型进行分析，得到井架在长期工作荷载中产生的最大应力σmax和最小应力σmin，由式(9)，计算最大应力幅△σmax;

第二步：根据公式(10)求解允许应力幅[△σ];

第三步：令△σe=[△σ]，并根据公式(2)，求得

第四步：根据式(5)～(7)，求得

第五步：根据式(8)，求得许用寿命n=S/(zlx)，其中z、l、x应根据井架型号，选择相应参数，分析不同参数下的许用年限。

3 计算结果及分析

选取不同结构和截面尺寸的杆件，从同类杆件中选取一组最大应力进行疲劳计算。钻机的预期每年平均钻井口数为x=15口井(此数据为了安全起见，较为保守)，每口井起下钻次数为z=22次。计算结果如表1所示。

从表中的计算结果可以看出，该型钻机的预测寿命分别为为52年(按打4000m深的井计算)、42年(按打5000m深的井计算)、35年(按打6000m深得井计算)、30年(按打7000m深得井计算)。

4 结论

(1)按照《钢结构设计规范》规定，进行了钻机井架底座的疲劳计算方法研究，为钻机井架底座的疲劳寿命预测，提供了有效的理论基础。

(2)将允许应力幅法应用到钻机井架底座的疲劳计算，为石油钻机的安全寿命分析，提供了一套可适合工程应用的计算方法。

(3)完成了海洋70LDB钻机的疲劳寿命分析，根据计算结果，该型钻机的疲劳寿命有较大的安全系数，适合油田使用。

摘要：根据允许应力幅值法研究了石油钻机井架底座钢结构疲劳寿命的工程预测方法,分析了钻机起下钻作业疲劳荷载谱以及等效应力幅系数的计算方法,提出了石油钻机结构疲劳寿命计算的结构流程。最后以海洋70LDB钻机为例进行了疲劳寿命计算,计算结果表明,该型钻机设计合理,有较大的寿命安全系数。同时也验证了该疲劳寿命计算方法可以有效应用于石油钻机井架底座的疲劳设计,具有良好的工程应用价值。

关键词：石油钻机,钻机井架,钻机底座,疲劳寿命,寿命预测

参考文献

[1]中华人民共和国国家标准:钢结构设计规范,GBJ17-88.北京:中国计划出版社,1989

[2]常玉连,刘玉泉.钻机井架、底座的设计计算.北京:石油工业出版社,1996

某型安装支架的疲劳寿命分析 篇9

1 几何模型和有限元模型

通用有限元计算软件具有完整的建模、计算和数据后处理功能,但是对复杂结构的建模非常繁琐,因此使用Catia软件对该设备结构建立几何模型,采用U G对支架建立几何模型。该设备的装配几何模型及坐标系如图1所示。据图1对设备和安装支架进行有限元网格划分,得到有限元模型如图2所示。图中底部绿色部分表示安装支架。

2 有限元计算

根据图2所示有限元模型,采用阻尼法计算其振动模态及共振频率,采用模态叠加法计算随机振动的动应力,采用应变寿命法计算其疲劳寿命。

2.1 模态分析

在各种随机振动频率的激励下,计算该设备及其安装支架的振动模态和共振频率。图3和图4是支架侧壁厚度为6 m m时,设备及其安装支架的共振模态。由图可看出,第6阶共振频率为2 6 4 H z,因此振动失效的主要分析频段在1 k H z以内。

2.2 等效应力计算

根据第四强度理论(形状改变比能理论),在复杂应力状态下,材料达到危险状态的标志是形状改变比能vd达到简单拉伸或压缩时形状比能的极限值vd0[3]。Von Mise应力就是复杂应力状态下材料内部的等效应力。

首先计算最大等效应力的分布位置,如Z向随机振动的最大应力发生部位如图5所示。在各方向最大应力发生部位处,计算Von Mise应力功率谱密度,如图6所示。

由图6可见,Z向应力峰值最大,因而也是研究的重点。实际故障现象也反映Z轴应力最大部位最易发生断裂。选用强度高,密度较低的铝合金Z L 1 0 1为支架材料,其强度极限为245MPa,屈服强度为169Mpa[4]。按随机响应的Von mise应力均方根值3倍计算峰值应力。对于侧壁厚度分别为6 m m和7 m m的支架,其峰值应力分别为表1所示。

由表可看出,侧壁厚度对Z向峰值应力影响较小。Z向的应力峰值超出了材料屈服强度,有可能导致材料失效,而X和Y向的应力峰值都在安全范围之内。图7为壁厚为6到10mm时,Z向峰值应力变化情况(以6 m m壁厚为参考值)。曲线表明,增加壁厚并不能显著降低结构内部Z向峰值应力。

从结构上看,最大应力处有应力集中现象,因此Z向应力破坏与倒圆角有重要关系[5]。

2.3 疲劳寿命计算

由载荷时间历程和材料应变寿命曲线计算结构危险点处疲劳损伤和寿命,如图8~10所示。

对应时刻T=26.21秒,计算出该时间长度下Z向振动的故障率Damage3=1.069×10-3,据此计算出疲劳寿命为L i f e=T/(3 6 0 0×Damage)=6.8h,该时间即出现工程裂纹的估计时间。用同样的方法计算出X向振动的故障率为2.4 3 8×1 0-8,疲劳寿命3×1 0 5h;Y向振动的故障率6.323×10-7,疲劳寿命1.1 5×1 0 4h。由计算结果也可以看出安装支架的寿命主要受到Z向振动的疲劳寿命影响。

3 结论

本文通过对某设备及其安装支架建立有限元模型,对其随机振动应力分布进行有限元计算,根据计算结果对安装支架疲劳寿命进行了预测。计算和实践均表明,支架内部最大应力发生在Z方向,断裂处发生了应力集中现象,增加支架侧壁厚度并不能有效降低Z向应力水平。本文的分析也表明,改善支架圆倒角,对结构进行总体优化设计,是提高该设备安装支架寿命的有效途径。

摘要：某设备通过安装支架固定在飞机座舱中,在飞机大幅度、长时间的剧烈振动下,支架结构在薄弱点处发生断裂。采用Catia和UG对该设备及其安装支架建立三维模型,对设备装配的振动模态、安装支架的应力分布及安装支架尺寸对疲劳寿命的影响进行了分析和计算。计算结果表明,侧壁厚度对支架寿命影响很小,Z向振动是导致安装支架断裂的主要原因,断裂发生在Z向应力集中处。计算结果与故障现象一致。

关键词：安装支架,应力,疲劳寿命

参考文献

[1]熊华钢,王中华.先进航电综合技术[M].北京:国防工业出版社.2009

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[3]干光瑜,秦惠民.材料力学[M].北京:高等教育出版社.2004

[4]陆明炯.实用机械工程材料手册[M].沈阳:辽宁科学技术出版社.2004

钢制车轮弯曲疲劳试验与寿命估算 篇10

1 钢制车轮弯曲疲劳的影响因素

钢制车轮弯曲疲劳研究有利于估算车轮的寿命, 找出比较容易出现疲劳裂纹的区域。钢制车轮的疲劳破坏是影响寿命的主要因素。当车轮受到外力、机械破坏时, 都潜在弯曲疲劳的风险, 无法保障预期寿命[1]。分析钢制车轮弯曲疲劳的影响因素, 如:微动疲劳, 是指钢制车轮在运行过程中, 运动与摩擦共同引起的疲劳;接触疲劳, 是由钢制车轮的材料、荷载等, 在滑动、滚动多次接触下发生的疲劳, 此类疲劳中存在反复的荷载受力;腐蚀疲劳, 车轮接触有腐蚀性化学物质后出现的疲劳表现;热机械疲劳, 受热与机械疲劳相结合后的总称, 常见于循环状态下的受热变化, 对钢制车轮的寿命影响极大, 进而破坏钢制车轮的整体性能。

2 钢制车轮弯曲疲劳试验

钢制车轮承载着汽车的重量, 同时受到侧向力、摩擦力的影响, 干扰着钢制车轮的性能。目前, 我国汽车行业的快速发展, 对钢制车轮的要求越来越高。采取弯曲疲劳试验的分析方法, 可估算钢制车轮的使用寿命。试验中, 采用ANSYS软件构造仿真的试验环境, 准确估算疲劳寿命, 进而改进钢制车轮的生产过程。

2.1 建模与材料

钢制车轮的弯曲疲劳试验中, 通过ANSYS构建试验模型, 以获取车轮的应力荷载, 得出疲劳应变-寿命曲线, 从而做为钢制车轮的设计标准[2]。ANSYS模型中, 钢制车轮分为轮辋和轮轴两个部分, 厚度分别为2.8mm、4.0mm, 利用UG设计实体模型。车轮采取薄壁构成, 经过壳单元划分有限元, 选择车轮中面, 导入ANSYS内的数据, 划分软件单位。建模中, 钢制车轮划分为21121个网络单元, 组成仿真模型, 泊松比为0.33, 钢制车轮材料的弹性模量为2.07×105MPa, 仿真构成模型如图1所示。

2.2 边界与载荷

钢制车轮的弯曲疲劳试验中, 边界与载荷的计算应该按照国标GB/T5909-1995中的相关规定执行。弯曲载荷弯矩M, 单位N·m, 是指力称力臂, 具体的计算公式为:

其中, μ为固定系数, 是指钢制车轮的轮胎与道路之间的摩擦系数;R为静负荷半径, 钢制轮胎制造过程中, 车轮会配置一定负荷的静半径;d为内外偏距;F为额定负荷, 测量于最大垂直静负荷;S为强化试验的系数。

试验中, 根据ANSYS设计的模型, R=0.285m, d=0.045m, F=3577N, μ=0.7, S=1.6, 则实际计算公式为:

ANSYS有限元分析中, 模拟钢制车轮360°作用提供循环的模拟条件, 将整体圆周状态的车轮规划为8个单位, 每个单位负责一个方向上的加载弯矩试验, 从而计算出8组数据, 明确8个方向的车轮弯矩作用[3]。钢制车轮加载试验中的响应, 8个方向具有对称性, 例举0°、45°、90°、135°的响应受力, 如表1所示。由表中数据可知, 轮辋、轮轴的受力不高, 荷载应力集中在轮毂的螺栓附近, 对应节点列数据应力并未达到235MPa的屈服应力, 表明了弯曲疲劳损坏的地方。

2.3 试验求解分析

钢制车轮弯曲疲劳试验内, 由ANSYS提供试验求解的过程。ANSYS软件设置是:静态应力分析Static、求解方式From LS Files, 选取96个荷载步, 计算1次;根据钢制车轮在动态状态下弯曲疲劳的应力, 得出最大应力表现在车轮通风孔边缘位置;边缘有两个位置, 均存在高应力状态, 属于高风险位置, 最高值为248MPa。

3 钢制车轮弯曲疲劳寿命分析

3.1 预测过程

钢制车轮的弯曲寿命分析不仅要使用有限元模拟软件, 还要配合损伤模型。模型中, 车轮处在多轴应力的情况下, 利用平面临界, 得出车轮弯曲疲劳寿命的判断准则。以Brown-Miller为准则依据, 得出贴近实际的参数。应变-寿命分析的公式为:

其中, σnm是指平均正应力。加入钢制车轮表面无损坏、无缺陷, 材料的拉伸强度为400MPa, 屈服应力为253MPa, 得出钢制车轮材料的应变-寿命曲线, 如图2所示。

3.2 寿命结果分析

钢制车轮疲劳寿命较低的区域, 表明车轮处于危险的状态。经试验分析后表明, 螺栓、导圆处, 短寿命的节点分布密集;车轮通风孔设计了圆弧过度位置, 此部分存有一个节点, 寿命较短。由此, 汇总钢制车轮寿命较低的几个危险点, 如表2所示。其中, 685号节点, 对数寿命为4.5041, 可循环31923次, 远小于安全循环次数18000次, 计算得出疲劳安全系数=0.575[4]。钢制车轮的弯曲疲劳及寿命估算虽然可以达到生产的标准, 但是危险系数较高, 存在很大的安全隐患。因此, 钢制车轮生产与制造中, 可以适度改进通风孔的构造、形状, 也可以增加车轮内的辐板厚度, 加强车轮的强度, 以延长弯曲疲劳的寿命。

4 结束语

弯曲疲劳试验与寿命估算是评估钢制车轮性能的有效手段。通过试验分析, 不仅能够指导钢制车轮的选型、设计, 规范钢制车轮的生产, 还能缩短车轮制造的周期, 提高钢制车轮的开发效率。钢制车轮制造中, 应该积极落实弯曲疲劳试验与寿命估算, 改进钢制车轮的设计过程, 从而保障车轮运行时的性能, 提高车轮的安全性。

摘要：疲劳破坏是引起钢制车轮失效的主要原因。在钢制车轮应用中, 应该评估好其性能特征, 降低车轮失效机率, 同时保护好车轮的安全度。根据钢制车轮的使用标准, 设计弯曲疲劳试验, 在此基础上估算车轮的寿命, 加强钢制车轮的性能控制力度。本文以钢制车轮为研究对象, 分析弯曲疲劳试验与寿命估算。

关键词：钢制车轮,弯曲,疲劳试验,寿命估算

参考文献

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