剩余静强度（精选6篇）
剩余静强度 篇1
0 引言
汽车零部件疲劳试验结果表明,为了准确预测服役载荷下零部件的剩余强度和剩余寿命,必须考虑服役载荷下强度的强化和材料的损伤[1]。材料或零件的剩余强度指零件在使用一段时间后还具有的抵抗外载荷的能力。材料或零件的剩余强度模型是剩余寿命预测和评价的核心内容。剩余强度模型可以直接、清楚地度量材料或结构的损伤和失效程度,因此受到很多学者的重视,如Talreja等[2]提出的单一裂纹形式下的剩余强度模型、谢里阳等[3]发现的剩余强度退化规律、Kececioglu[4]提出的剩余强度可靠性分析方法、熊峻江等[5]提出的二维动态应力一强度干涉模型、吕海波等[6]提出的元件疲劳可靠性的剩余强度模型等。
但现有的剩余强度模型不能对汽车零部件的剩余强度和剩余寿命进行准确的预测和评价,其主要原因是:①过多地考虑了疲劳裂纹扩展,而大多数汽车结构件(如轴、齿轮等)在抗疲劳设计时只考虑疲劳裂纹萌生;②过多地强调载荷对结构或材料造成的损伤,不考虑载荷的强化。
近几年,随着国内外学者对疲劳极限以下小载荷强化的研究不断深入和扩大[7,8,9,10],研究成果已经初步应用到汽车结构轻量化设计、具有强化效果的磨合规范制定等方面[11,12]。研究强化和损伤过程中材料或零部件剩余强度的变化规律,可为建立完善的基于强化和损伤的疲劳累积损伤理论、报废汽车及其他机械的零部件再使用、汽车及其他机械服役过程中的零部件剩余强度和剩余寿命的预测和评估提供帮助和支持。
本文以某轿车传动轴材料标准试样的扭转疲劳为研究对象,在低载强化的试验前提和基础上,对强化和损伤过程中材料的剩余静强度变化规律进行了试验研究。
1 材料和方法
标准材料试样根据GB 12443-90金属扭应力疲劳试验方法进行选择和加工,材料为40Cr(正火态棒料),抗拉强度大于650MPa,试验的材料试样如图1所示。材料试样的热处理为中频淬火加回火,热处理后表面硬度为52～58HRC,心部硬度不大于30HRC,试样硬化层深度最小为1.9mm(最小直径为12 mm)。
整个试验包括原始静强度试验、强化和损伤的疲劳试验和剩余强度试验。原始静强度试验主要测定材料的最大静扭转强度,剩余强度试验是疲劳试验以及验证强度和损伤试验结束后的静强度试验。
强化和损伤疲劳试验指在包括规定的强化或损伤载荷下,试验到规定次数后停止疲劳试验,进行下一步的剩余强度试验。试验包括疲劳极限以上大载荷损伤试验、估算的最佳强化载荷强化后大载荷验证试验和多级强化小载荷强化后的大载荷验证试验。其中,估算的最佳强化载荷幅值为45N·m,验证载荷幅值为135N·m,验证载荷的平均寿命为239 000次;多级强化小载荷谱循环强化的加载谱如图2所示,强化15万次后,用验证载荷做疲劳试验。
整个试验在文献[13]的低载强化试验基础上进行,虽然没有对剩余强度试验的可靠性进行分析,但它真实地反映了强化和损伤不同时刻的剩余强度。因此,强化和损伤过程中材料剩余强度的可靠度仅为50%。
疲劳试验在国家拖拉机质量监督检验中心洛阳西苑车辆与动力检验所有限公司的Saginomiya电液伺服扭转疲劳试验机上进行,试验频率为2Hz,循环比r=0.1。剩余强度试验主要在机械工业汽车底盘机械零部件强度与可靠性重点实验室的MTS NZ-1000扭转试验机上进行。试验现场如图3所示。
2 试验结果与分析
2.1 原始静强度
原始材料试样的静扭试验结果如表1所示。从扭转静强度试验结果可以看出,三个试样的静扭转强度绝对变化量仅为5N·m,相对平均值的变化率仅为0.6%。
原始静强度试验结果表明,材料试样经过热处理强化后,材料的断裂强度得到很大的提高,而且静扭转强度分布相当稳定,约1540MPa。对应的载荷为100N·m,相当于295MPa。
2.2 强化和损伤疲劳试验
根据文献[13]的试验结果,通过试验数据处理后,可得到该材料试样的最佳强化载荷幅值约为45N·m,最佳强化次数为200 000次,具有强化效果的载荷幅值范围约为39～51N·m,强化次数范围约为10 000～400 000次,根据疲劳试验的数据可以得到,强化后材料的疲劳寿命和疲劳强度的最大提高比率分别超过120%和12%。通过试验数据分析和插值处理可以得到不同强化载荷和次数下疲劳强度变化趋势,如图4所示。
损伤载荷的剩余强度测定试验情况如表2所示。不同强化载荷和不同强化次数强化后,验证载荷的剩余强度测定情况如表3所示。多级程序强化后,验证载荷的剩余强度测定情况如表4所示。其中,表2和表3中的循环比是指试样未断裂的试验载荷循环次数与试验载荷在不同条件下的平均试验寿命的百分比。表2中的平均寿命是平均试验寿命,表3中的平均验证寿命是指经过不同的强化次数强化后的验证载荷平均试验寿命。表3中的强化估算寿命是根据文献[13]中的有效试验结果体积分析得到的。
由于多级强化试验周期长,成本高,试验没有获得不同强化载荷下的验证平均疲劳寿命,也没有对多级强化载荷下的强化效果进行估算,因此,表4中没有验证载荷的循环比。
2.3 剩余强度试验
强化和损伤疲劳试验结束后,进行剩余静强度试验,除了330号、433号和541号试样的剩余静强度在疲劳试验机上测定外,其余试样都在MTS JZ-1000扭转试验机上进行测定。剩余静强度试验结果如表5所示。
表5中的330*号试样和330号试样是同一个试样,330*号静强度试验在Saginomiya电液伺服扭转疲劳试验机上进行,但由于转角过大超过试验机测量的范围,没有静断裂。330号静强度试验是该试样数据在MTS NZ-1000扭转试验机上静扭断数据。
2.4 试验结果分析
从试验结果中可以看出,无论是文献[13]中的低载强化试验,还是本文的疲劳试验和静强度试验,经过热处理强化后的标准材料试样,其离散性都较大。因此,在没有足够的试验样本条件下,本文没有对剩余强度的变化规律进行归纳和总结,而只给出了剩余静强度在强化和损伤过程中的变化。
从强化、损伤以及剩余静强度的试验结果中可以看出,损伤试验过程中,103号试样的载荷循环数基本接近该损伤载荷下的疲劳寿命,占全寿命的90%以上,剩余静强度为293N·m。剩余静强度小于疲劳试验的最大载荷366N·m,而试样没有断裂,其主要原因是该试样在寿命的最后阶段出现了宏观裂纹,试验停止时最大疲劳载荷没有加上去。损伤试验中,105号试样的载荷循环数占全寿命的80%,而静强度已经下降到338N·m。剩下的20%寿命将使试样的剩余静强度下降到301N·m,使试样失效断裂。在损伤过程中,材料试样剩余静强度的变化和疲劳强度的变化趋势相一致。
强化试验过程中,在最佳强化次数20万次下,215号和216号试样经过最佳强化载荷强化后,验证试验循环次数分别占平均寿命约60%和40%时停止,然后进行剩余静强度试验。此时,剩余静强度还稍微高于原始静强度,可以初步断定这两件试样的静强度被强化后,随着验证载荷次数的增加,试样处于损伤通道中。其中,216号试样的验证载荷次数大于215号试样的验证载荷次数,而剩余静强度的结果却相反,即215号试样的剩余静强度略大于216号试验的剩余静强度,其主要原因除了试样本身的强度偏差较大外,疲劳试验本身的偏差也很大。224号和219号试样的循环寿命超过强化试验平均寿命,剩余静强度小于疲劳试验中的最大载荷,试样没有完全断裂的原因和试样103号的一样。经过最佳强化次数和强化载荷强化后,试样的剩余静强度变化规律和疲劳强度变化规律基本一致,离散性不大。
强化试验过程中,在强化次数1万、5万和40万次作用下的330号、433号、541号试样,验证循环次数都超过了平均试验寿命,剩余静强度虽然开始下降,但还相当高,是原始静强度的90%以上。显然,这三件试样的剩余强度的变化趋势和小载荷的强化趋势偏差较大。其原因可能是:第一,热处理后试样的离散性较大;第二,在强化次数较小的强化条件下,虽然有强化效果,但强化潜能并没有完全发挥,验证载荷作用初期试样继续被强化。
在多级强化和验证试验中,646号和647号试样的加载方式类似于coaxing effect的加载形式[14],强化15万次后,验证寿命远远超过验证载荷的原始平均疲劳寿命239 000次。由于没有图2所示载荷谱下的平均试验寿命,即没有多级载荷强化试验的强化效果,加上试样经过热处理强化后疲劳试验离散性较大,因此,很难判断多级载荷强化下的剩余静强度变化规律。646号试样的剩余静强度大于原始静强度,而647号试样的静强度开始衰退,可以初步得出646号试样的强化顺序好于647号,当然646号试样的强化顺序是渐增应力循环——应力逐渐增大循环,也是其强化效果好的原因之一。646号和647号试样的强化效果虽然和其他试样差别较大,但其强化效果都在文献[14]给出的范围内——合适的小载荷强化或渐增应力强化的最佳效果可以使疲劳极限增加30%,寿命增加230倍。
结合材料试样的低载强化试验结果和表5中剩余静强度的试验结果,初步可以看出:经过热处理强化后的标准材料试样,疲劳强度强化和静强度强化试验的离散性都比较大;疲劳强度强化过程中剩余静强度也被强化,损伤过程剩余静强度被消耗;疲劳强度的强化趋势和剩余静强度的变化趋势基本一致;同样强化条件下,静强度的强化效果要好于疲劳强度的强化效果;剩余静强度的变化能够反映出材料试样的强化和损伤程度。
试验结果表明,经过表面热处理强化后的材料试样,强度的强化和损伤特性、疲劳寿命等离散性较大,为了得到完善的强化和损伤特性,不但需要增加试验样本,还需要从可靠性方面进行分析。
3 结论
(1)试验结果表明,强化和损伤过程中的剩余静强度随着强化和损伤的程度不同而不同,原始静强度在强化过程中被强化,在损伤过程中被逐步削弱。
(2)剩余静强度随着强化效果的增加而增大,也随着强化离散性的增大而增大。在强化和损伤过程中,剩余静强度的变化与疲劳强度的变化趋势基本一致。
(3)最佳强化载荷和最佳强化次数下,剩余静强度的变化稳定性、规律性强。偏离最佳强化次数时,剩余静强度变化的规律性较差。
(4)从剩余静强度的变化可以推断,多级程序强化载荷的强化效果要好于单级强化载荷的强化效果,特别是渐增强化载荷下的强化效果最好,这一结论为载荷谱中小载荷强化的实际应用提供了方向和试验数据。
车架静强度分析 篇2
关键词：车架,有限元法,强度
在车身骨架的有限元分析中,被广泛应用的梁单元算法存在三个问题:其一,杆的连接被处理成一个节点使应力集中现象无法描述;其二,忽略连接处的几何形状使复杂梁的截面特性无法确定;其三,计算精度只能满足一般估算要求。
板单元用来模拟板件受垂直、平行于板平面的载荷产生弯曲的情况。但实际情况下车架的纵梁和横梁等结构除了承受以上力外,还存在扭转状况,所以使用板单元也不能有效地模拟车架实际工况中的变形。
实体单元是一种最能表达实际零件信息的单元。因为实体单元不但可以表达零件的质量、惯性、材料等特性,而且实体单元可以从空间的角度来真实地逼近实体几何形状,尤其是基于几何的有限元模型,几乎能反映全部的几何变化[1,2]。
1数据储备
1.1汽车的工作工况
1.1.1满载弯曲工况
弯曲分析工况模拟满载状况下,四轮着地时汽车在良好路面上匀速直线行驶的状态。通过有限元计算模拟弯曲工况时,车架承受的质量和载荷要乘以一定的动载荷系数,方向竖直向下,以模拟汽车在良好路面上匀速直线行驶。
1.1.2弯扭工况
由于路面不平度的作用,汽车在行驶过程中将受到扭转载荷的作用,对汽车产生非对称支撑,从而使车架受到扭矩的作用。实践表明:车架遭受最剧烈的扭转工况,一般都是在载货车低速通过崎岖不平路面时发生的。此种扭转工况下的动载,在时间上变化得很缓慢,所以惯性载荷很小,载荷和质量要乘以一定的动载荷系数,车架的扭转特性可以近似地看作是静态的。
1.2载荷
车架载荷的处理和施加如表1所示。
1.3材料参数
此车架的材料为B510,弹性模量为2.1×1011Pa,泊松比为0.3,密度7 850 kg/m3。抗拉强度510—610 MPa,屈服强度为355 MPa。
2车架的有限元计算
2.1车架三维图的简化
用UG软件对车架进行三维建模,在对车架进行网格划分之前,需要对车架进行简化。结构简化以力学特性为前提,既力求每个单元与实际结构之间几何类型一致,又要力求与单元传递的运动力学性质一致。简化的原则为在充分反应实际的情况下,对车架模型进行简化。车架中的一些小尺寸结构,比如孔,圆角等对车架结构影响很小的因素可以简化处理。如图1所示。
2.2 车架的网格划分
使用ABAQUS软件对车架进行有限元分析,车架的发动机和变速器的支撑横梁使用的是四面体网格划分,设置全局种子数为5。车架其余横梁和纵梁也是使用四面体的网格划分,设置全局种子数为20[3]。车架总共网格数为73万。
2.3 边界条件与载荷
2.3.1 满载弯曲工况边界条件与载荷
边界条件的施加:约束前后轮的垂直方向的自由度。
载荷的施加:发动机、变速箱、驾驶室及驾驶员以集中力的形式加载在相应的节点上;货物及货箱以均布力的形式在加载车架纵梁的相应位置上[4]。
2.3.2 满载弯扭工况边界条件与载荷
边界条件:给左(右)前轮施加一定的位移,约束右(左)前轮和后轮的垂直方向的自由度。
载荷的施加:发动机、变速箱、驾驶室及驾驶员的力为集中力,分别施加在各自与车架的固定处,货物及货箱为均布力,分别施加在车厢与大梁的接触面上[4]。
2.4 横梁与纵梁的连接
原车架的横梁与纵梁的连接为先铆接然后对其边进行焊接,因此强度非常高。在用ABAQUS进行计算时,使用tie连接命令来模拟实际中的连接[3]。
2.5 钢板弹簧的处理
车架是通过悬架系统、车桥和车轮支承在地面上。悬架系统的作用就是把作用在车轮上的各种垂直反力、纵向反力、侧向反力以及这些力形成的力矩传递到车架上,从而满足汽车正常行驶条件。本车悬架系统为钢板弹簧式结构,我们在计算中对钢板弹簧做了如下的处理:
钢板弹簧的各个弹簧片之间采用TIE接触;
主簧与主簧支架间实际连接分为轴销连接和LINK连接。在轴销连接中,允许主簧在受力后连接处发生转动,可以将一部分力发散出去。在ABAQUS模拟中,我们以ABAQUS单元库中的CONNECTOR单元中HINGE单元来进行模拟二者之间的连接关系,描述这种运动副,如图2所示;我们在主簧与右边的主簧支架之间建立Link类型的Connector单元,来模拟二者之间的连接关系,如图3所示。
副簧与副簧之间设置接触。其中副簧支架为主面而副簧为从面,表征二者之间接触性质的摩擦参数设为0.2。主副簧和垫块之间设置为TIE接触。
前后钢板弹簧的整体连接,如图4、图5所示[5]。
2.6 强度校核标准
金属材料在外力作用下抵抗永久变形和断裂的能力称为强度。我们根据材料力学的第四强度理论选择应力强度评价。应力可以表示为
σ1,σ2,σ3为第一、第二和第三主应力,σs为屈服强度。当σ≤σs时,说明材料的强度符合要求[1]。
2.7 模拟计算
2.7.1 弯曲工况计算结果
由图6、图7、图8的有限元分析结果可知,车在满载四轮着地的工况下,车架的最大应力发生在钢板弹簧上且最大应力为300 MPa。在后钢板弹簧的支座和车架的连接处也出现了较大应力,应力值为230 MPa,这些应力都小于车架的屈服极限355 MPa。因此车架的强度在安全范围内。
2.7.2 弯扭工况计算结果
在满载状况下,左右前轮分别受到向上和向下15 mm的位移。由图9、图10、图11的有限元分析结果可知,车架受到的最大应力为330 MPa,小于车架的屈服极限355 MPa, 但已经很接近屈服极限。最大的应力发生在第六根横梁和纵梁的连接点和后钢板弹簧支座与大梁的连接处。
3 结论
由计算结果分析可知:
1)通过对车架的强度进行静态分析,可以得出车架及其零部件的应力和应变,通过应力值,可以了解到车架的整体受力,并且容易找到薄弱环节。从而为车架的设计和改进提供了可靠的理论依据。
2)从分析中可以看出,在扭转时,车架的应力和变形量最大。因此,驾驶员要尽量避免这种工况的出现,以防车架断裂或变形。
参考文献
[1]刘鸿文.材料力学.北京:高等教育出版社.2010
[2]王勖成.有限单元法.北京:清华大学出版社,2009
[3]石亦平.ABAQUS有限元分析实例详解.北京:机械工业出版社,2008
[4]刘胜乾.军用某型牵引车静动态有限元分析:{硕士学位论文].上海:上海交通大学车辆工程系,2006
剩余静强度 篇3
1 几种常用管道剩余强度评估方法
20世纪60年代末70年代初,美国Battelle研究所根据断裂力学理论分析和爆破实验结果提出了半理论半经验计算公式NG-18,后由美国煤气协会(AGA)作为标准颁布,这是最早用来计算管道极限内压载荷的公式,具体计算公式如式(1):
式中PC—腐蚀管道的极限内压载荷,MPa;
σf—管道材料的流变应力强度,MPa;
t—管道厚度,mm;
D—管道外径,mm;
A—腐蚀长度为基准的腐蚀面积,mm2;
A0—以腐蚀长度为基准的原始壁厚面积,mm2;
Mf—Folias膨胀系数。
20世纪90年代初,Kiefner在NG-18公式的基础上对其进行了修正,美国机械工程师协会(ASME)以此修正公式为基础颁布了腐蚀管道的安全评估规范ASME B31G[2],这是最早、也是目前使用最为广泛的腐蚀管道评估规范。
当L>姨20Dt时:
式中σy—管道材料的屈服强度,MPa;
d—腐蚀缺陷深度,mm;
L—腐蚀缺陷长度,mm。
其他符号含义见式(1)。
O’Grady等针对ASME B31G规范的保守性,对流变应力、Folias膨胀系数和腐蚀面积作出了相应修正,提高了公式计算的精度,称之为改进的ASME B31G方法,改进的ASME B31G方法中腐蚀管道极限内压载荷计算公式见式(4):
式中符号含义同式(1)～(3)。
21世纪初,挪威船级社(DNV)联合英国天然气公司(BG)基于全尺寸实验和有限元分析,并考虑弯曲载荷和轴向力对腐蚀管道极限内压载荷的影响,建立了全新的腐蚀管道安全评价体系,形成了DNV RP-F101规范[3]。
式中σu—管道材料的极限抗拉强度,MPa;
其他符号含义见式(1)～(3)。
2 各种评估方法适用性评价
以上几种油气管道剩余强度计算方法都是通过对腐蚀管道破坏理论以及试验研究后由行业权威机构颁布的标准/规范,是目前最具代表性的腐蚀缺陷管道安全评价的标准[4,5,6]。但是每种评估标准都具有一定的局限性和优缺点,对输气管道内腐蚀缺陷剩余强度评估的适用性有待研究。
为进一步分析几种标准/规范在评估天然气管道剩余强度时的适用性情况,以某天然气公司的输气管道为研究背景,对各种标准/规范在评估输气管道腐蚀缺陷时的适用性情况进行评价与讨论。天然气管道直径为168.3mm,壁厚为9.5mm,管道钢材为API 5L X52,各标准/规范的管道极限内压载荷计算结果如图1所示。
从图1计算结果可以看出,对于目前这4种常用的体积型缺陷评估标准,在评估输气管道极限内压载荷时,DNV RP-F101、NG-18、改进的ASME B31G、ASME B31G的保守性依次增加。考虑输气管道极限内压载荷计算结果的保守性情况,选用DNV RP-F101《Recommended practice for corroded pipelines》标准对输气管道剩余强度进行评估校核。
3 输气管道剩余强度计算程序
由于参照DNV RP-F101标准在计算输气管道剩余强度时需涉及到大量的参数和复杂的计算公式,计算过程中不仅要求对DNV RP-F101标准有熟悉的了解和掌握,还要进行大量繁琐的判断与计算,任何一步计算的失误都会给评估结果造成严重的影响,因此以DNV RP-F101标准为依托,Visual Basic 6.0为平台,编制了输气管道内腐蚀缺陷剩余强度计算程序(图2)。
该计算程序提供了分项安全系数法和许用应力法,可分别采取这2种方法对输气管道的剩余强度进行计算评估。该程序最终得到的结果信息为:对于分项安全系数法,在保证一定安全等级的情况下可以得出评估腐蚀管段的最大许用压力值;对于许用应力法,也可以得到该腐蚀管段的最大许用压力值。使用者可以根据需要自由选择以上2种计算方法对输气管道单一腐蚀缺陷和交互腐蚀缺陷管段的许用压力值进行计算,进而对天然气管道的安全性进行评定。
4 计算程序的应用与分析
为了分析所编制的程序———《输气管道内腐蚀缺陷剩余强度计算程序》在计算输气管道剩余强度时的实用性与有效性,举一个工程实例,便于分析比较缺陷各参数(主要是腐蚀缺陷深度、缺陷长度)对输气管道剩余强度的影响。利用这些计算结果作出了缺陷程度与管道许用压力值的关系曲线,分别如图3和图4所示,其中L表示腐蚀缺陷长度,d表示腐蚀缺陷深度,t表示管道厚度。
从图3可知:(1)对于腐蚀缺陷长度等于10倍缺陷深度(L=10d)的输气管道来说,管道许用压力值随腐蚀缺陷程度加深总体变化规律是先平缓后急速下降;(2)当腐蚀缺陷深度很小(腐蚀缺陷深度小于管道壁厚的40%)时,计算得到的管道许用压力值随着腐蚀缺陷程度加深而缓缓减小,但是减小的趋势并不明显;(3)当缺陷深度超过管道壁厚的40%时,输气管道许用压力值随着缺陷程度加深而迅速降低,而且管径越小、壁厚越大的输气管道,下降的斜率就会越大。
从图4可知:(1)对于腐蚀缺陷长度等于100倍缺陷深度(L=100d)的输气管道来说,只要管道有内腐蚀缺陷存在,随着腐蚀缺陷程度加深,管道许用压力值变化比较大,而且下降的也相当快;(2)当输气管道的管径越小、壁厚越大时,许用压力值下降的斜率也会越大;(3)对于输气管道中存在的长腐蚀缺陷(如腐蚀缺陷长度达到缺陷深度的100倍时)要引起足够的重视,因为长腐蚀缺陷的输气管道许用压力值下降很快,具体的数值可以采用编制的计算程序进行相应的计算评估。
5 结论
(1)对比研究了各种常用油气管道缺陷剩余强度计算标准/规范对于输气管道内腐蚀缺陷评估的适用性问题,发现DNV RP-F101、NG-18、改进的ASME B31G、ASME B31G的保守性依次增加,所以采用挪威船级社颁布的NDV RP-F101《Recommended practice for corroded pipelines》标准对输气管道剩余强度进行评估。
(2)基于NDV RP-F101标准中的剩余强度计算方法,分析归纳评估步骤,并以DNV RP-F101标准为依托,Visual Basic 6.0为平台,编制了《输气管道内腐蚀缺陷剩余强度计算程序》。
(3)工程实例证明运用所编程序可以有效地对输气管道内腐蚀缺陷剩余强度进行评估,而且此程序操作简单,界面友好。
参考文献
[1]方华灿.油气长输管线的安全可靠性分析[M].北京:石油工业出版社,2002.
[2]ASME B31G-1991.Manual for determining the remaining strength ofcorroded pipelines[S].
[3]DNV RP-F101-2004.Recommended practice for corroded pipelines[S].
[4]郭淑娟,陈保东,韦丽娃,等.几种含体积型腐蚀缺陷管道剩余强度评价方法的特点及适用性[J].腐蚀科学与防护技术,2008,20(5):364-366.
[5]王春兰,张鹏,陈利琼,等.腐蚀管道剩余强度评价的基本方法[J].四川大学学报:工程科学版,2003,35(5):50-54.
剩余静强度 篇4
转向架是铁道车辆的重要部件之一, 而焊接构架作为转向架其余零部件的安装基础, 不仅要将车体重量和运行中的振动载荷传递到轮对, 还要承受连接在其上的牵引、制动与悬挂系统部件所产生的各向载荷。由于其受力状态复杂, 因此, 有必要在设计阶段对其疲劳强度进行评估。本文以某转向架焊接构架为研究对象, 通过对典型工况的有限元计算, 并用相应材料的Goodman疲劳极限图, 对其疲劳强度进行评估;利用有限元后处理程序, 将评估的结果通过安全系数和安全裕量进行直观显示。
2 焊接构架疲劳强度评定方法
疲劳强度是焊接结构在实际使用中非常重要的一项技术指标, 其影响因素主要可归结为三方面:①材料的本质——化学成分、金相组织、内部缺陷分布等;②零件的状态——缺口效应、尺寸效应、热处理状况、表面处理、残余应力等;③工作条件——载荷特征、环境介质、加载频率等。疲劳强度评估可以给出新设计的结构或者在役结构是否满足抗疲劳设计要求。进行结构疲劳强度评估需要解决两个问题, 即结构上的应力水平和许用疲劳强度。结构上的应力可以通过有限元计算或实际测试得到, 许用疲劳强度则需要通过疲劳试验得到。而通过计算发现疲劳强度的薄弱部位, 可以及时改进设计, 提高样机试验通过的概率, 从而节约产品研发的周期。因此, 用有限元模型评价关键部件的疲劳强度是可行的。
通常所用的评定机械元件的疲劳强度的方法是使用疲劳极限图进行评定, 常用的疲劳极限图主要有high图和Smith图。通常说的Goodman图是修正了的Smith图, 所以也叫做Goodman-Smith图。Goodman-Smith图是综合考虑疲劳应力幅、平均应力和材料机械性能限制的疲劳强度图, 常用于铁道车辆结构部件的疲劳设计, 如日本JIS E4207-1992铁道车辆用转向架设计通用规则、国际铁路联盟 (UIC) ORE B12/RP17货车标准, 都以该图为设计标准。我国的铁道标准也采用Goodman图来评估铁道车辆零部件的疲劳强度。
3 Goodman图的绘制方法
Goodman疲劳极限图以平均应力为横坐标, 最大、最小应力为纵坐标, 它具有形式简单、图示信息量大的特点, 能够清晰地显示疲劳极限的上、下应力界限, 直观地反映平均应力对疲劳极限的上、下极限应力以及应力幅的影响, 因此使用方便而被广泛应用。
Goodman疲劳极限线图绘制起来也很方便, 其技术关键是测定材料的强度极限σu、屈服极限σyp和对称循环下的疲劳极限σ-1N。测得σu、σyp和σ-1N后, 通过简单的几何作图, 即可得到修正的Goodman疲劳极限线图 (见图1) 。在此绘制方法的基础上, 也可以得到8节点Goodman-Smith图的8个节点的坐标值, 从而将Goodman-Smith画出, 如图2所示。
Goodman疲劳极限线图实际上是一种疲劳破坏应力包络线, 任何节点或单元应力如果处于封闭折线ABCDEFGHA之内, 表示在指定循环N次疲劳之后, 材料不会发生破坏, 否则材料都将发生断裂。为了定量反映构架各个局部的疲劳强度, 本文根据强度理论定义了安全系数和安全裕量。
安全系数定义为平均应力修正后的许用应力幅值与该结构组合工况下的当量应力 (Von mises应力) 幅值的比值, 即n=σper/σamp (1)
安全裕量定义为平均应力修正后的许用应力幅值与该结构组合工况下Von mises应力幅值的差值, 即η=σper-σamp (2)
式中, σper为平均应力修正后的许用应力幅值, 其计算公式为:
σper =σ-1× (1-σm/σs) (3)
式 (3) 中, σs为材料的屈服极限应力;σ-1为拉压循环材料疲劳极限;σm为平均应力;σamp为载荷循环下的应力幅值。显然, 安全系数大于1才能满足Goodman图所要求的N次循环材料不发生疲劳破坏的强度要求, 安全系数越大, 强度裕量越足。对于安全裕量则以大于0作为相应标准, 安全裕量越大强度裕量也就越足。
4 实例分析
4.1 焊接构架结构及计算模型的建立
应用上述疲劳强度的评定方法, 本文对某转向架焊接构架进行了疲劳强度评估。该构架采用Q345E钢板焊接结构, 主要由2根侧梁、1根横梁和2根端梁组成, 侧梁和横梁都采用封闭箱形断面, 端梁采用空心钢管结构, 构架呈下凹鱼腹型。侧梁上焊有横向减振器座、垂向减振器座, 横梁上设有牵引拉杆座及制动吊座等。中央悬挂为每侧2个钢簧。
有限元软件采用ANSYS软件, 这是一个通用的有限元计算程序, 可以进行静态、动态、热传导、流体流动和电磁学分析。该软件的解题规模比较大, 有条件建立离散单元比较小的有限元模型。构架有限元模型在Pro-E三维模型的基础上进行修改, 关键受力部位要真实反映其设计结构, 尽量减少非承载部件的影响, 对影响有限元计算的部位进行修改, 如焊缝、倒圆角、倒角等。然后把构架三维模型导入ANSYS软件, 有限元网格采用ANSYS自动离散, 对于受力复杂的部位进行人工干预, 使离散的模型更加精细, 计算结果更为准确。
整个构架采用实体单元 (solid187) 和接触单元 (conta174) 进行离散, 构架共离散成742 545个节点, 单元共计373 601个。离散后的有限元模型如图3所示。
4.2 载荷确定及约束处理
参照《动力转向架构架强度试验方法》 (TB/T2368-2005) , 构架在强度计算时须计算垂向载荷、横向载荷, 为更全面地分析构架受力工况, 计算还考虑了特殊载荷, 如牵引力、斜对称载荷、制动力、减振器作用产生的载荷。根据构架实际的受力部位施加载荷, 按照《动力转向架构架强度试验方法》的计算公式计算上述载荷。
考虑到构架支撑在轴箱弹簧支座上的特点, 在每个支撑面上建立弹簧边界单元 (COMBIN14) , 弹簧边界单元的垂向、横向和纵向刚度为一系悬挂对应的3个方向刚度;弹簧边界单元共计24个。各工况下, 构架在其他位置不再有约束。
4.3 计算工况的确定
参照TB/T2368-2005规范, 对于常规运行条件, 侧滚系数α取0.10, 浮沉系数β取0.20, 本次计算为考虑足够的安全裕量, 侧滚系数α取0.15, 浮沉系数β取0.25。共选择15种工况进行加载计算 (见表1) , 前13种工况为模拟运营工况组合, 后2种工况为超常工况组合。
(续表1)
除了表1中各工况所施加载荷外, 在计算工况11、13时, 还分别施加了运营牵引力载荷、运营制动力载荷和减振器载荷, 且这两种工况的牵引力载荷、制动力载荷和减振器载荷施加方向相反 (这两种工况将用于疲劳强度的校核) ;在计算工况14、15时, 还考虑了超常牵引力载荷, 且这两种工况的超常牵引力载荷施加的方向相反。
4.4 静强度计算结果及分析
根据上述载荷工况及有限元模型, 计算得到了各个工况的当量应力及其分布位置。在TB/T2368-2005规范规定的计算工况中, 超常载荷工况下最大当量应力为258.01 MPa, 未超出Q345E钢许用应力314 MPa的标准;运营工况下最大当量应力为175.53 MPa, 未超出Q345E钢许用应力209 MPa的标准, 构架的静强度满足要求。
4.5 构架疲劳强度计算及评估
对构架运营状态进行疲劳强度评定时, 首先求出每个节点在各工况下的最大应力σmax和最小应力σmin, 并用以下公式计算平均应力σm和应力幅值Δσ:σm= (σmax+σmin) /2, Δσ= (σmax-σmin) /2 , 由计算得到的平均应力和应力幅值, 根据Q345E钢的Goodman疲劳极限图, 推算出相应的许用应力幅值 (即平均应力修正后的许用应力幅值) , 即可以判断每一单元的应力幅值是否超出许用应力幅值。
为重现运营条件, 将运营工况11和工况13作为一组典型工况进行疲劳强度评定, 得到在这个载荷循环下, 构架的平均应力和应力幅值。使用Goodman疲劳极限图进行安全评定。为保守起见, 不考虑材料的应力状态 (拉伸或压缩状态) , 以Von mises等效应力作为评价标准。因Goodman疲劳极限图中, 负的平均应力对许用应力幅值没有影响, 使用Von mises等效应力是保守并且合理的。疲劳强度评定结果如图4～图7所示。
由以上4图可以看出, 构架各部位的安全系数均大于1, 安全裕量均大于0, 由此可以认为, 根据TB/T2368-2005标准所载明的Goodman图对构架进行疲劳强度评定的结果表明, 该构架满足疲劳强度的要求。
5 结论
(1) 用Goodman疲劳极限图对构架在典型工况下的疲劳强度进行评估, 得出的结果偏于安全, 这在工程上是可行的做法。
(2) 在产品设计阶段利用有限元模型进行关键部件的疲劳强度评估, 能够发现疲劳强度薄弱的部位, 是提高产品设计质量的重要环节。
以上评估结果为构架进一步的改进提供了重要依据。
摘要：焊接构架是铁道车辆走行部中最关键的部件, 其疲劳强度直接影响到车辆运行安全。通过对典型工况的有限元计算, 并用相应材料的Goodman疲劳强度曲线进行评估, 为产品在设计阶段提供重要依据。
民用飞机货舱系留系统静强度设计 篇5
1 货舱系留系统静强度设计的适航要求
民用飞机进入市场运营需获得适航局颁发的适航运营证。因此, 民运飞机的设计必须按照适航规定的各项条款要求进行设计。货舱系留系统的静强度设计需按照FAR (《美国联邦适航规章》) 25部[1]/CS (《欧洲适航规章》) 25部[2]/CCAR (《中国民用航空规章》) 25部《运输类飞机适航标准》[3]中的以下条款。
2 货舱系留系统结构简介
飞机货舱位于客舱地板以下, 一般分为前货舱和后货舱两部分。货舱内的系留系统包括:拦阻网、系留接头和系留支座。典型的货舱系留系统结构形式, 如图1所示。
货舱内的拦阻网通过系留接头安装在系留支座上, 系留支座与飞机货舱顶部的地板横梁以及货舱底部的地板结构相连接, 系留接头与系留支座之间采用快卸的连接形式。拦阻网的尺寸需符合整个货舱截面的尺寸, 以防止货物从拦阻网与货舱结构的夹缝中窜出。同时为了保证拦阻网安装到位还需要有相应的调节机构。全尺寸阻拦网在规定的载荷工况下不能出现失效情况。
3 货舱系留系统设计载荷
货舱系留系统静强度设计载荷包括:飞机设计载荷 (包括飞行载荷, 地面载荷及动载荷) , 飞机设计手册第11册货舱设施章节要求的货舱设计载荷[4]。
3.1 飞机设计载荷
飞机设计载荷分为飞行载荷, 静载荷和动载荷, 依据这些载荷情况综合得出飞机的载荷包线, 根据载荷包线可得出货舱系留系统所在飞机站位处各方向的过载系数。飞机设计载荷会随着飞机的进一步设计而进行更新。
3.2 货舱系留系统设计专用载荷
根据飞机设计手册第11册[4]规定货舱系留系统应能对货物牢固限动, 以保证在经受CCAR25部[3]规定的地面机动载荷和飞行载荷作用下, 不损伤飞机和货物, 货舱系留系统按下列极限过载设计:
对前方有机组人员或乘员的货舱, 货舱系留系统的设计还应考虑CCAR25.561条款[3]规定的应急着陆情况, 即向前9g的过载, 防止应急着陆时, 货物对机上乘员的伤害。
4 货舱系留系统静强度校核及试验验证
为保证货舱系留系统在适航条款规定的载荷情况下满足静强度要求, 需对货舱系留系统中拦阻网, 系留接头以及系留支座进行静强度校核。以某型飞机的货舱系留系统为例, 说明货舱系留系统的静强度分析方法, 并通过试验验证来表明理论分析方法的可信度以及是否符合适航条款。
4.1 强度校核
某型飞机的货舱系留系统结构形式如图2所示, 拦阻网与货舱顶部地板横梁以及货舱地板分别通过4个系留接头连接。
根据本文第3节所述货舱系留系统设计载荷, 选取货舱系留系统的最严重载荷工况进行静强度分析。载荷工况如表1所示。本文进行分析时选用的坐标系规定如下:以飞机对称平面与机身构造水平面交线为Y轴, 指向机尾为Y轴正向;Z轴垂直于机身构造水平面, 向上为正;按右手定则, X轴向左为正。
利用PAM-CRASH有限元软件, 建立拦阻网有限元模型, 如图3所示。拦阻网采用Bar单元和Membrane单元模拟, 在模型中对拦阻网与机身结构各连接点, 约束其三个方向的平动位移。通过在Membrane单元上施加分布载荷, 将货物的惯性载荷传递到拦阻网上。计算得到拦阻网与机身结构连接点的支反力, 通过得到的支反力对各连接点的系留接头以及系留支座进行强度校核, 得到这些连接部位的安全裕度 (安全裕度=材料强度许用值/ (安全系数×设计值) ) [5], 对于拦阻网本身安全系数取1.0;对于拦阻网与机身结构的连接部位的系留支座, 接头以及紧固件需考虑1.15的安全系数[1,2,3]。
4.2 试验验证
货舱系留系统为符合适航标准, 不仅需要进行理论分析, 还必须通过试验验证。试验验证目的一方面是保证货舱系留系统的强度符合适航条款的要求, 另一方面是验证其理论分析的可信度。某型飞机的货舱系留系统试验, 是通过设计试验台架模拟货舱系留系统周边机身结构, 然后按照飞机真实设计状态下的安装情况, 将货舱系留系统中拦阻网, 系留接头安装在试验台架上。选取表1中的载荷工况作为试验工况, 试验载荷通过在拦阻网上放置沙袋的形式将载荷传递的拦阻网上。货舱系留系统的试验台架及试验加载如图4和图5所示。
通过试验可知, 货舱系留系统中拦阻网, 系留接头能够承受表1中100%的极限载荷, 且拦阻网本身以及系留接头没有破坏。表明货舱系留系统满足静强度要求。
将试验中测得的拦阻网与机身各连接点的界面载荷与理论计算得出的界面载荷进行比较。
由图6可知试验测得的拦阻网与机身结构各连接点的界面载荷均小于理论分析值, 这表明理论分析偏保守, 理论分析可信。
5 结语
本文以某型飞机的货舱系留系统的静强度校核为例说明了货舱系留系统的静强度设计要求以及校核和验证方法。通过分析和试验表明某型飞机的货舱系留系统是满足静强度要求的, 符合适航条款要求。
摘要：介绍了民用飞机货舱系留系统静强度设计的适航标准要求和设计载荷。以某型飞机货舱系留系统静强度设计为例, 介绍了货舱系留系统的静强度分析和试验验证方法。试验得到界面载荷值和理论分析得到界面载荷值对比分析表明对货舱系留系统的分析方法保守, 其设计满足静强度要求和适航条款要求。
关键词：货舱拦阻网,系留接头,载荷,静强度
参考文献
[1]Federal Aviation Administration.FAR25.Airworthiness Standards:Transport Category Airplanes.2008
[2]European Aviation Safety Agency.CS25.Certification Specifications and Acceptable Means ofCompliance for Large Aeroplanes.2011
[3]中国民航总局, CCAR25-R3.中国民用航空规章第25部-运输类飞机适航标准, 2001
[4]飞机设计手册总编委会.飞机设计手册11-民用飞机内部设施.北京:航空工业出版社, 1998
从车体静强度试验引发的一些思考 篇6
车体静强度试验是在车辆新造过程中进行的型式试验, 广泛应用的有限元分析计算仅有短暂的历史, 而25G、25K型客车投入运用已有15~20年, 经过2、3个厂修 (A4) 后车辆的技术性能指标与原设计要求势必存在差异, 而现时的车辆状态是否符合预期, 如何对车辆剩余寿命周期进行科学的检验、预算和评估极具现实意义。
1 车体静强度试验实例概述
近期对1辆25G型客车实施了车体静强度试验, 试验执行TB/T 1806-2006标准, 所用车辆结构与以往25G型车结构相近, 为整体承载无中梁筒形结构, 通用的牵枕缓、车体侧梁形式, 车辆断面轮廓相同, 钢结构材料按照常规标准选用 (见表1) 。试验中, 车体部分位置出现了强度不足问题, 通过补强得以改善, 由此联想到现有运行车辆的状况, 结合实际工作中所掌握的资料信息进行分析, 提出相关建议和解决措施, 希望引起政府决策部门、车辆造修企业的重视, 加大投入, 保障车辆安全运行。
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2 试验中的强度问题及处理措施
钢结构静强度试验主要进行纵向压缩工况、纵向拉伸工况、垂向均布载荷、垂向集中载荷以及顶车工况、扭转工况等试验。在纵向压缩工况及垂向载荷下静、动、侧向应力合成工况中, 以下位置出现了强度不足问题, 通过补强后得以满足试验标准。
(1) 牵引梁下部与枕梁下盖板之间 (见图1) , 试验时初步测得的压缩工况应力值为186.3 MPa, 增加补强板后降到153.7 MPa。
(2) 枕内第1组纵梁与横梁之间 (见图2) , 试验时初步测得的压缩工况应力值为217.2 MPa, 采取在焊缝位置打磨处理, 无明显效果, 后增加图示补强板后测得压缩工况应力降低为111.5 MPa, 计算得到最大可能合成应力为174.9 MPa。
(3) 枕梁与侧梁交接位置 (枕内方向, 见图3) 的侧梁受力情况, 试验时初步测得应力值为157.7MPa, 增加图示补强板后测得压缩工况应力降低为74.7 MPa, 计算得到最大可能合成应力94.5 MPa。
(4) 顶镐位对应的侧梁 (车体中心方向, 见图4) 受力过大, 试验时初步测得的应力值为189.7MPa, 后增加图示补强板后应力降低为116.7 MPa, 计算得到最大可能合成应力为143.7 MPa。
3 有限元计算分析
由于试验车辆是在既有车型成熟结构基础上生产制造的, 试验中出现了测算结果不达标问题, 而发生位置恰恰是以往的成型通用结构。为进一步分析研究, 建立了图5所示的模型, 车体的刚度和静强度有限元分析结果表明:垂向静载荷工况以及扭转工况下得到的车体弯曲、扭转刚度均能够满足设计标准, 但是两者之间存在着较大的差距 (见表2) 。
静强度分析结果显示车辆整体满足铁道标准要求, 但在个别位置存在强度不足, 如蓄电池箱吊座位置 (见图6) 。在具体显示强度不足的部位中, 仅枕内第1组纵梁与横梁连接处1处与实际静强度试验中测得的情况吻合, 其余位置均不一致。理论计算与试验测算, 理想状态与现实情况可能存在一定的差别, 但是多处不一致应当引起注意。
4 分析与思考
常规25G型客车主要装用209P、209T、206P转向架及15#车钩G1型缓冲器, 钢结构形式基本为铁路客车的通用统型结构, 在本次试验车辆的设计过程中, 仅对枕外小横梁以及邻近枕梁的枕内横梁进行了加强, 将横梁原板材由钢板5-09Cu PCr Ni-B改为6-09Cu PCr Ni-A, 其他位置基本无变化。试验中钢结构强度不满足标准必定有各种原因。设计结构不合理可能会导致应力集中, 包括钢结构料件尖锐的棱角、多种负荷共同作用形成的合成应力超标等;钢结构制造过程中的制造误差可能引起应力超差问题, 包括焊缝的合理焊接形式及质量、焊接顺序、工艺方法以及设备工装的误差、焊工水平等因素;材料的选择也能导致材料之间出现明显的强弱差异, 影响材料受力的发散、传递。从既有设计图纸及在线运行车辆的现状可以想见, 新造碳钢车也一定存在着同样或相似的问题。
车辆上线长期运行后, 因气候条件、自身污染、疲劳影响等造成了车辆一定程度的腐蚀。在车辆的厂修 (A4) 中经常出现枕梁下盖板腐蚀、侧梁腐蚀、牵引梁下盖板腐蚀以及横梁、铁地板腐蚀等情况, 其中枕梁下盖板、转向架构架、弹簧托梁等时常因腐蚀超限而进行大范围截换, 转向架构架、弹簧托梁更新频次越来越高。而此时的车体钢结构与新造时比较, 车辆的刚度、强度是否还能够达到30年的预期使用寿命, 跑完960万km的运行里程, 并经受各种振动、冲击、疲劳等动态考验?
5 结论和建议
(1) 强化设计源头控制。进行科学规范的技术设计, 总结分析包括各种强度试验、运行试验、以往运用经验、售后服务中出现的各类问题。牵枕缓、转向架构架、应力集中负重较大的关键区域等可以适度提升材料的材质或优化结构, 例如, 牵引梁枕梁缓冲梁、底架侧梁等可优先选用Q345以上的材料, 侧门门角等强度薄弱位置可在提升材质的同时采取整体钢门框结构。
(2) 注重制造过程质量控制。在提升操作人员技能、提高工装设备保障能力的同时, 引入先进的焊接管理体系, 以提升车辆的整体焊接装配质量, 通过质量管控提升车辆整体制造水平, 例如整车焊接、牵枕缓、端墙、机组平台等大部件可强制执行EN15085标准等。
(3) 广泛推行试验检验。加大实践试验、理论计算的验证力度, 对新造车型涉及刚度、强度的关键区域和部位必须进行有限元分析计算, 而有限元分析对于焊接质量、焊缝强度及自身误差需要确定更为科学合理的基准参数, 差异较大的结构应通过静强度试验进行验证, 甚至应通过车辆的疲劳强度试验全面地验证车辆的设计制造情况。
(4) 强化车辆钢结构防腐处理。车辆钢结构制造完成后, 必须进行防腐处理, 包括零部件乃至整车的表面预处理、初始的防腐底漆, 采用重防腐类阻尼隔声沥青浆, 严格控制防腐涂层的厚度, 确保防腐处理质量。
(5) 密切关注车辆运用状态。纷繁复杂的铁道路网, 差异巨大的地理气候条件, 势必导致车辆状况各不相同, 车辆的设计制造应更多考虑车辆运用的具体条件, 如耐高寒、防风沙、抗腐蚀等, 车辆自身污物的排放以及气候条件等直接关系着车辆的强度和车辆运用的安全系数, 应予以特别关注, 以便及时跟踪、发现、排除安全隐患, 保障铁路客车的运用安全。各种专业机构应细致入微地做好RAMS工作中长久的数据信息积累工作。
(6) 运用车辆进行必要的试验及补强。根据车辆厂修、段修的经验, 在长期运用后, 车辆的强度、刚度势必下降一定的幅度, 而对于车辆受力部位腐蚀限度的规定、局部挖补补强的处理方式等状况, 在车辆进行第2或第3个厂修时, 应适当进行强度试验测试, 以获得更为准确的阶段数据信息, 便于精确评估、科学制定车辆的修复方案, 以维系车辆未来12~18年的设计使用寿命, 同时为车辆初始设计制造提供更多的参考信息。
(7) 铁路管理部门的统筹调配。对既有在线运营的车辆可适时考虑整体调配。在条件许可的情况下, 可将东南沿海地区的车辆适时地向内陆地区尤其是西北部较为干旱的区域转属, 或者针对性地调配车辆运行区间, 降低腐蚀、疲劳受力的持续累积程度。新造车辆可针对不同地域、运行区间进行综合考虑, 制定不同的技术规范, 提出不同的强度、制造材料要求, 经济条件允许时可增加集便装置等环保设施, 从宏观调控上实现车辆的安全、长久运营。□
摘要：从铁路客车车体静强度试验的具体实例展开讨论, 依据试验中出现的问题及采取的解决措施, 对照车体静强度的有限元分析结果, 对铁路客车的寿命周期进行分析。对现行的铁路客车运用维护及检修等方面提出了相关建议和解决措施。