低循环疲劳（共4篇）
低循环疲劳 篇1
0 引言
对于航空发动机来说,压气机轮盘是关键转动部件之一。常见的导致轮盘失效的因素有低循环疲劳、振动、屈曲、蠕变等。对于现代飞行器来说,大推重比是发展方向,这就要求发动机部件本身重量轻,产生的推力要大,现代先进战机推重比已经超过10。大的推重比一方面满足了飞行器的性能需要,另一方面也使得发动机零部件的工作条件更加严酷,零部件承受的载荷越来越高,低循环疲劳失效逐渐成为最主要的失效形式。轮盘在发生低循环疲劳失效时通常都是非包容性的,破裂的盘体碎块往往会击穿油箱、油路、驾驶舱等,从而造成严重的后果。低循环疲劳失效多发生在轮盘榫槽底部应力集中较严重的部位[1]。国内的一些学者对轮盘等飞行器关键零部件的低循环疲劳失效寿命预测方法进行了研究[2,3],取得了一定的进展,然而这些研究方法基本上都是基于单轴应力的,没有充分考虑多轴应力对低循环疲劳寿命的影响。文献[4]通过试验研究表明,简单地应用单轴疲劳寿命模型预测多轴疲劳寿命,将会导致较大的误差,文献[5,6]对于轮盘的多轴疲劳寿命应用Monte-Carlo方法进行了仿真分析,得到了一些有益的结论。本文主要研究以有限元分析、标准试样疲劳试验和数据分析程序编制为基础,考虑多轴应力影响的轮盘低循环多轴疲劳寿命预测方法。
1 轮盘有限元建模与分析
对于轮盘的疲劳寿命预测来说,进行有限元分析是进行疲劳寿命预测的基础,通过有限元分析可以确定轮盘的危险部位以及危险部位应力的分布状态和整个轮盘应力的分布情况。从已有失效数据分析可知,轮盘的失效形式通常都是低循环疲劳失效,而榫槽部位是其失效的最薄弱部位。轮盘通常包含有几十个榫槽,榫槽用于安装与叶片相连的榫头。榫头与榫槽呈接触状态,当轮盘高速旋转时轮缘除受到自身的离心力作用外,还受到高速旋转的叶片产生的离心力作用,轮盘的工作转速通常在10 000r/min以上,由此产生的离心力很大,轮盘在工作时受到的气动力相对于离心力来说较小,一般可以忽略不计。轮盘的榫槽在离心力的作用下,应力集中情况十分严重,有限元分析的结果也证明了这一点。为了获得精确的结果,轮盘的模型必须具有较高的精度,并且应该使模型具有参数化的能力,据此使用三维参数化建模软件Pro/E建立轮盘的三维模型,并通过程序接口传到有限元分析软件中进行分析。由于轮盘的结构及形状都十分复杂,通常采用20节点六面体单元进行网格剖分,六面体单元求解精度要高于四面体,求解效率也较四面体高,20节点单元可以更加精确地适应结构形状复杂的轮盘叶片结构。由于轮盘的结构是循环对称的,载荷也是完全对称的,仅需取一部分结构进行有限元分析。
2 低循环多轴疲劳寿命模型
2.1 疲劳寿命模型
轮盘工作过程中,榫槽受到很大的应力,榫槽底部的应力状态不是单轴的,而是呈现多轴应力状态,当采用传统的名义应力寿命模型及应变寿命模型对轮盘进行寿命评估时,都是采用基于单轴应力的方法,显然,单轴疲劳和多轴疲劳有着很大的不同。国内外学者提出了多种多轴疲劳模型,考虑榫槽槽底的应力状态,以及轮盘危险点各应力应变参量对其失效的影响,临界平面法中SWT模型的关键参量与轮盘失效关键参量一致,裂纹的早期扩展被控制在与最大正应变范围垂直的平面(临界平面)上,如图1所示。最大正应变范围及临界平面上的最大正应力是影响疲劳寿命的最重要参量[7,8,9]。
SWT模型表示如下:
式中,σmax为最大正应变范围垂直平面(临界平面)上的最大正应力;Δε为最大正应变范围;Nf为疲劳寿命;σ′f为疲劳强度系数;b为疲劳强度指数;ε′f为疲劳延性系数;c为疲劳延性指数;E为弹性模量。
2.2 模型参数的获得
多轴疲劳寿命模型涉及的参数中,材料参数可以通过标准试件的疲劳试验获得,通过有限元计算可以得到最大正应变范围平面,进而确定临界平面,临界平面上的最大正应变范围及其最大正应力的确定方法如图2所示。
图2中任意平面上的应力与x、 y、 z坐标轴的方向余弦如下:
各应力分量可由式(2)矩阵求出。同理可以求得任意平面上的各应变分量值,只需把式(2)矩阵中的应力标识改为应变标识即可。
3 工程分析实例
某型航空发动机低压压气机轮盘,轮盘的载荷谱为试验谱,材料为镍基高强合金钢,材料弹性模量为206GPa,密度为7.8×103kg/m3,泊松比为0.3。
为了确定材料的疲劳参数,进行标准试样的低循环疲劳试验,试验结果数据如表1所示。对表1的数据进行回归处理,得到材料参数如表2所示。
接下来通过有限元分析得到轮盘的应力应变参数。建立的轮盘有限元离散化模型如图3所示,由于轮盘结构载荷周期对称,这里只取了一部分进行分析。榫槽由于有应力集中,是低循环疲劳破坏的关键部位,所以在这里进行了网格细化,以便得到更加精确的结果,网格如图4所示。由于实际工作中,轮盘榫槽底部已处于屈服状态,这里的材料强化模型选用了双线性随动强化模型,有限元分析结果如图5所示。
分析图5可知,有限元计算所得应力最大部位与轮盘实际破坏部位一致,关键部位各向应力应变分量值如表3所示。由计算可知轮盘榫槽部位的应力集中系数为2.8。已知材料的疲劳持久极限为195MPa,从表3中可以看出有多个应力分量超出了构件的疲劳持久极限。
以正应变与x轴夹角θ和z轴夹角ϕ为循环变量,以5°为步长进行双循环搜索,通过式(2)确定临界平面和其上的参数。应用Matlab编程计算,所得结果如表4所示。正应变Δε随θ和ϕ的变化如图6所示。
由表4可知,临界平面位置为ϕ=110°,θ=165°所对应的平面与轮盘的实际破坏平面比较接近,由本文方法确定的临界平面与轮盘的实际破坏平面基本一致。相应的最大正应变为Δε=0.006 853 1,临界平面上的最大正应力为σn,max=1157.33MPa。
在得到最大正应变Δε以及临界平面上的最大正应力σn,max后,可以求得Δεσn,max/2 =3.9756MPa,将各参数值代入式(1),应用牛顿迭代法可以解得轮盘的疲劳寿命为Nf=3874,这与实际轮盘的寿命值约4000个循环基本一致,而应用传统的Masson-Coffin公式进行疲劳寿命评估,易得轮盘寿命Nf=2639,与轮盘的实际寿命相差较大。
4 结论
发动机轮盘在实际工作中,工作条件十分严酷,承受了很大的载荷作用,在其应力集中比较严重的部位,如榫槽的底部圆角处,局部结构已经工作于塑性状态,这一点在进行疲劳分析时应该充分考虑。轮盘榫槽底部的应力状态并不是简单的单轴应力,而是呈现复杂的多轴应力状态,应用单轴疲劳寿命模型对其进行疲劳寿命预测有可能产生过大的误差,而应用多轴疲劳寿命预测模型中的临界平面法进行轮盘疲劳寿命预测,能够充分考虑多轴应力状态对疲劳寿命的影响,使得评估结果更加准确。实例分析表明,应用多轴疲劳寿命预测模型进行轮盘低循环疲劳寿命预测,具有较高的精度,能够满足工程实际需要。
摘要：充分考虑多轴应力对疲劳寿命的影响,对应用多轴疲劳寿命模型进行轮盘的低循环多轴疲劳寿命预测作了探讨,并结合具体工程实例进行了应用研究。确定了轮盘危险平面的位置,确定了危险平面上的相关参量,应用多轴疲劳模型进行了寿命评估,计算结果显示应用多轴疲劳模型进行轮盘的低循环多轴疲劳寿命评估,所得结果与轮盘的试验结果符合得较好,研究结果具有一定的实际工程意义。
关键词：轮盘,FEM,多轴疲劳,临界平面,应力分布
参考文献
[1]陶春虎,钟培道,王仁智,等.航空发动机转动部件的失效与预防[M].北京:国防工业出版社,2000.
[2]隋福成,刘文?,王磊.飞机结构关键件设计改进后的疲劳寿命评定技术[J].航空学报,2007,28(1):135-137.
[3]陈立杰,冮铁强,谢里阳.应用幂变换法构造低周疲劳寿命预测的幂指函数模型[J].航空学报,2006,27(2):267-271.
[4]Socie D F,Marquis G B.Multiaxial Fatigue[M].Warrendale:SAEInternational,1999.
[5]钱文学,尹晓伟,谢里阳.轮盘疲劳可靠性分析的Monte-Carlo数字仿真[J].系统仿真学报,2007,19(2):254-256.
[6]钱文学,尹晓伟,谢里阳.压气机盘疲劳寿命影响因素的灵敏度分析[J].东北大学学报,2006,27(6):677-680.
[7]尚德广,王大康,李明.基于临界面法的缺口件多轴疲劳寿命预测[J].机械强度,2003,25(2):212-214.
[8]Susmel L,Petrone N.Multiaxial Fatiguelife esti ma-tions for 6082-T6 cylindrical speci mens under in-phase and out-of-phase biaxial loadings[C]//A.Carpinteri et al.Biaxial and Multiaxial Fatigue andFracture.ESIS Publication 31,Oxford:Elsevier,2002:83-104.
[9]Fatemi A,Socie D F.A Critical Plane Approch toMultiaxial Fatigue Damage Including Out-of-Phase Loading[J].Fatigue and Fracture of Engi-neering Materials and Structures,1988,11(3):149-166.
电力汽包低周疲劳寿命评估分析 篇2
某发电厂#12炉系捷克第一布尔诺 (BRNO) 制造的双辐射式锅炉。于1958年12月正式投运, 至2001年4月, 已累计运行四十多年, 启停950余次。根据以往的经验, 锅炉在启停过程中负荷变化幅度大, 锅炉启停频繁, 锅炉汽包承受着周期性的应力波动。而在汽包筒体轴向截面的下降管接管内转角处, 由于形状突变造成较高应力集中, 该部位在上述交变应力的作用下, 容易产生低周疲劳裂纹, 并继而发生裂纹扩展直至失效。本文利用三维有限元分析方法, 对汽包下降管接头部位的应力进行了分析, 分别计算了冷态启停、热态启停等工况下的应力分布与大小, 并对汽包的低周疲劳剩余寿命进行了评估, 获得了良好的效果。
1 汽包低周疲劳寿命评定过程及汽包主要设计参数
对该发电厂#12炉大汽包历次检验及处理情况、设计运行情况进行了收集与分析, 并依据“DL440-91在役汽包的检验, 评定及处理”、“GB/T9222-88《水管锅炉受压元件强度计算》标准附录D”和“CVDA-84压力容器缺陷评定规范”以及参照国内外有关锅炉压力容器评定规范, 制定了对该汽包低周疲劳寿命估算的研究计划:①利用美国MSC/MARC有限元分析软件对汽包在不同运行工况下, 如冷态启停、热态启停等的内压应力和热应力进行三维有限元分析和计算;②参照“GB/T9222-88《水管锅炉受压元件强度计算》标准附录D”的规定, 以大汽包管座轴向截面内拐角作为校核点进行冷态启停和热态启停工况下疲劳寿命评估计算。
#12炉大汽包主要设计参数如下:
额定蒸发量:75t/h;额定汽包工作压力:3.8MPa;汽包工作温度:255℃;汽包内直径:1710mm;筒体壁厚:45mm筒体长度:7940mm;汽包材质:11474.1;下降管数:86;下降管管座型式:插入式;下降管管座内径:76 mm;下降管管座壁厚:3.5mm;下降管孔中心距:最小为500mm。
2 汽包的应力分析
2.1 分析模型建立
汽包下降管为分散下降管, GB9222-88标准规定:相邻两孔的间距大于或等于下列值时, 不必按孔桥计算:
实际计算表明, t0>225mm (分散下降管之间的间距) , 因此, 此处必须考虑孔桥的影响。鉴于有资料及分析表明, 锅炉在启停过程和承受工作压力或超压时, 集中下降管管座内拐角处的应力集中系数最高, 为最危险部位。因此本文对汽包疲劳寿命的估算应以此点作为考核。
集中下降管管座内拐角处的应力分布很复杂, 虽然利用经验公式可作粗略的估算, 但可靠度差, 而通过三维有限元分析可达到很高的精度。本文采用大型有限元分析软件MSC/MARC对汽包集中下降管管座内拐角处在不同工况下的应力进行了详细分析。分析模型如图1所示, 由于对称, 取沿筒体周向包含4排下降管 (管长取300mm) 、沿筒体长度672mm的1/4筒体部分作为计算对象, 汽包沿壁厚分为4层, 下降管沿壁厚分为1层。共分为10080个单元, 14929个节点。相应的边界条件为, 在X=0和Z=0截面上, 根据对称条件, 其相应的位移被约束。同时, 由于集中下降管很长, 其沿管长方向的位移相对于管长很小, 可以忽略, 即y方向的位移可取为0。
2.2 内压应力分析
汽包在不同内压作用下的分析结果表明:汽包轴向截面内拐角处的应力值最高, 应力集中系数为2.8, 应力由内而外递减, 高应力区呈不规则的椭圆形。外壁的高应力区域较小且数值明显低于内壁。下降管管座内拐角处应力分量主要是环向应力分量, 表1列出了汽包不同工况下在内压作用下轴向截面内拐角处的等效应力和三个主应力的数值。
3 热应力分析
3.1 计算工况
大汽包下降管管座部位的热应力分析及寿命评估主要考虑冷态启停和热态启停两种工况。
冷态启停:一般地, 在冷态启停过程中, 对于厚壁汽包, 汽包壁的降温速度一般在1℃/分钟以下, 而升温速度一般在1.0℃/分钟, 对于薄壁汽包, 升降温速度稍快。计算中采用的升降温速度取1.5℃/分, 汽包内介质温度变化为从255℃-100℃-255℃。
热态启停:热态启停采用与冷态启停相同的升降温速度, 介质及汽包壁的温度变化范围为255℃-200℃-255℃。
当汽包内介质温度变化时, 汽包筒体存在着三种温差:内外壁温差, 上下壁温差, 纵向温差。考虑到汽包轴向流速很低, 汽包纵向温差较小, 汽包轴向可自由膨胀, 故可以略去纵向温差的影响。
3.2 内外壁温差及热应力分析
用有限元的方法可求出不同工况下的瞬态温度分布及瞬态热应力。热应力分析模型仍然采用内压应力分析时所用的三维网格, 并考虑汽包材料的热物理性能参数与温度的相关性。在计算内外壁温差应力时, 假定汽包筒体温度场在环向截面内为轴对称分布, 沿筒体轴向不变, 汽包的外壁取绝热边界条件, 汽包内壁的边界条件为第三类边界条件, 其对流放热系数难以准确地描述, 不过内壁的对流放热系数当在103这个数量级, 计算中内壁的对流放热系数分别试取1300, 2591, 5183, 10366W/m2℃四种工况, 结果发现内壁对流放热系数对汽包内外壁温差影响很小, 在实际计算时内壁的对流放热系数取1300W/m2℃。
锅炉冷态启停和热态启停时的介质升降温速度均为1.5℃/分钟。
3.3 内外壁热应力分析结果
分析结果表明:冷态启停时, 当介质升降温速度为1.5℃/分钟时, 汽包内外壁温差最大为4.6℃;而在热态启停时;当介质升降温速度为1.5℃/分钟时, 汽包内外壁温差最大为4.2℃。
由汽包内外壁温差引起的热应力可由热力耦合分析得到。热应力分析结果显示:下降管座内拐点热应力较大, 存在应力集中现象, 高应力区成窄三角形分布, 由内向外逐渐减小。冷态启动时在第6320秒时热应力最大 (等效应力为26.11MPa) , 此时内外壁的最大温差为4.6℃。热态启动时在第2400秒时的热应力最大 (等效应力为16.46MPa) , 此时内外壁的最大温差为4.2℃。
冷态停炉和热态停炉过程中的应力变化分别与冷态启动和热态启动过程中的应力变化相似, 可取与之相同的数值。在停炉过程中, 汽包内壁热应力为拉应力, 外壁为压应力, 在启动过程中内壁热应力为压应力, 外壁热应力为拉应力。
3.4 周向温差热应力
由于汽包水空间与汽空间的不同, 在启动时, 水空间接近饱合的水与汽包壁的换热是自然对流与强制对流相结合, 而汽空间饱合汽与汽包壁的换热是对流换热与凝结换热相结合, 二者的换热系数有较大的差别, 汽空间放热系数大于水空间的放热系数, 因此, 汽包上部壁温大于下部壁温。在停炉过程中, 水空间介质与汽包壁的换热以对流换热为主, 汽空间介质与汽包壁的换热也以对流换热为主, 但水的对流换热系数比汽的对流换热系数大, 因此, 汽包上部壁温仍比下部高。
汽包上下壁温差值理论解难以得到, 一般在计算峰值时取为10℃, 而在计算谷值应力时取为40℃。由汽包上下壁温差引起的的热应力, 可参照国标GB/T9222-88的附录D进行计算。
4 汽包低周疲劳寿命损伤计算
通过有限元分析和经验计算得到了汽包在不同工况下的内压应力值、筒体径向内外壁温差应力以及周向温差热应力, 将上述应力分别进行处理即可得到冷 (热) 态启动谷值、冷 (热) 态启动峰值工况下下降管座轴向截面内拐角处的合成主应力, 从而计算出冷态启停和热态启停时下降管座轴向截面内拐角处的修正应力幅值。表2和表3分别列出了冷态和热态启停下的应力幅值计算过程。
由计算出的修正应力幅值, 查GB/T9222-88《水管锅炉受压元件强度计算》标准附录D中图D5可知:冷态启停的许用循环次数为3200;热态启停的许用循环次数为1.22×104。根据热态启停和冷态启停的运行循环次数和许用循环次数即可计算汽包的累积损伤率。表4为汽包的累积损伤率计算过程。
该汽包已运行30多万小时, 启停950余次。由于汽包经检验合格, 不存在超标缺陷, 汽包的静载强度合格。因此, 汽包的剩余寿命只取决于低周疲劳寿命。正常的冷启动和热启动造成的累积疲劳损伤只有8.93%。
5 结论
对该汽包下降管管座的三维有限元应力分析表明:在内压作用下以及启停时, 管座轴向内拐角处均为最危险部位。内压为4.69MPa时, 其环向应力值为489MPa;冷态启动时在第6320秒时管座轴向内拐角处热应力最大 (等效应力为26.11MPa) , 此时汽包内外壁的最大温差为4.6℃;热态启动时在第2400秒时的热应力最大 (等效应力为16.46MPa) , 此时汽包内外壁的最大温差为4.2℃。在大修期间, 应重点检查此部位的运行状况。
以汽包管座轴向截面内拐角为最危险部位估算其低周疲劳寿命, 按目前的锅炉运行状况, 根据GB/T9222-88《水管锅炉受压元件强度计算》评估, 该汽包的疲劳寿命损耗为其设计寿命的8.93%。
在机组启停过程中, 应严格遵守锅炉的运行规程, 启停炉时, 确保汽包壁温的升降速控制在规程规定的范围之内。
摘要：电力汽包集中下降管管座内拐角处由于形状突变造成较高应力集中, 容易产生低周疲劳裂纹, 并继而发生裂纹扩展直至失效。本文根据汽包的实际结构和受力情况, 建立了符合实际的三维有限元分析模型, 对电力汽包集中下降管管座内拐角处在冷态启停和热态启停工况下的应力进行了分析, 并根据GB/T9222-88《水管锅炉受压元件强度计算》标准附录D的规定对汽包的低周疲劳剩余寿命进行了评估。该汽包的疲劳寿命损耗为其设计寿命的8.93%。
关键词：汽包,有限元分析,疲劳寿命
参考文献
[1]朱华, 阿迪尔M.S.赵敬德等.汽轮机启、停过程中汽缸温差的数值计算.动力工程, 2001, 21 (3) :1193~1196, 1255.
低循环疲劳 篇3
1 疲劳失效的机理
疲劳失效是指材料、零件和构件在循环加载下, 在某点或某些点产生局部的永久性损伤, 并在一定循环次数后形成裂纹或使裂纹进一步扩展直到完全断裂的现象。疲劳失效可分为3个阶段:1) 微观裂纹阶段。在循环加载下, 由于物体的最高应力通常产生于表面或近表面区, 该区存在的驻留滑移带、晶界和夹杂, 发展成为严重的应力集中点并首先形成微观裂纹。此后, 裂纹沿着与主应力约成45°角的最大剪应力方向扩展, 裂纹长度大致在0.05 mm以内, 发展成为宏观裂纹。2) 宏观裂纹扩展阶段。随着应力重复作用的次数增加, 裂纹逐渐扩展, 损伤积累, 减小了有效截面积。3) 瞬时断裂阶段。当裂纹扩大到使物体残存截面不足以抵抗外载荷时, 物体就会在某一次加载下突然断裂。对应于疲劳破坏的3个阶段, 在疲劳宏观断口上出现疲劳源、疲劳裂纹扩展和瞬时断裂3个区。疲劳源区通常面积很小, 色泽光亮, 是两个断裂面对磨造成的;疲劳裂纹扩展区通常比较平整, 具有表征间隙加载、应力较大改变或裂纹扩展受阻等使裂纹扩展前沿相继位置的休止线或海滩花样;瞬断区则具有静载断口的形貌, 表面呈现较粗糙的颗粒状。
2 影响焊接接头疲劳性能的因素
2.1 应力幅对焊接接头疲劳性能的影响
反复作用的荷载值不随时间变化, 则在所有应力循环内的应力幅将保持常量, 称为常幅疲劳。若在反复荷载作用下, 应力循环内的应力随时间随机变化, 则称为变幅疲劳。
对于轧制钢材和非焊接结构, 应力循环特征值ρ=σmin/σmax越小, 疲劳强度越低, 反之则越高。但对于焊接结构, 由于焊缝附近存在着很大的焊接残余应力峰值, ρ值并不代表疲劳裂缝出现处的应力状态, 实际的应力循环是从残余应力开始, 变动一个应力幅Δσ=σmax-σmin (其中, σmax为最大拉应力;σmin为最小压应力。拉应力取正值, 压应力取负值) 。因此焊接结构的疲劳性能直接与应力幅Δσ=σmax-σmin有关, 而与应力循环特征值ρ的关系不是非常密切。应力幅越大, 疲劳寿命越小。
2.2 应力集中对焊接接头疲劳性能的影响
2.2.1 接头类型的影响
焊接接头的形式主要有:对接接头、十字接头、T形接头和搭接接头, 在接头部位由于传力线受到干扰, 因而发生应力集中现象。对接接头的力线干扰较小, 因而应力集中系数较小, 其疲劳强度也将高于其他接头形式。十字接头或T形接头由于在焊缝向基本金属过渡处具有明显的截面变化, 其应力集中系数要比对接接头的应力集中系数高, 因此十字或T形接头的疲劳强度要低于对接接头。搭接接头的疲劳强度是很低的, 这是由于力线受到了严重的扭曲。
2.2.2 焊缝形状的影响
无论是何种接头形式, 它们都是由两种焊缝连接的, 对接焊缝和角焊缝。焊缝形状不同, 其应力集中系数也不相同, 从而疲劳强度具有较大的分散性。对接焊缝的形状对于接头的疲劳强度影响最大。
2.2.3 焊接缺陷的影响
焊趾部位存在有大量不同类型的缺陷, 这些不同类型的缺陷导致疲劳裂纹早期开裂和使母材的疲劳强度急剧下降 (下降到80%) 。焊接缺陷大体上可分作两类:面状缺陷 (如裂纹、未熔合等) 和体积型缺陷 (气孔、夹渣等) , 它们的影响程度是不同的, 同时焊接缺陷对接头疲劳强度的影响与缺陷的种类、方向和位置有关。焊接缺陷对接头疲劳强度的影响, 不但与缺陷尺寸有关, 而且还决定于许多其他因素, 如表面缺陷比内部缺陷影响大, 与作用力方向垂直的面状缺陷的影响比其他方向的大;位于残余拉应力区内的缺陷的影响比在残余压应力区的大;位于应力集中区的缺陷 (如焊缝趾部裂纹) 比在均匀应力场中同样缺陷影响大。
2.3 应力的循环次数对焊接接头疲劳性能的影响
在循环加载下, 产生疲劳破坏所需应力或应变的循环次数, 称为疲劳寿命。如图1, 图2所示S—N曲线中的S为应力 (或应变) 水平, N为疲劳寿命。其中NL的取值见表1。
由于S—N曲线是根据疲劳试验直到试样断裂得出的, 所以对应于S—N曲线上某一应力水平的疲劳寿命N是总寿命。在疲劳的整个过程中, 塑性应变与弹性应变同时存在。当循环加载的应力水平较低时, 弹性应变起主导作用;当应力水平逐渐提高, 塑性应变达到一定数值时, 塑性应变成为疲劳破坏的主导因素。为便于分析研究, 常按破坏循环次数的高低将疲劳分为两类:1) 高循环疲劳 (高周疲劳) 。作用于零件、构件的应力水平较低, 破坏循环次数一般高于104～105的疲劳, 弹簧、传动轴等的疲劳属此类。2) 低循环疲劳 (低周疲劳) 。作用于零件、构件的应力水平较高, 破坏循环次数一般低于104～105的疲劳, 如压力容器、燃气轮机零件等的疲劳。循环次数N越大, 疲劳强度越小。
3 改善焊接接头疲劳性能的措施
3.1 工艺措施
焊接接头疲劳裂纹一般于焊根和焊趾两个部位, 如果焊根部位的疲劳裂纹启裂的危险被抑制, 焊接接头的危险点则集中于焊趾部位。我们可以采取很多工艺措施来提高焊接接头的疲劳强度:1) 减少焊接缺陷特别是开口缺陷, 改善焊趾部位的几何形状, 降低应力集中系数;2) 调节焊接残余应力场, 产生残余压缩应力场。
目前采用主要方法有打磨法、TIG法和锤击法, 其中打磨工艺比较简单, 但效果不很理想, 锤击法效果最好。锤击法是冷加工方法, 用带硬质圆头的风动工具撞击焊趾, 或是喷射钢丸 (喷丸法) 来连续撞击焊趾。它的效果是金属的表层在冲击性的锤打作用下趋于向侧向扩张, 从而产生残余压应力, 使疲劳强度提高;同时锤击还可以减少存在的缺口尖锐度, 因而减少了应力集中, 这也是大幅度提高接头疲劳强度的原因。此外还可以采用局部加热法, 即在焊缝两旁用氧气加热, 使加热处在冷却后产生残余拉应力, 而焊趾处则产生残余压应力。
3.2 构造措施
应力集中在焊接结构中因焊接缺陷而产生, 也因构造形式而引起。焊接缺陷必须通过控制施工质量和采取工艺措施来消除, 而构造形状改变则可以通过构造措施使之缓和。
1) 承受反复荷载作用的结构, 其构造应注意选用应力集中不严重的方案, 使构造合理, 能均匀、连续、平顺地传力, 避免构件截面剧烈变化。2) 当必须采用应力集中比较严重的方案时, 应尽量把应力集中部位放在低应力区。3) 要尽量选用刚度均匀的方案, 焊缝连接处构件的不均匀刚度, 导致焊缝的变形和应力分布不均, 必然影响连接的疲劳性能。
4 展望
随着焊接钢结构越来越广泛的应用于工程建设的各个领域, 发展及推广应用改善焊接接头疲劳性能的新技术对推动焊接结构的应用意义重大。国内外最新发展起来的超声冲击技术以及使用低相变点焊接材料来提高焊接接头疲劳强度的方法是焊接结构疲劳性能改善技术与工艺的重要研究方向。
摘要：通过分析焊接接头疲劳失效的机理及影响其疲劳强度的因素, 提出了改善焊接接头疲劳性能的一些措施, 并对改善焊接接头疲劳性能的新技术作了展望, 从而解决了钢结构的疲劳失效问题。
关键词：钢结构,焊接接头,疲劳失效
参考文献
[1]王光煜.钢结构缺陷及其处理[M].上海:同济大学出版社, 1988.
[2]管德清.焊接钢结构疲劳强度与寿命预测理论的研究[D].长沙:湖南大学, 2003.
[3]靳慧, 周奇才, 张其林.焊接结构系统的疲劳可靠性分析[J].同济大学学报 (自然科学版) , 2005 (11) :21-22.
[4]杨振平.浅析超高强度钢的焊接[J].安装, 2006 (11) :74-75.
[5]姚国春, 霍立兴, 张玉凤.焊接钢结构地震下基于低周疲劳特性的破坏准则的探讨[J].钢结构, 2000 (2) :4-5.
低循环疲劳 篇4
疲劳失效是机械零部件或系统的典型失效模式之一,特别是对于承受循环载荷或波动载荷作用的机械结构。如何针对机械产品的使用载荷环境,准确地预测结构的疲劳寿命,是对结构进行有限疲劳寿命设计与耐久性分析的前提和基础。
近年来,国内外学者针对结构的疲劳寿命预测问题进行了大量的基础理论和工程应用研究,取得了许多重要的成果[1,2,3,4,5,6]。但是,这些理论研究与工程应用还主要集中在对确定性恒幅循环载荷或多级确定性恒幅循环载荷作用下的结构疲劳寿命预测,而对随机载荷作用下的结构疲劳寿命预测研究则相对不多[7]。事实上,在工程实践中由于载荷环境的不确定性,单纯承受恒幅循环载荷作用的结构很少,而绝大多数结构的疲劳失效都是由随机载荷反复多次的作用所引起的。目前,在工程计算或实验研究中,通常会采用保守的方法,选用载荷历程中载荷幅最大的载荷作为计算依据。这也使得采用确定性恒幅循环载荷作用下的疲劳寿命预测模型在对实际结构进行疲劳寿命预测时,预测结果往往与结构的实际使用寿命相差几倍甚至是十几倍。
本文采用疲劳寿命预测的名义应力法,基于线性Miner累积损伤法则,研究随机载荷循环作用下的结构疲劳寿命预测方法。运用概率加权法将离散的Miner法则推广为连续型Miner法则,建立随机载荷循环作用下的结构疲劳寿命预测模型。
1 有限疲劳寿命分析的名义应力法
有限疲劳寿命设计法只保证机械零部件或系统在一定的使用期限内不发生疲劳失效。有限疲劳寿命设计法允许零件的工作应力超过疲劳极限,结构的质量可以比采用无线寿命法设计的质量小。当前该设计法已成国内外许多机械产品的主导设计思想,如飞机、汽车等对质量有较高要求的产品,都使用这种设计方法进行疲劳设计。
作为结构疲劳寿命预测和疲劳设计的重要方法之一,名义应力法以名义应力作为设计参数,从材料的S-N曲线出发,考虑各种因素影响,得出零件的S-N曲线,并根据零件的S-N曲线进行疲劳寿命预测与疲劳设计。
对于确定性恒幅载荷循环作用下的结构疲劳寿命预测问题,结构所受的应力水平和循环特性基本保持不变,此时,根据材料的S-N曲线和结构的特点可以较为满意地预测结构的疲劳寿命。
但是,如果结构所承受的疲劳载荷谱是由有限个不同的应力水平所构成时,需要同时运用材料的S-N曲线和累积损伤模型并充分考虑结构的特点才可以进行有限个不同应力水平作用下的结构疲劳寿命预测。
假设结构所受的疲劳载荷历程由s1,s2,…,sr等r个不同的应力水平构成,且每一个载荷作用历程中所包含的各应力水平作用次数分别为n1,n2,…,nr。根据材料的S-N曲线和结构特点,可计算得对应于应力水平si作用时的疲劳寿命Ni,当采用线性累积损伤理论时,在疲劳载荷的一个作用历程中应力水平si造成的累积损伤量为
由线性Miner累积损伤法则可得到每一个载荷作用历程所造成的累积损伤量为
进一步,根据结构发生疲劳失效时总的累积损伤量(通常取1),可以计算得到结构在多级疲劳载荷作用下所能经历的载荷作用历程总数w,即
对于确定性恒幅循环载荷和确定性多级载荷循环作用下的疲劳寿命预测问题,可以采用上述公式求得。但是,对于随机载荷循环作用下的结构疲劳寿命预测问题,上述公式显然是不适用的。
2 随机载荷循环作用下的疲劳寿命预测
在实际工程应用中,机械结构和系统所承受的疲劳载荷往往是随机和反复多次的,很少存在严格意义上的确定性载荷。因此,很难简单地运用S-N曲线和式(2)所示的线性Miner累积损伤法则来预测结构的疲劳寿命。下面,基于线性Miner累积损伤法则,运用全概率公式对其进行拓展,建立随机载荷循环作用下的结构疲劳寿命预测模型。
根据线性Miner累积损伤法则,当结构所受疲劳载荷历程由s1,s2,…,sr等r个不同的应力构成,且对应每个应力si单独作用时的疲劳寿命为Ni,载荷作用历程所包含的各应力水平作用次数分别为n1,n2,…,nr,此时该疲劳载荷历程作用引起的结构累积损伤量可表示为
然而,在工程实际中,由于运行工况和使用环境的不确定性,结构所经历的载荷历程往往是随机和反复多次的。在以实践为寿命度量指标时,载荷的随机性不仅表现为载荷大小的不确定性,同时也表现为载荷作用时刻的不确定性。而在以载荷作用次数为寿命度量指标时,载荷的不确定性可视为载荷幅值大小的不确定性。此时,由随机载荷作用所引起的应力不确定特征需要用概率分布函数来描述,如图1所示。
当应力幅值可用服从概率密度函数为f(s)的随机变量描述时,如图2所示,随机载荷每一次作用应力值落在si附近区间的概率P(si)为
当随机载荷作用n次时,应力值落在si附近区间的次数w(si)即为
根据线性Miner累积损伤法则,应力落在si附近区间对应载荷作用所引起的结构疲劳损伤累积量ΔDi(si)可表示为
将应力概率分布的取值区间划分为k个子区间,且第i个子区间的中值为si。由上述分析可知,随机载荷作用n次时,落在第i个子区间的应力次数为w(si),造成的结构疲劳损伤累积量为ΔDi(si)。进一步,根据全概率公式,随机载荷作用n次造成的总累积损伤量为
将式(7)代入式(8),可得
通常,金属材料的疲劳寿命N与应力s之间的关系可表示为幂函数的形式[8],即
式中,α和C均为材料常数。
根据式(10)所示的疲劳寿命与应力关系,应力si对应的疲劳寿命Ni可表示为
将式(11)代入式(9),可得
当k→∞时,式(12)可写成为
进一步,可以得到随机载荷作用时,结构的疲劳寿命n为
当结构发生疲劳失效的累积损伤量D=1时,式(14)可写成为
类似地,金属材料的疲劳寿命与应力之间的关系函数可表示为指数函数的形式[8],即
或
式中,α、a和b均为材料常数。
当结构发生疲劳失效的累积损伤量D=1时,随机载荷作用下结构的疲劳寿命n为
或
在式(14)和式(15)以及式(18)和式(19)中,由于α和C以及a和b均为材料常数,因此,只要已知随机载荷引起的结构应力概率密度函数f(s)、结构的材料参数等,便可根据这些公式对结构的疲劳寿命进行预测。
3 算例
某转动轴,材料为热轧16Mn合金钢,全功率运转时的受力如图3所示,经实测作用于轴的载荷F1=607.4±30N,扭矩MT=133±27N·m;安装误差产生的载荷F2=13.3N,轴重量F3=11.08N。轴的设计参数为:直径d=16±0.21mm,轴肩处的圆角半径R=3.2mm。试预测轴的疲劳寿命。
3.1 计算轴在危险截面处的应力分布参数
根据图3,由力学模型计算得到危险截面上弯矩的均值和标准差分别为
危险截面上扭矩的均值和标准差分别为
进一步,可得到应力的均值和标准差分别为
应力的概率密度函数可表示为
式中,s取单位为MPa的值,下同。
3.2 计算疲劳寿命和应力水平之间的关系
在热轧16Mn合金钢的疲劳寿命试验中,选取了s1=394MPa、s2=373MPa和s3=344MPa三个应力水平。在这三个恒幅循环载荷作用下的疲劳寿命试验结果如表1所示[9]。
通过对试验数据的拟合,可得材料疲劳寿命与应力水平之间的关系为
3.3 预测轴的疲劳寿命
将上述计算结果代入式(18)中,可得到轴的疲劳寿命为
4 结束语
本文针对随机载荷作用下的结构疲劳寿命预测问题,基于疲劳寿命预测的名义应力法,建立了随机载荷循环作用下的结构疲劳寿命预测模型。分析了结构所受循环载荷作用的不确定性特征,在以循环载荷作用次数为寿命度量指标框架下,运用概率加权法对线性Miner累积损伤法则进行了拓展。在此基础上,分别建立了材料疲劳寿命与应力之间关系服从指数函数和幂函数两种形式时,随机载荷循环作用下的结构疲劳寿命预测模型。运用本文所建立的疲劳寿命模型对某转动轴的疲劳寿命进行了预测研究,对本文模型进行了验证。
摘要：基于名义应力法建立了随机载荷循环作用下的结构疲劳寿命预测模型。分析了结构所受循环载荷作用的不确定性特征,在以循环载荷作用次数为寿命度量指标框架下,运用概率加权法和线性Miner累积损伤法则,分别建立了疲劳寿命与应力之间关系分别服从指数函数和幂函数两种形式时,随机载荷循环作用下的结构疲劳寿命预测模型,并运用所建立的模型对某转动轴的疲劳寿命进行了预测研究。
关键词：随机循环载荷,疲劳寿命,累积损伤,载荷作用次数,寿命预测
参考文献
[1]Lee K O,Bae K H,Lee S B.Comparison of Pre-diction Methods for Low-cycle Fatigue Life of HIP Superalloys at Elevated Temperatures for Tur-bopump Reliability[J].Materials Science and Engi-neering A,2009,519:112-120.
[2]吕海波,姚卫星.构件疲劳可靠性估算的剩余强度模型[J].航空学报,2000,21(1):74-77.
[3]周迅,俞小莉,李迎.弯曲疲劳载荷下曲轴剩余强度的简化试验模型[J].兵工学报,2006,27(4):712-715.
[4]Chien W Y,Pan J,Close D,et al.Fatigue Analysis of Crankshaft Sections under Bending with Consid-eration of Residual Stresses[J].International Jour-nal of Fatigue,2005,27:1-19.
[5]Silva F S.Fatigue on Engine Pistons-A Compen-dium of Case Studies[J].EngineeringFailure Anal-ysis,2006,13:480-492.
[6]Karadeniz H.Uncertainty Modeling in the Fatigue Reliability Calculation of Offshore Structures[J].Reliability Engineering and System Safety,2001,74:323-335.
[7]谢里阳,王正.具有不确定性的恒幅循环载荷疲劳可靠度异量纲干涉分析方法[J].机械强度,2008,30(5):763-767.
[8]姚卫星.结构疲劳寿命分析[M].北京:国防工业出版社,2003.