薄壁圆筒（共4篇）
薄壁圆筒 篇1
0 引言
以前国内外对于薄壁结构的减振设计大量来与实验研究和工程经验,可供参考的文献比较少。J.S.Alford、Niemotka M A和Ziegert J C[1]对航空发动机中的篦齿封严装置的减振装置设计做了大量实验性研究总结工作,但是对含有阻尼环的篦齿封严装置的响应没有太多研究。国内对于过盈安装的阻尼环/套类似结构的减振机理研究也比较少,北航的曾亮,李琳[2~4]等分别从理论和实验研究了带有阻尼环封严蓖齿封严装置的振动响应特性。但尚未有人直接使用有限元软件对类似结构的振动特性进行计算。
1 干摩擦阻尼结构减振机理
开口式减振环或减振套筒安装在薄壁件内,通过过盈连接固定在薄壁构件的内壁,受扰动时,减振环与薄壁件间发生相对微小滑动从而消耗能量,因此产生的滑移阻尼将振动幅值降低到较低的水平,这样就可以避免振动过大产生高的振动应力而可能导致的疲劳破坏[5]。虽然在准则中对类似结构有相应要求,仅是根据实验所取得的经验进行设计,对于其中的减振机理及设计理论,并不十分清楚。干摩擦减振方法对于环境和温度敏感性不高,适用范围广,减振效果相对别的方法较为显著,因此被广泛运用与航空航天等领域中。薄壁圆筒组合结构即薄壁圆筒和过盈安装在圆筒内壁的开口式阻尼环的装配体。
综上所述,通过有限元方法对薄壁结构的减振研究具有重大的工程价值,可为解决薄壁圆筒减振结构的设计提供参考。
2 摩擦接触模型
2.1 薄壁圆筒与开口阻尼环之间的接触压力
薄壁圆筒结构和开口阻尼环之间的装配通常采用过盈配合装配,由于过盈安装会导致阻尼环发生弹性变形,两部件接触面上必然产生接触压力P,使得两者紧密配合。
以下推导薄壁圆筒与开口式阻尼环之间的接触压力,在分析过程中,假定阻尼环与筒之间均无相对转动。
当阻尼环安装入薄壁圆筒内壁以后,两者之间的接触压力沿着圆周的分布不是一个均值,而是呈图1所示的分布。由于阻尼环的开口量相对于整体尺寸一般较小,因此忽略接触压力由于开口而产生的不均匀现象,假设接触压力在圆周上是均匀分布的。对于单位长度上接触压力的大小采用q来表示,q的大小与阻尼环的开口量,几何尺寸以及材料的特性有关。
开口量定义如下:
其中和分别是以为平均半径的阻尼环在装入薄壁圆筒前和后的平均半径。
在弹性力学变形范围内,接触压力q与Δ开口量呈正比关系,q与间的比例关系由单位载荷法可得。由于阻尼环的变形相对开口是对称的,因此可取模型的一半进行研究,并认为其一端固定,一端自由(如图2(a)所示)。由单位载荷法得到阻尼环自由端变形量为[3,6]:
其中M,Q,N和M1,Q1,N1分别是接触压力q和附加单位力在开口阻尼环的横截面内引起的弯矩,横向剪力以及法向的拉力;G,E分别是材料的剪切模量和弹性模量,A为开口阻尼环的平均横截面积A=bh,阻尼环的轴向尺寸为b,径向尺寸为h;J为开口阻尼环平均横截面积的惯性矩,Kr是横截面的形状系数。一般横截面为矩形时Kr=1.2。
运用截面法受力平衡原理,由图2(b)得:
在单位力作用下的受力平衡条件:
将以上公式代入式(1),有:
通过对上式的积分变换,得到:
由以上两式可知,当给定开口量和相关几何参数,即可求得阻尼环与薄壁圆筒间单位弧长上的接触压力q,进而可求得单元接触压力P。
2.2 薄壁圆筒与开口阻尼环之间的摩擦模型
在ANSYS中采用的是一种基于经典库伦摩擦模型以及微滑动模型变形而来的摩擦模型。该模型中定义了一个等效剪应力τ,在某一法向压应力p作用下剪应力达到此值时表面将开始滑动:
其中,μ是摩擦因数作为材料特性定义,COHE是粘聚力。
一旦剪应力超过此值后,两个表面之间将会发生相互滑动。表面直接运动状态的转换也会带来摩擦系数的不同,摩擦系数依赖于接触面之间的相对滑动速度,通常静摩擦系数大于动摩擦系数。
ANSYS提供了如下所示的指数衰减摩擦模型:
式子中:μ为摩擦系数;MU为动摩擦系数;FACT为静摩擦系数与动摩擦系数之比,取1.5;DC为衰减系数,取0.5,单位为s/m。
各向同性摩擦模型是基于一种材料之间进行摩擦,此时只有一个摩擦系数,可以通过MP,MU直接指定摩擦系数。
图4为摩擦系数对应的指数衰减曲线,其中静摩擦系数为:
本文所讨论模型薄壁圆筒及开口阻尼环皆采用一种材料,因此使用各向同性摩擦模型。
由图3可知,ANSYS中所提供的摩擦模型对库伦摩 擦模型进 行了扩展 , 提出了实 常数TAUMAX。TAUMAX表示最大接触摩擦应力,单位为Pa,无论法向接触压力多大,只要摩擦应力达到了最大接触摩擦应力,接触面之间就会发生相对滑动。当接触压力变得非常大时,就要借助TAUMAX。依据ANSYS帮助所述,最佳的TAUMAX值与材料的屈服极限为比例关系,符合下列公式:
其中σy为材料的屈服极限应力。
由于本文是根据阻尼环的微小位移进行减振,因此接触面之间将会产生滑动,因此选择不分离模型。
由于具有滑动的摩擦接触属于高度非线性行为,本文选择非对称求解器对收敛性进行改善。
3 ANSYS仿真模型计算
3.1 研究对象
以薄壁圆筒为研究对象。仿真计算中薄壁圆筒与开口阻尼环采用材料参数如表1所示。
薄壁圆筒的几何结构参数如表2所示。
边界条件为薄壁圆筒一端全固,阻尼环内端限制轴向运动。
3.2 仿真模型计算结果
本文选用Solid45单元进行建模,使用柔-柔接触,通过瞬态分析中全积分法下的比例阻尼的方式加载结构阻尼比。
在组合结构某一节点上施加幅值为1N的单点径向瞬态激励,激励时间为1.25×10-4,激励位置为筒外表面,轴向位置28mm处,方向为沿径向指向圆心。拾振点位置为筒外表面,轴向位置70mm处。
仿真计算流程如图6所示。
计算时长为0.05s。边界条件为筒一端全固,开口阻尼环轴向固定。分析中取结构粘性阻尼比为0.0025,动摩擦系数取0.48。仿真时根据2.1中理论计算求得的接触压力p,预先施加于阻尼环上,用于模拟过盈安装时产生的预应力。
开口阻尼环模型截面参数如表3所示。
由图7、图9和图11可知加了阻尼环的组合结构在瞬态扰动的情况下,振幅衰减所需时间较短,由图8、图10和图12可知光筒瞬间扰动下的最大振动幅值为4.436×10-10m,模型1瞬间扰动下的最大振动幅值为3.904×10-10m,模型2瞬间扰动下的最大振动幅值为1.67×10-10m,也就是说随着阻尼环轴向尺寸b越来越大,对于振动峰值抑制效果越好。
4 结论
本文运用接触和阻尼的相关知识研究了装有开口阻尼环的薄壁圆筒结构减振结构,采用柔-柔接触的方式求解带有摩擦接触的组合系统。研究了附加开口阻尼环的薄壁圆筒组合结构的时域以及频域响应。通过分析,得到了附加开口阻尼环对于薄壁圆筒类结构的减振规律,阻尼环轴向尺寸b越大,对于振动峰值抑制效果越好。
参考文献
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薄壁圆筒 篇2
1.1 大长径比薄壁旋压圆筒组焊件尺寸要求
圆筒几何尺寸如图1所示。大长径比薄壁旋压圆筒组焊件是某发动机壳体的重要组成部分,采用了长、短圆筒分段旋压成形、然后选配组焊、机加到蓝图设计尺寸要求的工艺方案。圆筒材料30CrMnSiA,壁厚2.8±0.1mm,直径尴265.0±0.25mm,长度4200mm。精度要求:直线度1.0mm,圆度0.25mm,中间辅助定心部壁厚:7.3mm,环向跳动量1.35mm。
1.2 薄壁圆筒组焊件加工质量状况
2007年以来,该型号的研制进入小批量生产阶段,随着大长径比薄壁旋压圆筒组焊件产品加工数量的增加,其在旋压制造过程中的工艺不稳定性和质量可靠性较差的问题也逐渐暴露出来。表1列举出了2007年3月至2008年6月期间加工产品的主要指标特征加工情况。
由表1可以看出,该产品的主要设计指标:壁厚、直径、长度等要求均得到满足,但其母线直线度、中间辅助定心部环向跳动量以及内壁无划伤、裂纹等指标并未得到很好保证,充分显示使用现行制造工艺所加工的产品中仍有较大比例产品不能满足图纸设计要求,暴露出其制造工艺的稳定性相对较差,产品质量可靠性尚有不足之处。
2 薄壁圆筒组焊件加工质量的问题
通过对近30件产品的质量状况进行统计分析,可以认定圆筒组焊件加工质量可靠性有以下三个方面的问题。
2.1 圆筒内壁划伤、裂纹
在精旋工序完成后,圆筒内壁时常出现多条深度不等的纵、环向划伤,且在旋压圆筒进行超声波探伤时,也偶有个别圆筒发现存在内壁裂纹缺陷。对此类缺陷,目前采取的措施是在不影响圆筒最小壁厚的尺寸的情况下进行修磨处理。但由于该型号圆筒长径比大,直径小,其中部内壁缺陷的损伤程度无法直接进行测量获得,只能依靠目测和质检人员的工作经验来定性判定。因此,对此类缺陷的清理依靠常规修磨方法无法有效实施。
2.2 圆筒母线直线度和中间辅助定心部环向跳动精度不稳定
组焊件圆筒的母线直线度和中间辅助定心部环向跳动量的检测是在卧车上进行。圆筒两端找正后,进行四条母线和圆筒中部环向跳动的打表检测,经对检测数据进行统计后,发现直线度和中部环向跳动的检测值分布离散性较大,接近设计上限者居多。在圆筒外母线直线度检测过程中发现,圆筒在中间辅助定心部有明显的弯曲现象。
2.3 环焊缝的存在降低了整台发动机壳体的安全可靠性
该型号发动机壳体共有三条环向焊缝,其中两条为组焊件圆筒与前、后接头的连接焊缝,另一条即圆筒组焊件中长、短旋压圆筒对接焊缝。后一焊缝的存在主要是受旋压加工技术的限制,无法实现4200mm大长径比薄壁圆筒的旋压成形。这一焊缝不仅增加了整台壳体的制造流程,而且因焊后热处理的变形导致了组焊件圆筒的母线直线度和中间辅助定心部环向跳动量变差。另一方面,也降低了整台壳体的安全可靠性。
3 原因分析
3.1 造成内壁划伤和裂纹的因素
为恢复材料塑性,消除加工硬化,旋压工艺要求在终旋道次前进行退火,而退火过程产生的氧化皮目前采用砂轮打磨的办法予以清除。此种方法人为影响因素较大,加之筒段较长,操作不便,常会造成氧化皮清理不彻底现象,在最终旋压过程中未清理干净的残余氧化皮脱落,夹杂在圆筒内壁与模具之间。另一方面,由于该型号发动机壳体旋压圆筒尺寸精度要求较高,尤其是形位公差难以保证,为此采取贴模旋压工艺,工件贴模率通常达到65%以上。因此,在工件卸料脱模过程中,由于坚硬的残余氧化皮的存在,将工件内表面划伤,严重时造成旋压模具的局部损伤。裂纹产生的原因,主要是原材料入厂后未进行退火处理、材料局部塑性差和旋压毛坯内壁机加工粗糙度不高造成的。
3.2 造成圆筒母线直线度及中间辅助定心部跳动超差的因素
这主要是由于:(1)辅助定心部壁厚7.3mm,圆筒壁厚2.8mm,壁厚差大,在该部位外台阶成形过程中三旋轮运行轨迹复杂,旋轮有一个逐渐抬起经一个长25mm的无压下量直线段再逐渐压下的过程,在此过程中,金属材料受力变化幅度大,变形不连续、不稳定、不均匀,产生残余应力;(2)旋压模具总长达到2700mm,重1.4t,在无尾顶的状态下悬臂较长,在旋转时模具尾部偏摆幅度较大,尤其在终旋道次旋压时,由于三旋轮偏载力的作用,模具尾部偏摆幅度增加,尤其是在圆筒辅助定心部成形过程中,因旋压变形力的变化,更加剧了模具尾部偏摆幅度,这一偏摆直接影响了辅助定心部前后薄壁圆筒段的同轴度。
3.3 造成环焊缝存在的原因
在该型号研制阶段,之所以采用长、短圆筒的组焊结构主要是受限于企业的旋压技术水平和装备条件,无法实现有效长度4200mm的长径比高达16的高精度薄壁圆筒的无焊缝整体旋压成形,经过对国内多家知名且具有较强旋压加工能力的厂家进行调研,发现目前国内还没有单位能够完成4200mm长的薄壁圆筒一次整体旋压成形。在此种情况下,设计人员决定采用长、短圆筒的组焊结构,但为确保壳体的安全可靠性,不得已增加了圆筒设计壁厚,而壳体重量的增加却严重影响了整台发动机的综合性能。
4 改进措施
4.1 原材料热处理
厚壁无缝管入厂的去应力退火改为球化处理,细化晶粒,进一步提高原材料旋压加工塑性。实现30CrMnSiA钢大减薄率连续旋压成形,一次装卡,一次成形,无需中间退火,工件壁厚由13mm连续减薄旋压至2.8mm。消除了因中间退火氧化皮清理不干净以及二次装料所产生圆筒内壁缺陷的可能。另外,使用一种创新结构“钉扎式”反旋卸料环,有效防止了旋压过程中工件相对模具的环向滑动,从而有效避免了纵、环向划伤的产生。
4.2 工艺参数优化
调整辅助定心部加工的旋压成形工艺参数(三旋轮纵、横向错距量),优化三旋轮成形圆筒辅助定心部过程中的运行轨迹,使得辅助定心部前、后过渡段材料变形量基本均匀一致且更加趋于平缓,以降低偏载力,最大限度的减小由于旋压变形不均匀所产生的残余应力分布不均匀。重新设计并使用了较短(2300mm)、中心孔较大的(减轻模具自重)旋压成形模具,以提高旋压模具的刚性,减少其在旋压过程中因偏载力的作用所产生的摆动对旋压圆筒母线直线度的影响。
4.3 工艺攻关和技术创新
使用大直径模具无尾顶和大减薄率错距反旋成形技术,优化各道次旋压工艺参数,合理分配了三旋轮的压下量、纵向进给以及其与主轴转速之间的匹配关系,消除了无尾顶状态下旋压模具与设备产生共振的现象,实现大长径比薄壁组焊件圆筒(4300mm)的整体无焊缝旋压成形,彻底去除了该零件的环向焊缝。这不仅减少了制造流程,有效避免了焊接变形以及焊后热处理变形对该零件母线直线度和中间辅助定心部环向跳动量的不利影响,并使原发动机壳体的三条环焊缝减少为两条,有力地提升了该发动机壳体的安全可靠性。
5 实施效果
通过以上工艺改进措施,先后进行了数百件无焊缝整体旋压圆筒的批量加工,现将抽取的检测结果统计如表2所示。
由表2统计结果显示无焊缝整体旋压圆筒的各项尺寸精度均达到了设计要求,且在包括外观质量在内的多个方面均较2008年6月之前有较大提高,尤其是圆筒母线直线度、辅助定心部跳动两项制约整体成形的瓶颈尺寸均达到设计要求(图2),并随着加工产品数量的增加,这两项指标的变化幅度逐渐变小,质量逐步趋于稳定。
由此可见,该型号壳体旋压圆筒组焊件已经实现了无焊缝整体旋压成形,在保证了各项尺寸精度的前提下,减少了选配、焊接、焊缝探伤等多道影响产品质量可靠性的工序,提高了材料的利用率、缩短了产品的加工周期,在提高壳体可靠性的同时降低了生产成本。
6 结论
通过开展大长径比薄壁旋压圆筒高精度控制工艺研究,可以得出如下几点结论。
(1)采用此项工艺研究成果可以实现有效长度4200mm的长径比高达16的薄壁圆筒整体旋压成形,这在国内目前尚未见有报道。
(2)使用无尾顶方式反旋成形长圆筒,且圆筒中部有壁厚变化时,使用较短的旋压模具更有利于提高整体圆筒的母线直线度和环向跳动精度,且较低的主轴转速和合理的旋轮纵横向错距量匹配关系均有助于减少设备与旋压模具振动的产生。
(3)在原材料塑性允许的情况下,旋压道次间的少无退火以及较大的终旋道次减薄率均有利于提高圆筒表面质量和直径尺寸精度。
参考文献
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[2]Zhao Xianming,Lu Yan,et al.Optimization of the Technical Parameters and Test Research on Stagger Spinning.Advanced Technology of Plasticity—Proceeding of the Fourth International conference on Technology of Plasticity,Beijing:Engineering Industry Press,1993:1426-1431.
[3]赵宪明.筒形件强力旋压三维弹塑性有限元分析及实验研究.哈尔滨:哈尔滨工业大学博士学位论文,1995:115-128.
[4]牟少正,韩冬,等.铸造钛合金管坯的旋压成形及性能研究.锻压装备与制造技术,2009,44(2):98-100.
薄壁圆筒 篇3
关键词：无底薄壁,圆筒,施工
0前言
大直径圆筒(有底或无底)是近年来在港口建设中得到了较多的应用,在有关院校和科研机构的努力研究和探索下,它的计算理论得到了较大的完善和发展,它的施工实践也取得了较多的成功例子,如广西防城港码头。我们在望海珍珠湾综合开发建设项目也采用圆筒应用在景观护岸前沿底角部位,做为景观护岸挡浪浅堤。
1 结构形式的确定
望海珍珠湾要建设为旅游、休闲为一体的项目,其景观护岸不仅仅要作为挡浪浅堤,更要具有美观性。我们采用将护岸的前沿线设计成不规则的曲线形状,对于不规则曲线结构,目前主要采取的结构形式有:预制块体、PVC管、浆砌块石,为了加快工期进度,节约成本,采用预制构件——无底薄壁圆筒的施工方法,下图为景观设计院设计的景观护岸前沿线。
2 主要施工工艺
下文介绍无底薄壁圆筒在基础和安装过程中的主要工艺:
2.1 基槽开挖
本工程是用开山石渣回填后进行基槽开挖,因此基槽开挖采用陆上开挖的方式进行。拟采用sk360挖掘机进行基槽开挖,本工程虽然所在位置虽然由挡沙滩潜堤围住,但仍受海水潮位影响,海面设计高水位为+2.07m,因此斜坡景观护岸前沿线外侧基槽开挖时会遇到地下水。考虑到基槽开挖需要排水并能在基槽开挖后较快的完成基槽上部结构,本工程基槽分两次进行开挖,第一次进行斜坡护岸前沿线外侧范围内的基槽开挖,此部分开挖会遇到地下水,水下基槽开挖需要等退潮时进行施工(如图1)。
2.2 基床抛石
基槽挖泥验收合格后及时抛石,抛石前,采用GPS确定基床块石抛填的顶边线,设置临时导标,按10m一组设置。
抛填块石标高控制在+3.0m。基床抛填采用陆上长臂挖掘机抛填的方式,抛石时要勤对水位、勤测水深。在抛石过程中,再由业主、监理、施工单位现场见证实际抛石数量。施工人员记录每段实际抛填各种材料数量。
2.3 基床夯实及整平
基床夯实采用50T履带吊加5t直径2.0m的夯锤进行,夯锤提升高度为4m,采取压半夯的满夯方式进行夯实作业,夯实的目的主要是达到助沉效果。若夯沉量超过50cm,进行补抛块石后继续进行夯实助沉。夯实完成后用长臂挖掘机粗平后测量夯实后基床标高,确认夯沉量。
夯实完成后,由潜水员用铺设二片石和碎石进行基床找平,整平标准为极细平,整平宽度为4.5mm。缺石料的地方由长臂挖掘机进行补料。
2.4 薄壁圆筒安装
薄壁圆筒采用12m板车运输至安装现场,150t履带吊进行吊装。安装采用GPS定位安装,以圆筒的中心点为安装控制点,岸上采用经纬仪控制轴线,安装时缓慢下落圆筒,以防破坏基床;安装完成后及时测量圆筒顶面高程。
2.5 圆筒回填杂石
先安装30m(8个圆筒),检查安装效果。圆筒内进行杂石回填,深度为1m。
2.6 圆筒两侧同步进行块石回填
为保证安装效果,对已安装的圆筒两侧同时进行块石回填,回填高度1米,如图2:
3 结束语
图为已安装完圆筒,采用无底薄壁圆筒的结构形式的优点:1、同尺寸结构做的较轻,2、工期快,节省成本,3、适应不规则地质条件,4、结构整体性好,5、安装后美观。但是也存在缺点,由于是薄壁钢筋混凝土结构,在圆筒内回填石料过程中容易造成圆筒破损而影响结构的耐久性。
参考文献
[1]《混凝土结构工程施工质量验收规范》GB50204—2002
[2]《高层建筑混凝土结构技术规程》JGJ3—2002
[3]《地下工程防水技术规范》GB501 08—2001
薄壁圆筒 篇4
1 计算实例及分析
1.1 模型参数
模型参数见表1。
1.2 凹坑种类的选取以及安全评定
根据安全评定,满足G0>0.1的凹坑就要对其进行安全评定,为研究这些凹坑对压力容器疲劳寿命的影响,分别取2X=2Y=85、80、75、70、65 mm,对应于每个2X,取Z=3.8、4.0、4.2、4.4、4.6 mm,对这些凹坑进行疲劳寿命分析。由于它们满足G0>0.1,所以要对其进行安全评定。
根据公式:undefined
undefined′为材料流动应力/MPa,用于非焊缝区凹坑时undefined,
undefined
由undefined
和undefined
知,若我们所取的凹坑中计算出的G0max代入上式中,经计算可满足P≤Pmax,那么在满足G0>0.1的凹坑中,对于小于G0max的凹坑也都满足要求。
根据公式undefined计算出在所取得凹坑中,当2X=85,Z=4.6时可取到G0max,
undefined
将G0max代入(3)得
undefined
把PL代入(3)得:undefined
由于P=3.0 MPa
1.3 应力集中系数
由于凹坑缺陷的存在,在凹坑处必然产生应力集中,根据《应力集中系数》[6]知
undefined
式中:σmax—最大正应力,MPa;
σn—名义正应力,MPa。
对于受内压的圆柱壳体σn=123 MPa,为没有缺陷的情况下外壁处所受的应力值。
1.4 承受轴对称载荷的圆筒形压力容器的有限元模型
为了方便计算,对于凹坑,我们取2X=2Y,并且由于结构的对称性,取1/4进行分析。在MSC.Nastran中,采用2D Solid Plane Strain单元,并且对凹坑处进行网格的局部细分(见图1)。
1.5 疲劳分析
对于疲劳寿命的计算,除了可以使用软件外,《钢制压力容器》[3]中也给出了理论计算的方法,此方法同样是建立在给定的疲劳设计曲线S-N的基础之上的。其主要的步骤如下:
(1) 找出在整个应力循环中,危险点与时间相对应的3个主应力值σ1、σ2、σ3,它包括总体和局部的结构不连续性以及循环中随时间变化的热效应;
(2) 应用最大剪应力理论计算相应的应力,其值为σ1,3=σ1-σ3;
(3) 确定交变应力幅Sundefined=(σ1-σ3)/2;
(4) 确定Sa,其值为undefined,其中E为疲劳设计曲线图中给定的弹性模数,Et为分析中设计温度下的弹性模数;
(5) 利用疲劳设计曲线的表格形式,利用内插法,即使用公式
undefined
计算设计循环次数,其中N是交变应力幅Sa下所求的设计循环次数。Si>Sa>Sj,Si与Sj是循环次数Ni与Nj从上表查得的相应交变应力数值。
根据以上方法,我们便可以得到设计循环次数N′,从而得到不同的凹坑对于压力容器疲劳寿命的影响情况。
1.6 疲劳分析参数
(1) 载荷
载荷为应力比R=0即σmin=0 MPa的脉动循环,而σmax=3.0 MPa。
(2) S-N曲线
在MSC.Fatigue数据库中调出材料16 MnR的S-N曲线见图2。
1.7 计算结果
使用有限元软件MSC.Nastran对含凹坑缺陷的薄壁圆筒进行静力分析后,再利用疲劳分析软件MSC.Fatigue以及理论方法进行疲劳寿命分析,其结果如图3、图4所示。
(1) 2X=85
(2) 2X=80
(3) 2X=75
(4) 2X=70
(5) 2X=65
1.8 数据分析
根据以上表格中的数据,我们利用Excel对其进行回归分析,所得结果如图5～9所示。
回归方程及方差见表2。
2 结论
通过运用有限元软件和疲劳分析软件,对含凹坑缺陷的圆筒形压力容器进行静力分析和疲劳寿命分析,得到了不同长度和深度的凹坑的应力分布情况和疲劳寿命,对所得数据处理后得到以下结论:
(1) 在疲劳寿命1
(2) 在疲劳寿命1
(3) 在疲劳寿命1
(4) 在疲劳寿命1
(5) 根据表格中的数据我们可以看到,在相同的深度,随着2X的增加,应力集中系数和最大主应力都逐渐减小,疲劳寿命处于增大趋势,但是变化却并不明显,即对于凹坑疲劳寿命的主要影响因素为凹坑的深度。
参考文献
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