寿命估算（通用4篇）
寿命估算 篇1
板式橡胶支座是一种在国内外桥梁工程上被广泛应用的支座形式。它具有构造简单、加工制造容易、用钢量少、成本低廉、安装方便等优点[1]。近几年, 由于城市大建设, 混凝土罐装车、渣土车等工程车辆超载运行, 对城市桥梁造成严重损害, 支座出现了变形、脱空等病害, 直接影响桥梁的整体性能。本文运用橡胶材料疲劳破坏寿命估算经验公式, 结合桥梁检测中的支座现状, 对支座疲劳寿命进行估算。
1 橡胶支座疲劳寿命分析
1.1 橡胶特性
橡胶材料具有良好的弹性, 在一定压力下可以把橡胶材料近似的视为线性弹性体, 橡胶材料的体积可以近似看作是不可压缩的。
1.2 橡胶支座疲劳破坏模型
支座的失效形式主要表现为橡胶保护层在剪力反复作用下产生裂纹, 裂纹发展并贯穿保护层。钢板失去橡胶保护层保护, 会受到腐蚀, 导致橡胶层与钢板之间的粘结力下降, 钢板脱胶, 从而导致支座失效破坏。
橡胶的疲劳破坏主要影响因素是荷载作用的过程和环境因素, 其中最大值和最小的循环荷载极限值对橡胶疲劳性能影响非常敏感[2]。一般我们可以采用最大应变和最小应变之间的应变变化幅度来表示最大值和最小的循环荷载极限值。
基于橡胶可看作不可压缩和各向同性的弹性体, 文献[3]在厚度为1.9 mm的拉伸试件的试验基础上, 依据Ogden模型绘出了橡胶材料的疲劳寿命与应变变化幅度的趋势图, 提出了橡胶材料疲劳寿命估算公式:
其中, Nf为疲劳循环次数;Δε为应变变化幅度。
1.3 应变幅度Δε求解
根据不可压缩弹性理论, 对于圆形支座在轴向压力作用下, 支座胶层内部的应力分布规律[4]可以由式 (2) , 式 (3) 表示:
其中, pm为支座平均压应力;σ为压应力;τ为剪应力;R为支座半径;r为点到支座中心距离;t1为支座中间单层橡胶片厚度。
依据JT/T 4-2004公路桥梁板式橡胶支座[5], 圆形支座形状系数S为:
其中, d0为圆形支座加劲钢板直径。
根据式 (3) 可知, 当r=R时, τ有最大值:
JT/T 4-2004公路桥梁板式橡胶支座中板式橡胶支座的形状系数一般取5～12。文献[4]指出, 当形状系数S>20时, 剪应力的有限元计算结果与不可压缩弹性理论解基本吻合;当形状系数S<20时, 则橡胶层与钢板连接的边缘处存在剪应力集中现象。剪应力与平均压应力之间存在一个放大系数K。文献[6]给出了放大系数与形状系数的函数关系式:
K=24.324S-1.647 1(6)
依据广义胡克定律:
2 橡胶支座剩余寿命估算
某市政桥梁为单跨20 m预应力混凝土空心板桥, 桥宽52.0 m, 由52块预制空心板装配组成, 每个空心板宽1.0 m, 设计荷载为城—A级, 支座为GYZ 250×42 (CR) 。支座由6层钢板组成, 每层厚2 mm, 中间有5层橡胶片, 每层橡胶片厚5 mm, 2层橡胶保护层, 每层厚2.5 mm。现场经外观检查发现, 一些支座出现纵向变形, 与竖直方向最大夹角为10°。根据CJJ 77-98城市桥梁设计荷载标准汽车水平制动力取H=160 kN, 现考虑设计车辆最大轴载对变形支座的疲劳效应, 不考虑轻型汽车的荷载效应, 估算变形支座的寿命。
1) 支座反力N:
运用杠杆原理法, 桥梁横向分布系数moq=0.5;
N=200×0.5=100 kN。
2) 偏心距x:x=42×tan10°=7.41 mm。
3) 平均应力幅Δpm:
4) 形状系数S:
5) 放大系数K:K=24.324×12-1.647 1=0.406。
6) 水平力引起的剪力应力幅ΔτH:
7) 剪应力总变化幅Δτz:
Δτz=KΔpm+ΔτH=0.406×2.282+3.262=4.189。
8) 每层橡胶片的剪应力变化幅Δτ:
9) 应变幅Δε:
10) 疲劳循环次数Nf:
因为此支座橡胶片保护层厚度为2.5mm, 疲劳循环次数修正后为2.3×106。
11) 支座的疲劳破坏时间t:
桥梁交通量取中等交通量4 000辆/日, 则:
3结语
支座是连接上部结构和下部结构的关键部位, 其在桥梁运营中的健康状况直接关系到桥梁的整体性能。本文通过对橡胶支座的疲劳破坏研究得出以下结论:1) 橡胶支座的疲劳破坏与支座的形状系数密切相关。形状系数和剪应力成反比, 若形状系数偏小时, 由于剪应力集中, 可能会造成剪应力过大, 从而导致胶层和钢板剥离, 直接造成损坏。2) 剪应力变化幅主要由水平制动力产生。3) 通过支座疲劳寿命估算, 我们可以预测支座的剩余使用时间, 以便及时更换。
摘要：针对橡胶的特性, 建立橡胶支座的疲劳损坏模型, 通过对应变幅度的求解, 估算支座的疲劳寿命, 结合具体实例, 对产生纵向变形的圆形板式橡胶支座进行疲劳寿命的估算, 得出了一些有益的结论。
关键词：橡胶支座,疲劳破坏,疲劳寿命,损坏模型
参考文献
[1]庄军生.桥梁支座[M].第3版.北京:中国铁道出版社, 2008.
[2]W.V.MARS Factors that affect the fatigue life of rubber a liter-ature survey Spring, ACS, Rubber Division Meeting, 2002.
[3]Bo Wang, Hongbing Lu, Gyu-ho Kim.A damage model for thefatigue life of elastomeric materials[J].Mechanics of Materials, 2002 (34) :475-483.
[4]M.Imbimbo, A.De Luca, F.E.Stress analysis of rubber bearingunder axial loads[J].Computer and Structures, 1998 (68) :68-69.
[5]JT/T4-2004, 公路桥梁板式橡胶支座[S].
[6]胥明, 徐伟健, 黄跃平.桥梁橡胶支座疲劳损伤的初步研究[J].现代交通技术, 2010 (6) :17-18.
寿命估算 篇2
1 吊钩横梁的有限元分析
金属结构的疲劳破坏多发于应力集中的危险部位。利用有限元分析软件ANSYS Workbench对吊钩横梁进行有限元分析,确定其应力集中的危险部位及危险部位应力与起重量的关系。
1. 1 模型的建立
吊钩横梁的结构尺寸如图1所示。
利用3D绘图软件Pro /E建立吊钩横梁的三维实体模型( 见图2) 。
将吊钩横梁的Pro /E三维模型导入有限元分析软件ANSYS Workbench,进行六面体网格的划分( 见图3) ,网格的节点数为108 518,单元数为34 720。
1. 2 材料特性、约束与载荷的添加
吊钩横梁的材料为45号钢,其弹性模量E = 209 GPa ,泊松比μ = 0. 269 ,密度ρ = 7. 89×10-6kg / mm3[5]。
吊钩横梁两端由滑轮支撑,并可以在滑轮的轴承内旋转,中间承受吊钩的拉力。对吊钩横梁进行静力学分析时,视钢丝绳为静止状态。因此,约束吊钩横梁与滑轮轴承接触面的x、y、z方向移动自由度和x、z方向的旋转自由度,在推力球轴承与吊钩横梁的接触面上施加吊钩的拉力,通过添加重力加速度施加吊钩横梁的自重。
1. 3 有限元分析结果
分别在起吊18. 5 t和32 t砝码的工况下,对吊钩横梁进行静力学分析,得到吊钩横梁的最大主应力和最小主应力分布云图( 见图4和图5) 。由图可知,吊钩横梁的变截面处存在严重的应力集中,变截面的上边缘主要承受压应力,下边缘主要承受拉应力。起吊18. 5 t砝码时最大拉应力为96. 4 MPa,最大压应力为89. 4 MPa; 起吊32 t砝码时最大拉应力为165. 9 MPa,最大压应力为153. 8 MPa。因此,吊钩横梁的危险部位为变截面的下边缘。危险部位拉应力与起重量比值如表1所示,由表1可知,危险部位拉应力与起重量成正比关系,比值近似为5. 2。
2 吊钩横梁的应力测试
为了验证有限元分析结果,并分析吊钩横梁应力的变化规律,需对吊钩横梁进行静动态应力测试。
2. 1 测点的选取
吊钩横梁的危险部位被间隔环覆盖,无法粘贴应变片。选取的测点及测点最大主应力的有限元分析结果如图6所示。
由于测点的主应力方向不确定,采用三向应变花对测点应力进行现场测试,应变片的粘贴如图7所示。
2. 2 应力测试结果
分别在起吊18. 5 t和32 t砝码时对测点的应力进行静态测试,将测试结果与有限元分析结果进行比较( 见表2) 。由表2可知,有限元分析结果与现场测试结果基本吻合,因此对吊钩横梁的有限元分析符合实际情况。
在起重机起吊32 t砝码工作循环一次的过程中,对测点应力进行动态测试,测试结果如图8所示。由动态测试结果可知,起重机工作循环一次时, 吊钩横梁测点的应力也循环一次。
3 危险部位当量应力谱的获取
3. 1 起重量与工作循环次数的监测
由动态测试结果可知,吊钩横梁的应力循环次数与起重机的工作循环次数相同。由有限元分析结果可知,吊钩横梁危险部位循环应力的最大值为起重量的5. 2倍,由于空载时危险部位的应力可忽略不计,因而循环应力的幅值与均值均为起重量的2. 6倍。因此,通过监测起重机的工作循环次数和每次工作循环的起重量,可以获取吊钩横梁危险部位的应力谱。
将压力传感器安装在卷筒的轴承座下( 见图9) ,测出轴承座所受压力F,再根据式( 1 ) 计算出起重量G。
式( 1) 中N为起重倍率。
空载时,将压力传感器的读数置零。当起重量的监测值G由0变化至额定起重量的0. 12倍时,视为起重机一次工作循环的开始,当起重量的监测值G再次变回到0时,视为该次工作循环的结束。上述过程就是起重机的一次工作循环,视该过程中起重量监测值G的最大值为该次工作循环的起重量。
3. 2 当量应力谱的获取
由于材料的S-N曲线通常是在均值为0的对称循环载荷作用下获取的,而吊钩横梁危险部位的循环应力均值不为0,所以需要将应力谱转换为均值为0的当量应力谱。根据哥德曼假设,幅值为σ ,均值为σm的循环应力存在图10所示的等寿命曲线。
根据等寿命曲线,可将均值为σm的循环应力, 转换为均值为0的等效循环应力,等效循环应力的幅值σ' 为[2]
式( 2) 中σb为材料的抗拉强度,45号钢的抗拉强度为624 MPa。
根据式( 2) ,可将应力谱转换为均值为0的当量应力谱。
4 吊钩横梁的疲劳寿命估算
4. 1 线性累积损伤理论
Miner线性累积损伤理论认为,构件在各次高于疲劳极限的应力下工作引起的疲劳损伤是独立的,可以按线性关系累加成总损伤,其表达式是[4]
实际上,每个应力循环对构件造成的损伤不是独立的,各次循环所造成的损伤也不是线性累加的, 所以应该对线性累积损伤理论进行修正,修正后的表达式为[2]
式( 4) 中D为总损伤值; ni为第i级应力的循环次数; Ni为第i级应力下的疲劳寿命; a为常数,通常取0. 7。
4. 2 材料的 P - S - N 曲线
考虑S-N曲线的置信度和吊钩横梁的安全性, 引入45号钢的P-S-N曲线,置信度取99% 。由于构件内部出现裂纹时,低于疲劳极限的循环应力也会对构件产生损伤,因而需要对材料的P-S-N曲线进行修正。修正后的P-S-N曲线表达式为[3]
式( 5) 中Np为疲劳寿命; σ为循环应力幅值; σ-1为疲劳极限,Np= 107时的应力幅值,107. 2 MPa; ap、bp分别为19. 2和 - 6. 0[5]。
4. 3 剩余疲劳寿命的估算结果
该32 t桥式起重机已服役2年,通过实时监测记录起重机工作循环次数和起重量,并对监测数据进行计算和处理,获得吊钩横梁危险部位的8级当量应力谱( 见表3) 。
根据表3数据,由式( 4) 计算出吊钩横梁危险部位的损伤值为D = 0. 027 6。因此,吊钩横梁的剩余疲劳寿命为
式中T'为已使用年数,T'为2年。
5 结论
( 1) 通过有限元分析确定了吊钩横梁应力集中的危险部位为变截面下边缘,危险部位的最大拉应力与起重量成正比关系,比值为5. 2。
( 2) 通过静态测试,验证了有限元分析结果的正确性; 通过动态测试,获得了吊钩横梁应力的变化规律,即起重机工作循环一次时应力也循环一次。
( 3) 通过实时监测起重机的工作循环次数及每次工作循环的起重量,获取了吊钩横梁危险部位的8级当量应力谱,并基于材料的修正P-S-N曲线,利用修正线性累积损伤理论,估算出吊钩横梁的剩余疲劳寿命为48. 7年。
参考文献
[1] 卢泽晖,胡吉全.基于ANSYS的起重机吊钩有限元分析.装备制造技术,2011;(2):44—45Lu Zehui,Hu Jiquan.Based on ANSYS finite element analysis of the wheel crane hook.Equipment Manufactring Technology,2011;(2):44 —45
[2] 仉传兴,肖汉斌.桥式起重机金属结构剩余安全使用期限估算.起重运输机械,2009;(1):100—103Zhang Chuanxing,Xiao Hanbin.The estimation of residual safe period of bridge crane metal structure.Hoisting and Conveying Machinery,2009;(1):100—103
[3] 杨先勇.桥式起重机主梁疲劳寿命研究.武汉:武汉科技大学,2005Yang Xianyong.Research on fatigue life of overhead traveling crane girder.Wuhan:Wuhan University of Science and Technology,2005
[4] 罗家璘.铸造起重机主梁疲劳寿命研究.武汉:武汉科技大学,2009Luo Jialin.Research on fatigue life of ladle crane bean.Wuhan:Wuhan University of Science and Technology,2009
寿命估算 篇3
1 与剩余寿命估算相关的法律法规
明确与起重机剩余安全使用寿命评估相关联的法规, 从国家主管部门层面看, 质检总局2007年下发的《关于印发起重机械专项治理攻坚战实施方案的通知》 (国质检特[2007]377号) 文件提出“八不检”, 其中之一是“主要部件或整机使用寿命到期不检验”。后来制定的TSG Q7015-2008《起重机械定期检验规则》中提到, 对于使用时间超过15以上, 处于严重腐蚀环境或者强风区域, 使用频率高的大型起重机械, 应当根据具体情况有针对性地增加其他检验手段, 必要时根据大型起重机械实际安全状况和使用单位安全管理水平能力, 进行安全评估。其他部门如由住建部发布的《建筑起重机械安全评估技术规程》 (JGJ/T189-2009) 对建筑起重机械提出了进行安全评估要求的具体年限。还有如《铁路运输装卸机械管理规则》 (铁道部铁运[2006]35号) 也提出了装卸机械参考使用年限, 桥式和门式起重机都为19年。
2 常用相关理论及应用
2.1 以疲劳计算为基础的预期使用寿命分析
2.1.1 理论基础
依据GB 50017-2003《钢结构设计规范》, 如果所有的应力循环内的应力幅保持常数, 它的疲劳容许应力幅按下式计算:
式中, n为应力循环次数;C, β是与构件和连接类别有关的参数, 可查表获得。
对变幅 (应力循环内的应力幅随机变化) 疲劳, 若能预测结构在使用寿命期间各种荷载的频率分布、应力幅水平以及频次分布总和所构成的设计应力谱, 则可将其折算为等效常幅疲劳, 其变幅疲劳的等效应力幅用⊿σe表示。但现场在实际上使用时是没有这方面的详细统计资料的, 所以其计算式本处不提及。
该规范又指出, 重级工作制吊车梁和重级、中级工作制吊车桁架的疲劳, 可作为常幅疲劳, 进行疲劳计算时, 容许应力幅通过查表获得, 表中注明了容许应力幅是按公式 (1) 算得的, 应力幅由af·⊿σ来进行计算。其中af为欠载效应的等效系数。⊿σ是当焊接部位时为应力幅, ⊿σ=σmax-σmin, 当非焊接部位时为折算应力幅, ⊿σ=σmax-0.7σmax, σmax为计算部位每次应力循环中的最大拉应力 (取正值) , σmin为计算部位每次应力循环中的最小拉应力或压应力 (拉应力取正值, 压应力取负值) 。
2.1.2 应用实际
目前用钢结构设计规范的疲劳计算来进行剩余寿命估算的方式在铁路上用的很多, 这一方面跟铁路上特别是铁路货场普遍所采用的桥、门吊的钢结构设计是严格遵照《起重机设计规范》和《钢结构设计规范》密不可分的, 另一方面也是因为铁路作业属性相同使得设备也大体一致。现以南昌铁路检测机构采用的计算方式为例来阐述。
经查表, 构件和连接类别分为8类, 角焊缝是应力集中最严重的属于第8类, 是重点要检测的部位, C=0.41×1012, β=3。另起重机作业是随机性的, 其载荷状态分为轻、中、重、特重四种, 货场用的门吊重的一种的名义载荷谱系数Kp=0.5, 其立方根为0.8, 把欠载效应的等效系数取为af=0.8是符合现场一般情况的, 吊钩起重机af小一些, 抓斗起重机af大一些, 所以把检测时的测得的⊿σ乘以af代表了等效应力幅⊿σe。由是剩余寿命计算如下:
其中Y剩为可以继续安全工作的年数;n余为剩余工作应力循环次数;n年为每年完成的应力循环次数;n总为钢结构总的应力循环次数;n已为已经完成的应力循环次数, 以一个工作循环出现依一最大应力幅来计算;Q已为已经完成的作业吨数, 查看设备履历簿获取;Q额为额定起重量;Q年为年平均作业吨数;k为安全系数, 出于考虑疲劳计算的离散性比较大的原因, 可查阅的文件或参考书获得。
鉴于起重机械特种设备的危害性属性, 在实际应用时是采取上述结果伴随动态应力幅值、动刚度、静刚度、变形、腐蚀程度、裂纹情况和劣化速度8参数并列评价, 一票否决来处理, 这大大提高了起重机械的使用安全性。
其他同属铁路系统的如郑州检测机构等也是采用同样理论方法进行检测, 只是载荷谱系数和安全系数等参数依现场情况和认识而取值不同。
2.2 以线性累积损伤理论为基础的疲劳寿命估算
2.2.1 理论基础
累积损伤概念认为, 当应力高于构件的持久极限时, 每一应力循环都将使构件受到损伤, 当损伤累积到临界值时, 构件就会发生破坏。设构件加载历史中超过持久极限的应力是σ1、σ2、…。如构件在σ1作用下寿命为N1, 便可以认为接σ1每循环一次造成的损伤为1/N1, 循环n1次后形成的损伤就为n1/N1。同理, 若在σ2、σ3、…作用下的循环次数分别是n2、n3、…, 则引起的损伤分别是n2/N2、n3/N3、…, 则损伤的总和为
当损伤总和D=1时, 构件发生破坏, 即Miner法则。该方程简单, 运用方便, 在工程中得到广泛应用。
实验表明, 各种情况下, D的数值相当分散, 并非都等于1, 且损伤与加载的次序是存在关联的, 并非简单的线性累加。我国专家在大量的试验基础上提出了修正的线性累积损伤法, 即D=a, 使安全使用期限估算结果比Miner法则安全, 精度总体上比Miner法则也有所提高。一般各种钢材取为a=0.68。
2.2.2 应用实际
线性累积损伤理论是疲劳累积损伤理论的一种, 也是目前应用较为广泛的名义应力估算法的理论基础。本文以某港口机械检测机构对一江西铁路货场门吊的实际检验计算过程来简单描述其应用, 其他采用此理论进行检测的过程大体类同。
通过试验各种工况来采集数据获得应变时间历程再转为应力时间历程;逐点查找应力波峰谷位置的数值, 使应力时间历程成为峰谷值序列, 同时求出应力时间历程的最大幅值、应力点个数;对应力波形进行对接改造, 然后按雨流计数法的规则对改造后的数据进行统计处理, 得到测点的应力幅值谱;利用等寿命曲线经验公式之Goodman直线方程σa/σa’+σm/σb=1求出对应的σa’, 以对应力谱作修正, 使之成为均值为0的等效的应力谱, 其中σa和σm为雨流计数得到的一个循环中的应力幅和平均应力, σa’为对称循环载荷下材料疲劳极限, σb为材料的拉伸强度极限;根据等效的应力幅值分布的密度函数的拟合曲线进行相应的扩展;确定S-N曲线, 考虑到起重机主要焊接结构件的接头形式, 确定以存活率p=95%下的双对数坐标的p-S-N曲线, 其表达式为:lgNp=ap+bplgσ, 其中Np是存活率为p时的疲劳寿命, σ是应力, 对应于某一应力比的应力幅值或最大应力值, ap和bp为与存活率有关的材料常数;找出最大的应力幅值, 然后将雨流计数后得到的随机谱编成8级当量载荷谱 (分级点划分采取各级幅值与最大幅值之比为:1, 0.95, 0.85, 0.725, 0.575, 0.425, 0.275, 0.125) , 再统计出各级应力水平的循环次数;将计算得到的8级应力水平代入95%存活率下的p-S-N曲线公式, 得出各级应力水平下的疲劳寿命, 和统计出的各级应力水平的循环次数一起, 利用线性累积损伤理论公式得出在该样本载荷作用下造成的损伤度D’;通常认为起重机的载荷时间历程是各态历经的, 因此如果设样本载荷的时间长度为t, 则有起重机的总安全使用期限计算公式为:H=t·D/D’, 其中D取0.7;最后得出剩余安全使用期限为:T=H/k-H’, 其中, H’为已使用时间;k为疲劳寿命安全系数。
2.3 以断裂力学之疲劳裂纹扩展寿命为基础的剩余寿命估算
2.3.1 理论基础
断裂力学认为裂纹是普遍存在的, 体现为对有初始缺陷或裂纹零件的剩余寿命进行估算的损伤容限设计, 如焊接结构的气孔、夹杂等。按受力情况, 裂纹分为张开型 (Ⅰ型) 、滑开型 (Ⅱ型) 和撕开型 (Ⅲ型) 三种, 其中以张开型裂纹最为常见, 它容易产生低应力脆断。裂纹尖附近区域内弹性应力场的强弱程度用应力场强度因子K来表达, 它的普遍表达式为, 式中F为形状系数, a为裂纹尺寸, σ为名义应力。当弹性物体裂纹尖端的应力强度因子K达到某一临界值KC时裂纹将失稳扩展, 这被称作脆性断裂的K准则, 如在平面应变条件下, Ⅰ型裂纹的断裂评判准则为:KⅠ=KⅠC, 其中KⅠ为Ⅰ型裂纹尖端的应力强度因子, KⅠC是平面应变情况下材料应力强度因子的临界值 (也称为材料的平面应变断裂韧度) 。实验证明, 裂纹扩展速率da/dN与应力强度因子幅度ΔK存在一定的函数关系 (其中N为交变应力的循环次数, ΔK是由交变应力最大值σmax和最小值σmin所计算的应力强度因子值之差, 即ΔK=Kmax-Kmin) , 其da/dN—ΔK在双对数坐标系中可以划分为三个区域:Ⅰ区 (为不扩展区, 这时ΔK<ΔKth, ΔKth称为界限应力强度因子或门槛值) 、Ⅱ区 (为裂纹扩展区, 呈现线性关系, 为一直线带, 常用著名的Paris公式表示:
其中C, m为材料常数) 和Ⅲ区 (快速扩展区, 即当Kmax→KC时, 迅速发生断裂) 。
2.3.2 应用实际
实际应用中, 通常用裂纹扩展区的裂纹扩展速率即Paris公式来进行疲劳寿命估算。其计算公式为
式中Δσ=σmax-σmin, a0为初始裂纹尺寸, aC为临界裂纹尺寸。如果m=2, 则为
设起重机吊运一次为一个工作循环, 则将所求得的N比上每年的吊运次数即工作循环次数可得剩余安全使用年数, 必要时考虑安全系数。
具体操作中, a0用无损检测方法测定, 当用无损检测方法未检测出时, 则取该种检测方法的初始裂纹尺寸, 如对于超声波探伤一般取a0=2mm, 对于不同厚度钢板的焊接, 某些文献推荐0.5～1.0mm。需注意的是, a0对零件的裂纹扩展寿命有明显影响, 谨慎地规定a0值, 能在相当范围内改变零件的寿命。aC可由脆性断裂的K准则来定, 即
KⅠC可以按国标由实验测定, 也可参考有关书籍, 采用柔度标量法对箱形截面试件做疲劳试验测得箱形主梁制造材料Q235钢的断裂韧度KⅠC=4099.64Mpa (mm) 1/2。通过计算我们可以发现, 与a0相反, aC对剩余寿命影响很小。形状系数F=F’×Kt, 其中Kt为应力集中系数, 对于一般焊缝尺寸, 应力集中系数为1.191～2.073, F’通过查修正系数表得F’=0.8。常用材料的C、m值可由查阅相关手册来获得, 对于大多数工程常用的金属材料, m=2～4。Δσ按应力时间历程确定, 变幅状态下利用雨流计数法统计出模拟疲劳载荷谱中各级应力幅的循环次数ni和总循环次数Nf, 采用均方根等效法求出该疲劳载荷谱的等效应力幅
式中σre为等效应力幅, σri为各级应力幅, αi为各级应力幅的循环次数比值ni/Nf, ni为试件失效时各级应力幅的循环次数, Nf为试件寿命。
结语
以上列举了三种常用的起重机械钢结构剩余寿命估算理论及应用。它们之间有时往往搭配使用进行比对, 有时在某些方面又是互相关联的。如上述以疲劳计算为基础的是与裂纹情况检测配合使用的, 线性累积疲劳损伤与裂纹的扩展存在某种联系, 疲劳计算和线性累积a (C1损-m/伤2) -理a0 (1论-m/2都) 与钢的S-N曲线的幂函数表
(1-m/2) 达⋅C式⋅ (∆紧σ密) m⋅关πm联/2⋅等Fm。
疲劳损伤研究是以试验和经验为基础的, 上述理论只适用某些场合, 遇到不同的情况研究人员得出不同的经验公式或进行修正, 如累积损伤理论还有双线性和非线性的, 当应力比大于零时, 使用Forman公式进行寿命估算比使用Paris公式更为方便等。
无论上述哪种方法, 检测点选择的合适与否对寿命估算的影响很大。一方面必须熟知起重机的设计计算方法, 最好查看原设计计算书, 另一方面选择一种好的有限元分析软件如ANSYS等可以带来很大的帮助, 再者可多布置几个检测点。
设备有与法律法规及技术标准等明确提出报废项的不宜寿检或修复后符合要求再检。
参考文献
[1]TSG Q7015-2008, 起重机械定期检验规则[S].
[2]GB50017-2003, 钢结构设计规范[S].
[3]GB3811-2008, 起重机设计规范[S].
[4]李舜酩.机械疲劳与可靠性设计[M].北京:科学出版社, 2006 (09) .
寿命估算 篇4
关键词：小裂纹,剩余工作寿命,结构完整性,寿命估算,断裂力学
1 引言
目前, 对于在役起重机剩余工作寿命的估算绝大多数采用许用应力法。这种方法是根据起重机设计时的理论工作级别参数, 结合该起重机的使用时间和作业的实际工况, 利用Miner疲劳损伤积累公式计算出来的“无缺陷剩余寿命”。显然, 这种方法忽视了零部件内部和表面实际存在的缺陷因素, 是一种理想状态的计算, 存在准确度和实用性不高等缺点。那么, 探寻一种可以计入在役起重机工作中实际存在的缺陷因素影响的剩余工作寿命的估算方法是十分有意义的。
2 基于断裂力学的结构完整性的寿命评估
2.1 概述
20世纪初, 国际上发生了一系列重大的低应力脆断灾难性事故, 促进了断裂力学的发展与理论研究。断裂力学理论认为, 组成金属结构的各个构件或零部件内部和表面均存在裂纹等缺陷。在进行剩余工作寿命估算时, 将这些实际存在的缺陷因素考虑在内的计算方法显然更为准确、更接近于实际情况。我们将这种计算方法称为“结构完整性剩余工作寿命评估”或“含缺陷剩余工作寿命评估”。
2.2 评估准备工作和条件
起重机剩余寿命的评估工作, 无非是从经济性的角度评价起重机上主要受力结构件 (如主梁或支腿) 的更换或维修的行为。那么, 结构完整性剩余工作寿命评估工作就应从主要受力构件的应力分析计算开始。 (1) 确定主要受力构件所受最大拉应力的位置; (2) 确定该拉应力区域附近的过渡区域; (3) 通过无损探伤方法掌握两区域内存在的缺陷的实际分布情况、形状和尺寸大小等信息, 为进行准确评估奠定基础。通过查阅大量的国内外经验数据资料, 根据国内探伤水平, 将实际探伤面积增大为实际缺陷面积的2~3倍[1]。
在断裂力学理论中, 夹渣、气泡、偏析等缺陷通常被折算成裂纹来考虑。我们将探伤后各缺陷按系数折算成裂纹, 过渡区域中的其他缺陷折算成裂纹时, 可适当考虑增大其比例系数。这样就可以得到裂纹半长ac的数值。将裂纹半长与计算出的裂纹尖端塑性区域尺寸半径rv比较, 就可以判定裂纹所在位置的材料的屈服状态。在弹塑性断裂力学 (EPFM) 理论中, 含缺陷构件完整性评估是通过裂纹尖端张开位移 (COD或CTOD) 或J积分的办法处理的。由于在役起重机主要受力构件的材料是确定不变的, 其力学性能是可以通过查阅资料或实验来确定的。这样, 系数K1c (材料的断裂韧度) 或δc (即COD的临界值) 就是可知的, 那么, 裂纹的最大临界尺寸也是可以计算的。
2.3 理论计算及参数
成熟的结构完整性评估方法对含有缺陷构件的评定分为脆断评定、疲劳评定和其他破坏方式评定3种, 寿命评估属于疲劳评定。一般情况下, 寿命评估计算中被广泛采用的是用于在裂纹的亚临界扩展阶段使用的Paris公式。目前, 在WEE/37、JWES和ASME等著名规程中也要求使用Paris公式进行疲劳裂纹扩展速率计算。而我国起重机的结构完整性评估工作尚未起步, 在这种实验室所需软硬件基础条件不够完备的情况下, 显然Paris公式最适于作为开展在役起重机结构完整性评估方法工作的基础。Paris公式实际上是疲劳裂纹亚临界扩展速率公式。其具体形式是[2]:
式中, a为裂纹半长;N为循环应力;C为所用材料常数, 可由实验得出;ΔK为裂纹尖端应力强度因子的变化幅度 (ΔK=YΔσ) 。将上式积分后即得到剩余工作循环次数:
式中, C和m为所用材料常数;Δσ为应力变化辐度;ΔK为裂纹尖端应力强度因子的变化幅度;ac为裂纹半长实测数值;a0为裂纹半长按ASME规程简化计算后的数值;Y为弹性形变。
构件中内埋的、表面的和通透的裂纹缺陷的产生大致可分为裂纹的发生、稳定扩展和失稳快速发展3个阶段。疲劳裂纹亚临界扩展速率公式用于第二阶段。在第一阶段中, 当工况处于最大载荷时, 裂纹尖端处于应力场强度因子的幅度ΔK低于某一数值时, da/d N=0, 即裂纹不发展, 这个数值称为下门槛值, 以Kth表示;当ΔK>ΔKth后, 裂纹快速发展到第二阶段, 此时在da/d N-ΔK图上是一条斜直线, 如果ΔK不变, 则裂纹发展速率稳定不变, 但是随着工作循环, 裂纹在不断变长变大, 当ΔK大到某一数值时, 裂纹会发生失稳快速扩展, 进入第三阶段, 此时的ΔK值, 被称为上门槛值, 以ΔKt表示。此时, ΔKt几乎已经与材料的断裂韧度K1c值相等了。
前面提到的探伤后裂纹半长a0并不是探伤时构件缺陷原始状态的初始尺寸, 它是通过探伤所得原始缺陷按ASME等规程进行简化计算得出来的。如果rv/a的值较小, 大约在0.1以下, 则应采用线弹性断裂力学 (LEFM) 加修正的方法计算。如果裂纹尖端rv较大, 处于大屈服或全面屈服状态, 则应按EPFM理论用裂纹尖端张开值δc进行计算。在式 (2) 中的计算, 也要根据裂纹尖端的线弹性、小范围屈服、大范围屈服和全面屈服状态选择不同的公式。如果裂纹属于内埋或表面裂纹, 还要将简化得到的a0进行当量化, 转化为相当于大板中透裂纹相当的裂纹a軃0, 再进行下一步计算。这是因为目前COD方法只有大板通透裂纹的解, 如果直接用表面裂纹或内埋裂纹的a是无法计算求解的。
论文在进行结构完整性剩余工作寿命评估时, 将裂纹按其受力状态分为受拉、剪切和撕裂3种, 对应的应力强度因子分别定义为K1、K11和K111。将裂纹分布的位置分为大板中间通透裂纹、表面裂纹和内埋裂纹3种, 在计算时, 根据具体情况分别按断裂力学的理论进行。探伤位置的确定一般取在拉应力最大的位置和焊缝处, 特殊情况下, 例如, 可视为几何瞬变系统的框架结构, 也将在铰点的最外或最内边缘处予以重视。
综上所述, 目前可知的主要参数有C、m、Δσ、Y、a0及ac, 其中Y和Δσ用于表示式 (1) 中的ΔK参数, K (应力强度因子) 和ΔK的取值求解过程, 具有很好的独立性。要确定在役起重机的剩余工作寿命, 需要确定该设备哪里最薄弱, 缺陷的形状尺寸, 材料的力学性能, 实际工作载荷、工作状态及工作环境等信息, 再应用断裂力学的理论进行计算。
3 结语
结构完整性剩余工作寿命评估作为一个较大的工作项目, 要得到进一步发展, 就需要从策略高度做一些长期性工作, 如建立专门的实验室、在材料检测方面建立较为固定的服务关系、建立技术情报网络等, 通过长期工作的经验积累, 形成在役起重机评估工作持续发展的必要基础。结构完整性剩余工作寿命评估是数理力学研究成果在工程技术方面的应用。这种基于断裂力学的结构完整性技术在起重机方面的开展, 将会使传统的材料力学设计和机械零件设计发展到损伤容限设计, 从而使起重机的制造工艺得到进一步的改进和创新, 使我国起重机工业出现新的发展。
参考文献
[1]李庆芬.断裂力学及其工程应用[J].哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社, 1998 (1) :72-75.