振动应力

2024-12-02

振动应力（精选5篇）

振动应力篇1

1、引言

某型控制板的前面板与壳体相连的螺钉共有四个(如图1所示),在对该控制板进行耐久振动例行试验的过程中,做完Y轴和Z轴振动后,X轴振动进行到90分钟左右时,发现控制板前面板松动,试验人员紧急关闭振动台,中止了试验。经试验人员检查后发现前面板与壳体相连的螺钉一个脱落(标号为1的螺钉)、三个断裂(标号分别为2、3、4)。

螺钉脱落的原因是螺钉未与螺纹紧固连接,在振动过程中逐渐松动,致使其脱落[1]。为校核螺钉正常状态下的强度并确定螺钉折断系松动情况所致,作以下仿真计算:⑴计算正常状态下连接螺钉的响应应力;⑵在出现松动情况时螺钉的响应应力变化。

2、正常状态下的强度校核

正常状态下,螺钉连接良好,在预紧力作用下,面板和控制板壳体被有效连接。一旦螺钉开始松动,其松动程度就会随着振动的继续而加剧,连接刚度会快速降低至工程塑料刚度水平以下[1,2]。因此,需仿真螺钉连接刚度降至工程塑料刚度水平的状态。

2.1 建立仿真模型

2.1.1 结构模型

结构模型由控制板壳体和面板两部分组成,由四个螺钉(M 2.5)连接。面板部分包括面板、导光板、开关等。

螺钉材料为中碳钢,等级为4.8级,疲劳极限为1 2 0 M p a,屈服极限为320Mpa,强度极限400Mpa。

2.1.2 有限元模型

用实体单元建立壳体、面板和导光板的有限元模型,将开关和旋钮等器件简化为质量单元。

2.2 动力学分析

2.2.1 模型整体动力学性能分析

2.2.1.1 模态分析

经过仿真计算得到整体结构的模态频率,取前6阶,如表1所示。

2.2.1.2 耐久振动条件

耐久振动条件按如图2所示的功率谱密度进行试验。

2.2.2 结构耐久振动响应应力计算

分别对结构进行三个方向的耐久振动仿真计算,以螺钉孔区域中节点n o d e1267为例得到四阶断应力响应曲线,并从中得出最大响应应力点。根据圣维南理论,去除奇异点应力,可得螺钉最大响应应力,如表2所示。

2.3 设计状态结果分析及结论

由上面结果分析可知,螺钉的最大响应应力为2.15Mpa,远小于螺钉的疲劳极限120Mpa,所以螺钉在正常设计状态下不会产生疲劳破坏。

3、螺钉出现松动时的振动响应应力计算

当螺钉出现松动时,壳体和面板的连接刚度被减弱,预紧力失效,通过降低连接刚度,仿真计算此情况下的螺钉响应应力[3]。为得到一个具体的可参考的结果,分别仿真连接刚度降至工程塑料(聚乙烯)和两倍橡胶刚度的两种状态。

3.1 仿真模型建立

在上述有限元模型中加入等效连接刚度的单元,通过改变等效刚度单元的刚度,来仿真螺钉出现松动时连接刚度的变化。

3.2 动力学分析

3.2.1 连接刚度降至工程塑料刚度水平

对结构进行耐久振动分析,施加随机振动激励,螺钉响应应力结果如图3所示。

3.2.2 连接刚度降至两倍橡胶刚度水平

对结构进行耐久振动分析,施加随机振动激励,可得此状态下的响应应力如图4所示。

两种连接刚度状态下最大响应应力如表3所示。

4、分析

在螺钉松动情况下,由以上仿真分析结果可以知道,当连接刚度降低至工程塑料刚度时,螺钉的最大振动响应应力401Mpa,远大于其疲劳极限120Mpa,且已经超过螺钉的屈服强度320Mpa。当连接刚度降低至两倍橡胶刚度时,螺钉的最大振动响应应力678Mpa,远大于其疲劳极限1 2 0 M p a,也大于其静强度极限4 0 0 M p a。

由螺钉连接原理和工程经验可以知道,一旦螺钉开始松动,其松动程度就会随着振动的继续而加剧,连接刚度会快速降低至工程塑料刚度水平以下,此时螺钉的最大振动响应应力已远大于其疲劳极限,且大于其静强度。所以,由分析结果可以得出结论:一旦螺钉出现松动状况,随着振动的继续松动程度将加剧,必然导致连接刚度快速降低,螺钉遭强度破坏,甚至出现折断现象。

5、结束语

为了今后不再出现类似问题,保证交付部队的产品质量,要求今后不仅在控制盒上要加强工艺控制,保证装配质量,在其它产品上也同样要重视生产各个环节的装配质量问题[4];同时要求在《试验检验规程》中增加出所装箱前螺钉紧固检查内容。

本次故障问题不属于设计问题、工艺问题,属于偶发故障,即凡是严格按照设计图纸及生产工艺正常生产加工出来的该控制板可以通过振动耐久试验。

摘要：针对某型控制板的振动耐久例行试验中出现的连接螺钉脱落和断裂现象,仿真计算正常和松动两种状态的螺钉响应应力,比较分析确定螺钉折断的原因为螺钉松动,并提出了相应的规程要求。

关键词：武器控制板,振动响应应力,耐久振动

参考文献

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[4]于大龙,李连军.直升机旋翼保护片电铸技术研究[A],第二十二届全国直升机年会学会论文集[C].2006

振动应力篇2

飞机结构是由大量的紧固件连接起来的, 连接处必然存在应力集中。试验和经验表明, 疲劳破坏的失效部位几乎都发生在连接等应力集中区域[1]。

对随机载荷作用下结构的疲劳强度分析和疲劳寿命估算, 主要有两种方法[2]:时域法和频域法。时域法数据处理量很大, 计算过程比较复杂。频域法通过有限元分析或动态仿真得到疲劳危险部位的应力响应功率谱密度函数 (PSD) , 然后求得应力范围内的概率密度函数 (PDF) , 由此求得疲劳危险部位的振动疲劳寿命。一般认为频域法计算简单方便, 精度高, 国内外有很多此方面的研究成果[3,4,5,6,7,8]。

现有的振动疲劳寿命分析方法主要考虑危险点的应力, 很少计及应力集中的影响。王明珠等[7]借助静态疲劳中应力集中系数对振动疲劳寿命分析方法进行了修正, 李德勇等[8]则通过考虑危险点附近的应力分布特征, 给出了动态的应力集中系数。但是对于连接件来说仅考虑根部的应力分布还不够全面, 因为连接件的疲劳品质也受连接件的装配情况及表面质量等因素的影响[9]。

本文借助于传统应力严重系数法的思想, 在振动疲劳寿命分析的名义应力法基础上考虑了影响连接件疲劳品质的两个重要因素———孔表面质量和填充系数, 给出了应力均方严重系数的定义, 再结合振动疲劳缺口系数, 得出了连接件振动疲劳寿命。

1 名义应力法

1.1 应力集中系数

随机振动疲劳的响应应力应变不是一个确定值, 只能从概率统计角度进行表示。而对于一个随机过程, 均方根值既包含了振动幅值的静态分量, 也包含了振动幅值的动态分量。根据随机振动分析得到的结构响应的应力均方根值, 给出反映缺口根部的应力集中严重程度的系数K1, 即应力均方集中系数如下:

式中, σRMS, max为危险点处应力均方值;σRMS, nom为完整件对应点处名义应力均方根值 (这里的完整件是指没有螺栓的完整板, 板上没有开孔, 两块板连接效果为焊接在一起的一块整板) 。

疲劳危险点的应力均方根可由该处的功率谱密度 (PSD) 得到:

式中, G (f) 为功率谱密度;f为频率。

应力均方根值可以直接由有限元分析给出。

1.2 应力严重系数

考虑紧固件对孔的影响, 给出连接件在振动环境下的应力均方严重系数K2:

式中, α为孔表面质量系数;β为孔填充系数。

1.3 振动疲劳缺口系数

疲劳缺口系数Kf是指在对称循环加载情况下达到相同寿命的光滑试件疲劳强度对缺口试件疲劳强度的比值[1], 即

式中, Se为光滑试件疲劳强度;SN为缺口试件的疲劳强度。

采用有限元分析方法对连接件孔边的应力均方根分布进行分析发现, 应力均方根沿孔边径向的梯度基本上服从线性衰减函数分布, 根据平均应力模型原理[1], 本文定义连接件的振动疲劳缺口系数为

式中, a为材料常数;ρ为缺口根部的曲率半径。

1.4 振动疲劳寿命分析

传统的频域寿命估算方法[7]首先进行结构动力学响应分析, 得到结构的疲劳危险部位的应力幅值概率密度函数, 然后根据Miner累积损伤理论和材料的S?N曲线 (应力S与寿命N的关系曲线) 得到随机振动的疲劳寿命:

式中, P (S) 为应力幅值概率密度函数;N (S) 为材料S?N曲线中材料的寿命;v为单位时间内的应力循环次数。

而对于连接件, 通过引入式 (5) 所示的振动疲劳缺口系数, 得到连接件振动疲劳寿命为

式中, Sb为材料抗拉强度;Se为材料疲劳极限。

1.4.1 应力幅值概率密度函数

文献[10]指出, 对于任意谱型功率谱密度函数, 其载荷幅值的概率密度函数都可以用三个Weibull分布线性组合较好地模拟:

表达式为

1.4.2 S?N曲线

材料的S?N曲线在其寿命范围内有很多种表达方式[11]。考虑到振动疲劳载荷通常在中高周疲劳范围, 采用三参数的S?N曲线方程比较合适。因此, 本文采用三参数Weibull分布公式:

其中, Sf、Se和b (b<0) 为材料常数, Se为理论应力疲劳极限。

2 试验验证

2.1 振动疲劳试验

试验件是由两块平板通过双排螺栓连接起来的连接板 (图1) 。右边板是厚度为2.84mm的304不锈钢板材, 通过直径为6mm的孔安装在振动台上;左边板是厚度为4mm的LY12CZ铝合金板材, 直径为4mm的孔用于安装配重;连接螺栓为M6标准螺栓。

振动疲劳试验包括模态分析试验和振动疲劳试验。疲劳试验件现场安装如图2所示。

模态试验采用锤击法得到了试件的固有频率。由于第三阶固有频率及其后的应力峰值低于材料疲劳极限, 因此这里只提取了试件的一阶、二阶固有频率 (图3) ;振动疲劳试验采用基础振动的加载方式, 施加的两种加速度功率谱密度见图4所示的振动疲劳载荷谱, 每种载荷谱下进行了四个试验件的振动疲劳试验。振动疲劳试验寿命结果如表1所示。

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2.2 计算结果与试验结果对比

通过完整件的动力学有限元分析, 可以得出疲劳危险点对应处的应力均方根值, 提取其应力响应功率谱密度 (PSD) , 由应力响应功率谱密度可以得到其应力响应谱密度函数并求出各阶谱距, 然后求出幅值概率密度函数的各个参数值, 最后得出完整件的应力幅值概率密度函数。经计算, 两种载荷谱作用下完整件的各阶谱距如表2所示。

试验件在加工时, 螺栓孔为钻孔, 螺栓与孔为过渡配合, 所以本文中孔表面质量系数α=1.1, 孔充填系数β=0.9[1]。

对于304不锈钢, 式 (5) 中的参数a为0.254mm;式 (9) 中的参数Sf=2.24×109 MPa, Se=159MPa, b=-2。

由式 (6) 和式 (7) 分别估算试验件的疲劳寿命, 结果见表3。对比两种方法的计算寿命和试验寿命可以发现, 本文方法的计算结果更为准确, 寿命误差在20%左右;而传统模型的计算结果偏小严重。这是因为, 相比于传统模型, 本文模型不仅考虑了孔边应力梯度对疲劳寿命的影响, 还同时考虑了表面质量和装配情况对寿命的影响。

本文模型存在预测误差主要是由于以下两个参数目前还无法准确确定: (1) 式 (3) 中用于描述孔填充情况的参数β是一个经验值; (2) 式 (5) 中用于计算Kf的a是一个估算值。

3 结语

针对连接件振动疲劳寿命估算的问题, 本文给出了解决此类问题的名义应力法, 此方法不仅考虑了孔边的均方应力的集中程度, 还考虑了连接件表面质量和装配情况的影响;为了验证结果的合理性和可行性, 设计了连接件的振动疲劳试验。从计算寿命和试验寿命的对比结果看, 名义应力法可以很好地预测连接件的振动疲劳寿命。

摘要：提出了采用名义应力法估算振动载荷下连接件疲劳寿命的方法。综合考虑连接件孔边的应力均方根集中程度、孔表面状况和填充系数的影响, 给出了连接件在振动载荷激励下的应力均方严重系数, 然后结合连接件孔边的动态特性给出了振动疲劳缺口系数的计算公式。设计并完成了两种激励谱下304不锈钢的连接件振动疲劳试验, 结果表明该方法可以很好地预测连接件的振动疲劳寿命。

关键词：连接件,振动疲劳,应力均方严重系数,名义应力法

参考文献

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振动应力篇3

1 疏水泵振动故障概述

电厂4台GSS疏水泵自投产以来振动波动频繁, 主要发生在机组启停或功率变化过程中, 其中尤其以2号机组的GSS110PO为甚, 投产以来振动超标次数达到了25次, 明显高于其他疏水泵, 4台疏水泵投产以来振动超标次数统计如表1所示。2号机的GSS110PO振动历史波动趋势曲线如图1所示。本文重点研究了2号机GSS110PO的振动问题。

电厂以往为处理该疏水泵振动问题, 采用了多种措施, 如调整螺栓力矩、支撑出口管道、加装柔性垫片等。但这些措施往往只能暂时性的改善振动, 不能彻底消除振动波动的怪状。

2 机组工况对振动的影响

通过长期观察发现, 疏水泵振动剧烈波动主要发生在机组负荷变化过程中, 且振动波动随负荷变化有较强的规律性。以最近一次2号机组负荷变化为例:当机组负荷下降时, GSS110PO振动呈上升趋势;机组负荷上升时, 振动呈下降趋势。而另一台疏水泵振动变化趋势刚好相反。进一步分析发现, 机组负荷变化引起泵疏水温度变化, 管道进出口管线温度也相应变化, 且变化方向一致。当机组负荷变化时, 管道温度变化趋势和泵振动变化趋势分别如图2、图3所示。

3 疏水泵整体振动研究

3.1 振动特点

通过大量测试数据及现象总结, 疏水泵振动特点为:振动成分主要为工频1X;立式泵基础振动较小, 由基础往上振动逐渐增大, 电机顶部振动最大;振动异常主要发生在机组功率变化过程中, 尤其剧烈的功率变化影响最大;疏水泵机架与基础连接处的差别振动较小, 符合要求;疏水泵振动随机组负荷变化规律性强、重复性好, 受疏水温度的直接影响。

3.2 原因综合分析

对普通强迫振动而言, 部件呈现的振幅与作用在部件上的激振力成正比, 与它的动刚度成反比, 可用下式表示:

式中, A为振幅;P为激振力;Kd为部件动刚度, 它表示部件产生单位振幅 (位移) 所需的交变力。

式中, Kc为部件静刚度, 它表示部件产生单位位移 (变形) 所需的静力;β为动态放大系数;ω为激振力频率;ωn为支撑系统自振频率;ε为阻尼系数。

由上可见, 转子对不平衡的响应取决于2方面的因素: (1) 不平衡的大小; (2) 转子系统动态特性, 包括刚度、阻尼、固有频率。

3.2.1 转子系统动态特性对振动的影响

由式 (3) 可知, 当系统固有频率ωn接近或等于激振力频率时, 同时阻尼ε较小, 则β达到最大值, 振动幅度将在外部激振力作用下变得非常大, 即称为共振。由水泵机架和管道的固频实测值来看, 其各阶固有频率值均可以避开水泵的工作转速, 即不存在共振问题。转子系统的另一个特性为支承刚度, 测试数据表明, 水泵机架与基础连接处的差别振动不大, 说明支撑系统的连接刚度正常。因此可以排除泵转子系统动态特性对振动的不利影响。

3.2.2 不平衡力对振动的影响

转子上激振力的来源主要有转子残余不平衡量、不对中、基础松动等。由最近检修数据看, 不平衡量和静态对中数据均满足规范要求, 可以排除转子不平衡和不对中的影响。因此, 结合工况与振动关系的调查, 不平衡力应来自管道热膨胀力。疏水泵垂直安装在一只筒 (机架) 内, 筒与基础支撑用螺栓连为一体, 泵的进出口管道直接安装在筒的两侧。疏水温度的变化导致管道产生热胀冷缩的二次应力, 反作用在泵机架 (筒) 上。其影响表现在2个方面: (1) 管道受热膨胀时作用于筒的力; (2) 筒膨胀时受到管道的约束。因此可以推断, 振动产生的机理是, 由于泵的轴承座落在机架上, 如果机架受管道膨胀力而产生变形时, 势必会使各轴承座之间的相互位置发生变动, 直接导致转子中心变动, 进而使振动增大。

确定泵进出口管道的热膨胀力的力大小和方向, 将有助于发现泵振动变化规律以及制定有效的减振方案。下面对疏水泵管道进行应力计算, 来量化分析管道热膨胀力对泵振动的影响。

3.3 管道应力分析

用专业管道应力分析软件CAESAR II计算疏水泵进出口管道对泵的作用力。进出口管道和GSS疏水泵接口作为锚固点计算, 出口管线与泵相连节点为节点10, 入口管线与泵相连节点为节点220。

(1) 热态运行工况管线应力对泵振动影响如表2所示。

注:*代表该数值为绝对值。

由表2可以看出, 泵出口管线接口 (节点10) 的作用力FZ和弯矩MX较大, 超过了泵出口管嘴允许载荷;泵进口管线管嘴的作用力在允许范围内。忽略较小的应力, 侧重研究FZ和MX的影响。作用力FZ和弯矩MX作用在泵上示意图如图4所示。

根据应力计算结果看出, 当机组负荷上升, 管道的温度跟着上升, 作用在泵出口侧的向下的FZ及弯矩MX将逐渐增大, 这些作用力导致泵机架受力, 以及使得机架自身的热膨胀受阻变形, 而泵和电机的轴承座落在机架上, 使得各轴承座之间的相互位置发生错位, 直接导致转子中心变动, 引起泵振动增大。此时, 根据以往的减振经验是通过对出口管道用千斤顶支撑, 振动则大幅降低。其原因在于, 千斤顶的支撑力抵消了部分管道的作用力FZ, 改善了泵转子热态不对中。这种现象也验证了上述应力计算结果的正确性。

(2) 振动波动最剧烈和最频繁的GSS110PO应力分析。现场发现GSS110PO出口管道的第一个支架 (L172S029) 底座台面破损、凹凸不平和锈蚀导致该支架Y向不能滑动, 其他疏水泵未有此缺陷。该支架设计Y向可以自由滑动, Y向热位移为-4 mm, 实际热位移为0 mm。用L172S029支架的现场实际约束 (+Z, X, Y) 来进行应力计算, 发现泵受Y向的作用力大幅上升, 计算结果如表3所示。

注:*代表该数值为绝对值。

由表3可以看出, 泵受到+Y向的推力达到19 509 N, 远远超过了出口管嘴允许的载荷。其结果是导致泵机架在温升过程中变形, 各个轴承之间位置变动引起转子热态中心变化, 使得疏水泵振动急剧增大。这就是多年来该泵振动波动最剧烈最频繁的根本原因。

Y向滑动的摩擦系数越大, 计算管道对泵的作用力也明显增大。因此对该支架修复, 保证滑动面光滑, 管道膨胀畅通, 将能明显降低管道应力。

3.4 原因分析

GSS泵进出口管道温度的波动是导致GSS泵振动波动异常的直接原因。一般在机组负荷、疏水温度稳定时, GSS泵很少出现振动波动问题。

在热态工作载荷下, 管道膨胀对泵机架产生的推力以及泵机架膨胀受阻, 引起了泵机架变形, 使得泵、电机各轴承座之间的位置变动, 转子中心变化, 导致振动上升。这是所有高温疏水泵振动频繁波动的根本原因。

对于振动波动最剧烈的GSS110PO来说, 其出口管道支撑 (S029) Y向滑动受阻导致出口管道膨胀不畅对泵的Y向反作用力很大, 是其比其他疏水泵振动波动更剧烈的根本原因。

4 振动治理及效果

首先, 针对GSS110PO出口管道支架阻塞的问题, 在停机检修中, 将支架台面修复平整, 并进行润滑, 保证了支架滑动自由。

其次, 为降低出口管道对泵在Z向的应力影响, 在GSS110PO出口管道上安装一个刚性吊架, 吊架给管道一个+Z向的力, 正好减弱管道作用力FZ和弯矩MX对泵的影响。

修复后, 经过半年时间的运行, 该疏水泵没有发生一次振动超标故障;在机组负荷变化时, 泵振动波动幅度及次数较以往也有显著改善, 目前振动幅值小且趋势稳定, 运行良好。

5 结语

GSS疏水泵振动频繁超标问题是一个困扰电厂多年的疑难问题。本文通过管道应力计算分析, 找到了GSS疏水泵振动频繁波动的根本原因, 并采取了针对性措施, 消除了2号机GSS110PO振动剧烈波动的问题。也为其他相类似的高温疏水泵减振治理提供了技术参考。

摘要：对1台高温疏水立式泵振动频繁波动原因进行调查分析, 调查后发现泵振动异常主要受疏水温度变化的影响, 通过计算泵的出口管线在热胀冷缩受阻的应力, 找到了泵振动频繁的根本原因, 并采取针对性措施达到减振目的。

振动应力篇4

我国电力系统光纤通信的建设始于20世纪80年代,在OPGW的设计使用寿命年限内,一旦地线功能或光纤通信功能丧失,不但终止了使用寿命,还会危及电网的安全稳定运行。因此,如何评估、保证OPGW的使用寿命非常重要。OPGW的性能与其结构有一定的关系,在实际的工程应用中,OPGW的选型既要考虑光纤通信的性能要求,又要考虑架空地线的机械、防振、防雷、热稳定等各项性能参数的要求,从而根据实际线路情况的要求选择光缆类型,保证其具有较高的可靠性[1,2]。由于OPGW失效所产生的影响巨大,如何摸索出OPGW的可靠寿命是工程技术中的重要问题。

在寿命预测中,通常是利用加速寿命试验的方法探究产品的可靠寿命[3,4,5]。加速寿命试验的基本思路是利用高应力水平下的寿命特征去外推正常应力水平下的寿命特征。因此建立的寿命特征与应力水平的关系即为加速模型。不同的失效机理具有不同的加速模型,常用的加速模型有指数模型、阿伦尼斯模型、逆幂律模型、艾琳模型等[6,7]。文献[8]用指数模型描述了在温度和电应力的影响下产品的寿命分布。文献[9]用对数线性加速模型描述多应力与产品寿命之间的关系,并采用遗传算法确定加速模型参数的最大似然估计,得到在各种应力条件下的寿命预测结果。为了对OPGW光缆寿命进行评估,本文在加速寿命试验理论的基础上进行了寿命预测。

国内外对OPGW光缆寿命评估方面的研究非常少,对OPGW寿命模型的探究目前还处于空白阶段,没有成熟的寿命模型和评估预测方法。OPGW光缆工作环境恶劣,存在强风、多雷、潮湿、腐蚀等恶劣条件。OPGW光缆的故障类别主要分为可控因素和不可控因素,其中可控因素包括选材、设计、制造、施工维护等方面,而在使用过程中造成寿命损失的主要是不可控因素[10]。OPGW的失效模式主要包括疲劳断裂、光纤过载断裂、材料老化损坏和化学腐蚀等,针对OPGW的失效模式和机理,可采用加速寿命试验的思路对OPGW的寿命进行预测。

1 OPGW失效机理分析

从OPGW光缆的失效模式和机理出发,确定加速试验方法,缩短全寿命试验时间,以研究OPGW的可靠寿命。进而,根据OPGW的失效模式和失效机理分析选用合适的加速寿命模型。

1.1 OPGW故障统计

据统计,2011—2013年,国家电网公司系统OPGW光缆总故障365次,按照故障原因类别统计,OPGW光缆故障统计见表1所列。

从以上统计数据可以看出主要故障原因为外力失效,主要是振动疲劳、覆冰、雷击等原因导致OPGW受损。风振疲劳和覆冰雪时负重引起的过张力使光缆弧垂过大或光纤余长不够而断裂。OPGW一般架设在杆塔的最高点,覆冰比导线严重,发生重度覆冰时,使OPGW运行张力严重过载,金属单线发生不可逆的塑性变形或断裂(见图2)。OPGW遭受雷击使外层单线多处熔伤、溅伤累积或断裂(见图3),特别是外层采用铝合金单线的OPGW,在遭受雷击时更易受损。

1.2 OPGW失效机理分析

风振、覆冰造成的过载拉断以及雷击等因素,属于使OPGW光缆一次性失效的因素,并不能将其作为加速因子对OPGW的寿命进行评估。因此,对于风振、疲劳断裂、温升、腐蚀等因素都可以考虑进一步建立OPGW的寿命模型。当OPGW在长期运行过程中,较强风振条件下,OPGW抗疲劳性能达不到要求,而导致光单元或光纤永久性损坏,属于OPGW的疲劳断裂。短路电流等引起的较大的温升,使得光单元内的温升超过光纤被覆材料所能承受的温度逐渐老化属于被覆材料的老化损坏。OPGW一般是在不锈钢管与金属单线间的空隙填充油膏来防止电化腐蚀,然而,随着光缆长期运行,防腐油膏的性能会越来越差,影响到OPGW的耐腐蚀性能,使OPGW的机械性能和电气性能下降,属于电化腐蚀退化。

根据光缆的失效模式和机理分析,在对OPGW寿命评估时,主要考虑振动疲劳、腐蚀以及温升引起的老化3种失效模式。本文基于其失效机理,研究基于疲劳损伤的加速试验技术,从加速寿命评估的角度出发研究OPGW的寿命。

2 基于振动疲劳应力的加速试验技术

众所周知,任何结构都是在一定的环境下使用的。疲劳损伤是OPGW在风振和交变应力共同作用下所产生的一种常见的破坏形式。这种情况下不仅会损失材料的表面,更重要的是会降低材料的断裂韧性,裂纹的形成与扩展,甚至产生无预兆的突然断裂,因此振动疲劳引起的OPGW断股具有普遍性和危险性。

2.1 基于振动疲劳应力的加速寿命试验

为了得到OPGW的振动疲劳寿命,采用微风振动疲劳试验的方式,得到其振动疲劳寿命的估计。取3个OPGW样品,在3种应力水平下进行微风振动疲劳试验,试验过程中定时对试样作标记和测量,直到微风振动疲劳试验结束。

2.1.1 加速因子选择

根据加速寿命试验的理论依据和工程经验,模拟微风振动对OPGW性能产生的影响,采用提高应力水平的方法进行加速试验。

其中,在不改变产品失效机理的前提下,拟选取加速因子为:a=4,对模拟真实环境风速的标准振动准则进行加速。

2.1.2 试验时间

拟定试验时间48 h为一个循环,对应实际工作寿命为1年。

2.1.3 振动应力水平

针对OPGW微风振动模拟振动试验标准,正常条件下的振动应力水平为W0,则振动时间转换为:

其中:W0为正常条件下的振动应力水平;W1为加速条件下的振动应力水平;T0为正常应力下对应的工作时间;T1为加速情况下的工作时间。

根据公式(1)可确定其振动的加速应力水平W1。

2.2 基于振动疲劳应力的OPGW寿命计算

OPGW的寿命分布近似服从威布尔分布[11,12],其分布函数与密度函数为:

式中:η为位置参数(η>0);m为形状参数(m>0)。

假设在正常应力和加速应力下,其寿命均服从威布尔分布,且失效机理不变,那么其形状参数不变,且位置参数和加速应力水平满足以下关系:

式中:a、b是待估参数;φ(Si)是应力S的已知函数。

OPGW光缆达到断裂时的时间为ts,其与应力σs的关系为:

式中:ns为静态疲劳参数;ks为恒定参数。

结合试验数据,应力水平σs1、σs2、σs3和对应的不同应力水平下的平均寿命ts1、ts2、ts3取点(logσis,logtsi),i=1,2,3绘制图形,图中3点所过的直线,其斜率即为图估计值ns,截距为logks的值。根据加速模型,即可求出OPGW断裂时间即正常寿命ts。

3 案例分析

基于振动疲劳应力的加速方法,以某一型号的OPGW光缆为例,额定抗拉强度(RTS)为90 k N,选取3个加速应力水平,分别为80%RTS、60%RTS、40%RTS。在每种应力水平下,分别对3根至少80 m长的OPGW进行加速试验。同时记录每个应力下的OPGW光缆发生故障时间(见表2)。

分别通过Matlab对试验数据拟合求出威布尔分布下的形状参数m和特征寿命t0。

最终形状参数的估计值为:

求取对应的参数(见表3)。

将(t0i,σi)代入到寿命方程中拟合,得到寿命曲线(见图4)。

计算得到:

即寿命方程为:

在正常工作环境下,取20%RTS作为其所受拉力,则OPGW光缆受到的拉应力为113 MPa,代入到寿命方程可得:

即在20%RTS运行张力下,使用寿命为25.5年。

4 结语

现有理论中缺少针对OPGW光缆产品的加速寿命方案。根据常见失效机理,本文基于振动疲劳应力对OPGW光缆加速试验方法进行了分析,并进行了OPGW光缆寿命预测,为OPGW光缆加速试验技术和寿命计算提供了理论基础,对OPGW光缆线路的建设、安全运行和维护具有重大意义。

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振动应力篇5

振动时效是通过对应力工件施以循环载荷,使工件内应力释放,从而使工件残余应力降低,尺寸稳定下来而达到时效目的。由于其生产周期短,处理地点灵活,生产费用低,无环境污染等优点,在国外应用已相当普遍,许多国家已将振动时效定为某些机械构件必须采用的标准工艺。然而振动时效技术毕竟是一门新技术,许多工艺方法还在探索之中,例如振动工艺参数中动应力的确定,时效效果判别等。

振动时效工艺的技术关键是激振力、激振频率和振动时间三大参数的选择,最后综合反映到动应力的选择上。本工作从振动时效机理分析出发,对重要参数动应力的选择原则进行研究,用一个实例介绍振动时效技术在高强度铝合金中的应用。

1 振动时效机理分析

一般从宏观和微观两方面对振动时效机理进行解释:从宏观上讲,当外加振动的动应力与材料内部残余应力相叠加大于材料屈服极限时,材料将发生塑性变形,产生应力松弛,从而消除残余应力。但是在高强铝合金中应用振动时效技术时动应力与材料残余应力相叠加几乎无法大于材料屈服极限,而在没有达到这个动应力要求的情况下进行铝合金振动时效仍达到了时效效果。所以这个时候需考虑到材料的宏观屈服极限只是一个整体量,实际上在整体出现屈服之前材料受循环应力的作用下就已经发生了微观塑性变形,宏观现象只是微观的一个积累。

图1为应力-应变曲线示意图,工程上采用的材料都不是理想的弹性体,其内部存在着不同类型的微观缺陷,微观缺陷附近都存在着不同程度的应力集中。故在低应力水平,应力集中处发生细观屈服,但受广大基体的弹性约束其加工硬化率较高,所以应力-应变曲线上升较快[1]。此时由于各处变形不相同,当外载加

到广大基体的变形尚处于弹性区的b1应力水平时,应力集中处因发生微观屈服,虽与基体有相同的变形,承受的应力却是b2。此时与应力集中处承受等应力b3的变形集中微区达到的应变量却大于平均应变量。变形集中微区的存在为反相屈服提供了有利条件。卸载时广大基体弹性区将胁迫应力集中处的应变回零或接近零,由此应力集中处出现反向应力,应力集中处的变形集中微区中的方向应力则更大。由于塑性变形的出现会使平均应力产生、消失或者改变其大小。应力存在相反循环,从而产生局部塑性流动。一般来说,循环应力都叠加到材料内的残余应力上,所以工件在受到振动时,施加于其上的交变应力与残余应力叠加。当应力叠加的结果达到一定的数值后,在应力集中最严重的部位就会发生塑性变形。塑性变形降低了该处残余应力峰值,并强化了金属基体。而后,振动又在另一些应力集中较严重的部位上产生同样作用,直至振动附加应力与残余应力叠加的代数和不能引起任何部位的塑性变形为止。

从微观上讲,在循环应力作用下,金属晶体发生位错运动,产生位错增殖、塞积和缠结等现象,而使高残余应力区的位错塞积群被开动,一方面使应力集中得以释放,残余应力得以调整,另一方面使位错移动所受阻力越来越大,最后与振动应力和应力集中处的残余应力之叠加相平衡,此时晶粒内组织变化停止,结构稳定。从振动时效机理分析也可知,动应力的选择是达到时效效果的关键。

2 动应力选择

在对铝合金进行振动时效研究的过程中做过许多不同动应力下的振动时效实验,当动应力不足够大时,对工件进行长时间的激振也是无法达到时效效果的。所以,若要在铝合金中很好地应用振动时效技术,就必须把关键的参数选好。

2.1 动应力的影响因素

工件内部的动应力的大小与激振力的大小、振型、频率有关外,还与工件的刚度和振动时的支承状态等有关。当激振频率和振型为构件的某阶固有频率和振型时,才可以发生共振,获得较大振幅,动应力也较大,降低残余应力的效果也较好。所以,要恰当选择振动时的条件,才能保证达到时效所需要的动应力。

2.2 动应力大小范围的选择

动应力的选择,有的以构件内的残余应力作为选择依据,有的以材料类别作为选择依据,有的以工件的实际载荷作为选择依据。这些数据都带有一定的经验性,其适用性还需进一步验证,但都是以动应力与构件内的残余应力相叠加要大于材料的屈服极限,可是材料的屈服极限是指使材料所有晶粒都发生滑移的临界应力,那么只使残余应力集中部位发生塑性变形,而以屈服极限作为依据是不合适的。

本工作在参考众多选择依据后,经分析认为动应力大小范围选择应从使金属材料发生微塑性变形到不使材料产生疲劳破坏为标准。为了表征材料对微塑性变形的抵抗能力,有文献[2]以产生1×10-6～2×10-6残余应变时的微应变抗力的特征量称为微屈服抗力σmys,一些研究和测试得出了对于金属材料而言σmys/σ0.2=0.2的结论。可见金属材料的微应变抗力是相当低的,较小的载荷就可以使金属材料发生微塑性变形。以上结论是静载作用下金属材料表现出的特性,而振动时效所施加的循环载荷下,金属材料塑性变形的主要方式是滑移。所以,如果动应力值满足:

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在循环应力作用下,滑移在一些晶粒中发生,产生了滑移线,材料内部将发生比较多的微塑性变形,从而可以降低应力集中部位的残余应力。

但因微塑性变形表现出一定的局部性,当动应力较小时在总体上残余应力的变化可能会出现不明显的情况,但其由于局部塑性变形会导致材料阻尼、刚度等模态参数发生变化,因而能在时效曲线上得以体现。这在对铝合金进行振动时效研究过程中得以验证,在对铝板施加不足够大的动应力进行时效后,发现振动前后残余应力几乎没有变化,但是其时效曲线发生了如图2的变化。由图2a可知,加速度升高了12g,由图2b可知,加速度向右移动了0.05Hz。

同时这也解释了为什么在动应力不大、宏观残余应力没有明显降低的情况下振动时效能提高工件尺寸稳定性和抗变形能力的原因。

如果要使残余应力在宏观范围内降低,需加大动应力与残余应力的叠加应力。如果叠加应力超过材料的循环应力-应变弹性极限,残余应力将在宏观范围大幅度下降。这可以根据材料的循环应力-应变特性得出[3],如图3所示[4]。

但是考虑到材料的循环弹性极限难以查找,并且残余应力在应力循环的第一周下降最多,作为一种近似,也可以用材料的弹性极限来粗略地判断,对于常用的无明显屈服点的材料可以取0.8σ0.2作为弹性极限的估算值[3]。即如果动应力满足:

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残余应力将在宏观范围内大幅度降低。选择动应力时实验证明:一定范围内动应力越大,被处理工件上产生的应变释放量也越大,消除应力的效果也越好。

但是,动应力过大将有可能造成工件的损伤或降低疲劳寿命。为使工件不产生疲劳损伤,它必须在疲劳强度以内。在振动时效处理过程中,对有残余应力的构件施加一交变应力时,残余应力相当于平均应力,两者叠加后,构件内各点的应力是不对称循环应力,因而应满足σ动+|σ残|<σr(σr为不对称循环的持久极限)。而不对称循环的持久极限可以根据残余应力大小通过古德曼应力范围[3]进行取值,但此时为稳定时的残余应力,在时效过程需考虑残余应力的变化。

因为由激振器产生的激振力是一个对称循环应力,材料的残余应力相当于平均应力,故不同残余应力下的疲劳极限为:

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式中:σ-1 为材料的对称疲劳极限;σb 为材料的抗拉强度。

由以上分析,可得出动应力大小的选择原则:为使振动时效在铝合金应用上达到一定的效果,动应力大小应满足:

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在选择动应力大小时,应在疲劳极限以内,选择尽量大的动应力来消减残余应力。

2.3 动应力的分布

当以动应力参数控制时效效果时,不仅要考虑动应力的大小,而且要考虑其分布状态。工件一般有多阶固有频率多种振型,在某一阶固有频率下对工件进行激振时,动应力大小的分布是不均匀的,对工件各个部位的时效效果也就不一样。振型及其频率决定着构件中产生的动应力大小及分布,决定着塑性变形的区域,也就决定着残余应力降低的峰值及均匀化程度。激振频率的选择应以残余应力的分布状态为依据,并考虑构件的振型。

在一般情况下,选取一阶共振频率作为激振频率,因为一阶共振频率对应的振型节点少,频率低,易于获得较大振幅。如果一阶频率太低,电机转速小,不易有效利用能量,可采用二阶、三阶共振频率。对于一些刚性好(固有频率高)的工件,可能固有频率超出了激振器的最大频率,可采用“分频共振法”对工件进行时效处理。

所以若想使工件整体地达到时效效果,应该对工件进行多阶频率激振,这也就是工程中一般会进行多阶激振的原因。

3 时效效果判定

目前广泛使用参数曲线观测法进行定性的现场初步判定。残余应力测量法仍为评定振动时效工艺效果的主要手段之一,这种方法的关键在于残余应力的测量。而盲孔法是工程中比较通用的一种残余应力测量方法。

4 用实例检验理论

4.1 实验准备

本实验试件选用高强度2A12铝合金方板,方板规格:3000mm×220mm×40mm,由于试件结构简单,采用C字型夹具将机械激振器固定于方板的一端。然后采用标准的贴片方式将三向应变花贴在设定的位置上,再将动应力检测仪与应变花连接好以作动应力监测,从动应力检测仪的输出端口将信号接入到磁带记录仪,以便实验完成后进行分析。其实验装置简图如图4所示。

4.2 残余应力测量

残余应力测量按照GB3395—92标准的推荐,采用盲孔释放法。钻孔的好坏对残余应力测试的结果影响很大,为保证钻孔的垂直度和精确性,使用了专业的HK21B型钻孔装置。残余应力的测试采用型号为 TJ120-1.5-ϕ1.5的三片应变片组成的三向电阻应变花,然后采用HK21B型残余应力检测仪进行残余应力的检测。

4.3 振动时效处理

本实验使用SHX2108型神华全自动彩屏振动时效仪。该设备具有全自动、手动、定时定速的半自动三种运行方式。工程中一般用橡胶垫支承工件的方式进行时效,然而常出现跑垫的现象,工程中用制作振动台的方式解决这个现象,但是成本高,处理不灵活。本工作采用一种悬吊工件的方式很好地解决了这一难题。

机械式激振器可以通过调整偏心角的方式改变激振力的大小。将偏心角调到30°,对工件进行扫频,然后打印出扫频曲线,找出工件的多阶固有频率。根据前面的理论可知,为达到时效效果,动应力选择是一个关键的过程。

铝合金厚板2A12热挤压型材室温力学性能:σb≥480MPa,σ0.2≥253MPa,σ-1≥140MPa,其初始残余应力σ残=-181.78MPa。按公式(2)和(3)计算得动应力范围为:55.4MPa≤σ动≤182.9MPa。由于采用该设备的全自动时效功能无法保证时效过程的动应力足够大,所以本实验采用定时定速半自动运行方式。时效时间根据经验定为30min,速度根据上述的扫频曲线初步设定,然后在进入时效过程后根据动应力的变化再细调偏心轮的转速,使激振频率更接近工件的固有频率。假如微调后动应力的大小还无法达到所需的动应力,可以通过加大偏心轮的夹角来增加激振力的方式实现。

本实验按照以上方法经过不断的调整,最后将偏心轮的夹角调到90°时动应力值在60MPa左右,这达到了在宏观上消减残余应力的动应力选择原则,于是在这种情况下进行时效。

4.4 实验结果及分析

振动前后残余应力的测量被作为评定时效工艺效果的主要手段,采用盲孔释放法进行残余应力测试。从此次的实验数据可知铝板的残余应力平均消除率在纵向为30.95%,横向为11.38%,各点的残余应力消除情况如图5所示。

此实验虽达到了消除残余应力的效果,但是还不够理想,所以,在应用振动时效技术时应该改变时效工艺,尽量加大动应力,才能达到满意的效果。

5 结论

(1) 振动时效技术对高强度铝合金内应力消除具有一定的作用。

(2)为使振动时效在铝合金应用上达到一定的效果,动应力应满足:0.2σ0.2<σ动undefined残

一般来说,在疲劳极限以内,动应力越大,消减残余应力的效果越好。

摘要：从振动时效机理分析出发,分析动应力的影响因素和分布情况,并提出要产生局部的塑性变形而且不产生疲劳损伤时动应力大小的选择原则。对高强度铝合金方板以悬吊方式进行振动时效实验来检验。提出振动时效技术在铝合金应用中关键参数动应力的选择原则。

关键词：振动时效,动应力,铝合金,残余应力,微塑性变形

参考文献

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