管道疲劳寿命（精选7篇）
管道疲劳寿命 篇1
1 引言
汽车车轮是介于轮胎和车桥之间承受整车负荷的旋转件,是汽车行驶系统中重要的安全部件,起着承载、转向、转动、制动等作用。汽车与地面之间的所有相互作用力以及力矩都是通过车轮传递的,所以车轮对汽车的多种性能有重要影响,特别是安全性和可靠性。疲劳寿命是指结构或机械直到破坏所作用的循环载荷的次数或时间,钢圈最主要的失效形式是疲劳破坏,钢圈的弯曲疲劳和径向疲劳是检验车轮钢圈疲劳寿命的最主要指标。
王波[2]等人对钢圈进行准动态弯曲疲劳试验,用电阻应变花测量钢圈上危险点的应变数据,确定测点的应力状态,对钢圈的疲劳寿命进行预测。韦倾[1]等人对轿车车轮钢圈弯曲试验的疲劳寿命进行分析并用ANSYS有限元分析软件对钢圈受力状态进行模拟。
本文对汽车钢圈进行径向疲劳试验,分析钢圈制造过程中的各参数对其疲劳寿命的影响,为提高钢圈的疲劳寿命提供理论依据。
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2 试验条件及设备
试验选用的轮辐材料为5.7mm厚的DP-600,选用的轮辋材料为4.0mm厚的B380CL,材料的化学成分及力学性能分别见表1和表2。轮辐和轮辋的焊接采用CO2气体保护焊,焊丝牌号为ER50-6,图1为焊接示意图,焊接参数如表3所示。按国标GB/T5334-2005《乘用车车轮性能要求和试验方法》在LT-1型车轮轮胎转毂试验台上进行径向疲劳试验,每种参数的车轮进行5次试验。试验选用的轮胎充气气压为550kPa,试验载荷为28190N,螺母拧紧力矩为200Nm,频率为500r/min。出于试验费用的考虑,疲劳寿命达到规范值(100万次)未失效后直接停止试验。
3 结果与分析
3.1 过盈量对钢圈径向疲劳寿命的影响
轮辐与轮辋的装配状态为过盈配合,过盈量的大小直接影响钢圈的受力状态,从而影响钢圈的疲劳寿命,本文选用了过盈量分别为0.3mm、0.8mm、1.0mm和1.2mm进行径向疲劳试验,考察过盈量对钢圈疲劳强度的影响。图2为过盈量与钢圈疲劳寿命的关系,从图中可以看出,随着过盈量的增加,钢圈的疲劳寿命逐渐提高,当过盈量为1.2mm时,疲劳寿命大于100万次。
车轮总成所产生的应力主要有残余应力、静态初始应力、动态应力。残余应力是在制造过程中产生的,轮辋的静态初始应力是由轮胎的充气压力造成的,轮辐的静态初始应力是在往轮毂上安装时产生的,残余应力与静态初始应力相矢量和为动态应力。汽车在行驶过程中,车轮总成由于汽车自身重量及地面的支撑作用处于受压状态,在承受超过疲劳极限的高峰负荷时容易产生疲劳失效。钢圈最主要的疲劳失效方式为轮辋开裂导致轮胎气压下降,如图3所示,在压力作用下,轮辐与轮辋所受力的作用相反,导致裂纹沿轮辋与轮辐的贴合面逐渐向焊缝延伸,最终断裂于焊缝根部强度相对较弱的轮辋。轮辐与轮辋装配过盈量相当于给焊缝施加预置压应力,与车轮在行驶过程中所受的压力相反,过盈量越大,预置压应力越大,钢圈的变形抗力越大,有利于延长钢圈的疲劳寿命。当过盈量进一步增大时,轮辋与轮辐的装配较困难。
3.2 轮辐与轮辋接触量长度对钢圈径向疲劳寿命的影响
本文将钢圈中轮辐与轮辋装配接触的直线段定义为接触量长度,如图4所示。文中选用了过盈量为1.2mm,接触量长度分别为5mm、8mm、10mm、12mm,分析接触量长度对钢圈疲劳强度的影响。图5为接触量长度与钢圈疲劳强度的关系,从图中可以看出,在过盈量一定的情况下,随着轮辐与轮辋的接触量长度越大,钢圈的疲劳寿命越大,当接触量长度为1.2mm时,疲劳寿命大于100万次。
当接触量长度较小时,轮辐与轮辋接触面积较小,钢圈的预置压应力较小,在循环载荷作用下,钢圈的变形抗力较小,裂纹沿轮辐与轮辋的接触面向焊缝根部延伸,钢圈的疲劳寿命较短。随着接触量长度的增加,轮辐与轮辋接触面积增大,对应的预置压应力逐渐增大,钢圈的变形抗力也逐渐增大,在轮辋开裂前所承受的力越大,因此钢圈的疲劳寿命越长。当接触量长度继续增加时,由于轮辐的高度超过了轮辋焊接的直线段,不符合钢圈的焊接规范。
3.3 轮辐外圆的加工状态对钢圈径向疲劳寿命的影响
现有所有产品的轮辐都是需要车削外圆的,然后再与轮辋装配才能达到钢圈的技术标准,而且车前轮辐外圆增加钢圈的制造成本。本文提出利用不车削轮辐外圆的钢圈进行疲劳寿命测试,图6为轮辐外圆的加工状态与钢圈疲劳寿命的关系,图6(a)为相同过盈量及接触量长度时,车削轮辐外圆和不车削轮辐外圆钢圈疲劳寿命对比,图6(b)为相同疲劳寿命时,轮辐与轮辋过盈量的对比。
当轮辐与轮辋的过盈量及接触量长度相同时,轮辐不车削外圆钢圈的疲劳寿命远远小于车削外圆的钢圈;达到相同疲劳寿命的钢圈,轮辐外圆车削钢圈的过盈量远大于不车削外圆的钢圈。这主要是因为轮辐在翻边成型存在回弹,不车削外圆装配时轮辐端面与轮辋接触而其根部存在间隙没有贴合,在相同过盈量时,轮辐不车削外圆时与轮辋的接触面积小于车削外圆的轮辐,钢圈的预置压力相对较小,在循环载荷作用下,轮辋更容易开裂从而导致疲劳失效,如图7所示。因此,若要达到相同的疲劳寿命,轮辐不车削外圆时需要更大的过盈量。减少轮辐外圆车削工序可有效降低钢圈的制造成本,有利用提高钢圈的生产效率及效益。
4 结语
(1)钢圈的疲劳寿命随着轮辐及轮辋的装配过盈量和接触量长度的增加而增加,当过盈量为1.2mm、接触量长度为16mm时疲劳寿命达到最大值,大于100万次。
(2)当轮辐外圆未车削时,在较大的过盈量下,钢圈可达到较高的疲劳寿命。减少轮辐外圆车削工序可有效降低钢圈的制造成本,提高工厂的生产效益。
摘要：汽车车轮是介于轮胎和车桥之间承受整车负荷的旋转件,是汽车行驶系统中重要的安全部件。钢圈的主要破坏形式是循环载荷产生的疲劳破坏,它是导致钢圈破坏的主要原因。文中研究了轮辐与轮辋的装配过盈量、接触量长度及轮辐外圆的加工状态对钢圈径向疲劳寿命的影响。结果表明,当接触量长度一定时,钢圈的疲劳寿命随着过盈量的增加而增大;当过盈量一定时,随着接触量长度的增加,钢圈的疲劳寿命逐渐增大,钢圈的最大疲劳寿命大于100万次。轮辐外圆未车削时,在较大的过盈量下,钢圈可达到较高的疲劳寿命。
关键词：钢圈,疲劳寿命,过盈量,接触量长度
参考文献
[1]韦倾,李尚平,陈伟叙,等.轿车车轮钢圈疲劳寿命的有限元分析[J].机械工程师,2007(2):68-70.
管道疲劳寿命 篇2
随机疲劳分析在机载设备疲劳寿命预测中的应用
提出采用宽带随机振动疲劳寿命数值分析方法在产品设计阶段预测其宽带随机振动疲劳寿命来保证设计方案的首次成功率,并以在宽余带随机振动环境下工作的某产品的疲劳寿命设计为例,阐述了整个随机振动疲劳数值仿真分析流程,得到了与试验相吻合的`信真结果,证明了在设计阶段预测产品的疲劳寿命并进行优化是可行的.
作 者：王长武 张幼安 作者单位：南京第十四研究所第五研究部,南京,210013刊 名：中国机械工程 ISTIC PKU英文刊名：CHINA MECHANICAL ENGINEERING年，卷(期)：200415(21)分类号：V215.55关键词：机载设备 随机振动 疲劳 有限元方法 PSD
机械设备焊接结构的疲劳寿命研究 篇3
【关键词】机械设备；焊接结構；疲劳寿命；断裂
机械设备在使用的过程中，焊接结构容易出现疲劳开裂或者断裂的情况，如果开裂失效达到一定程度，会出现无法修复的问题，从而导致整台设备报废，增加了施工单位的经济成本。为了及时修复设备，相关工作人员需要加强对机械设备焊接结构的疲劳寿命研究工作。本文介绍了一种以断裂力学为基本原理与公式的研究方法，结合有限元分析软件，可以保证检测的准确性。笔者结合某工程实例，对机械设备焊接结构疲劳寿命研究中采用的流程、方法以及应用情况进行了简单的介绍，以供参考。
1、研究实例
1.1焊接主梁结构简介
某厂采用的桥式起重机，主梁采用的是空腹桁架式主梁，主梁结构是一种典型的焊接结构，如图1所示。
在对该设备进行探伤时，工作人员在北主梁工字梁下盖板位置发现了组合裂纹，如图2所示。在进行仔细的观察后发现，组合裂缝的源头是在板宽中部与腹板间的焊缝处，有的裂纹长度已经达到了150mm，这严重影响了设备的质量以及使用的安全。
1.2起重机基本参数
起重机主梁采用的材质为16Mn，主小车重量为73G/t，起重机经常的起重载荷为100Q/t，水平加速度为0.18as/m·s-2，运行冲击系数为1.1，起升动载系数为1.07。
2、研究的理论依据
在对该设备焊接裂缝进行疲劳寿命的研究时，是以断裂力学为基础，以设备存在初始类裂纹为前提，对裂纹扩展规律以及设备的寿命进行计算。根据断裂力学相关概念，存在裂纹的构件，其寿命与裂纹扩展速率有着直接关系。在对裂纹扩展速率进行计算时，计算公式如下：
3、应力计算
在对应力进行计算时，采用了有限元分析软件，根据ANSYS软件提供的子模型技术，可以减小后期处理时产生的误差，从而保证计算的精度。应力计算前，首先需要建立起重机主梁的整体模型，然后再进行加载计算，从而得到主梁下盖板最大弯曲应力和最小弯曲应力云图，根据最大与最小应力值的差，可以得到应力幅度。
4、主梁结构寿命评估
4.1参数确定
4.2寿命计算
在本文的研究实例中，实测的长裂纹为150mm，将其带入式（2），可以得到理论应力循环次数，该主梁的理论剩余应力循环次数为：Np一NL=5 220次，5220次循环大约还能继续工作43天。
5、焊接疲劳的预防措施
5.1降低应力集中
通过研究发现，机械设备焊接结构出现疲劳破坏的原因主要是应力集中，为了延长设备的使用寿命，可以采用降低应力集中的方法。在对焊接结构的形状进行设计时，应减小断面发生突变的可能，还要将结构中拐角以及尖角改为圆弧形状，从而增加曲率半径。在对焊接结构的载荷分布进行设计时，应保证分布的均匀性，避免局部承载过大。在对焊接接头进行设计时，也要降低应力集中，可以选择对接的接头，最好能磨平余高。焊接时选用连续焊缝的方式，焊缝之间还应保持一定距离，另外，尽量避免在受拉构件上设置横向焊缝。
5.2降低焊接残余应力
为了避免设备焊接结构出现疲劳开裂的现象，设计与加工人员应对焊接工艺进行调节与控制，降低焊接残余应力。采用振动时效处理、加热、锤击以及局部压缩的方式都可以改善残余应力场。设计人员在优化焊接结构时，可以减少焊缝的数量，减小焊缝的尺寸。如果焊缝过于集中，也会出现应力分布不均匀的问题，而采用较小的焊缝形式，则可以降低残余应力。另外，设计人员还要合理安排焊缝的顺序，可以先对收缩量比较大的焊缝进行处理，然后按照从中间向两边的方式进行焊接。如果构件同时存在对接焊缝与角焊缝，则应先处理前者。在优化振动时效时，可以采用敲击的方式，激起构件共振，从而消除残余应力。敲击时效是根据构件固有的频率做渐振运动，使金属部件产生的塑性变形硬化，从而达到提高疲劳强度的效果，提高抗疲劳能力。设计人员还可以通过调节残余应力场的方式降低残余应力，这需要利用专业的加工设备，对焊缝或者焊趾进行修整。采用局部加热的方式也可以提高焊接疲劳强度，设计人员应结合工作经验，制定出切实可行的施工方案。
5.3焊接缺陷妥善处理
在焊接时，施工人员一定要提高焊缝的质量，控制施工的强度，做好焊接缺陷的妥善处理，从而延长设备的使用寿命。磨光是处理焊缝的有效措施，其可以改善焊缝的形状参数，可以消除焊缝表面的缺陷。在对角焊缝磨光时，采用的工艺比较复杂，这对施工人员提出了较高的要求，其必须保证焊缝尺寸达标。在对局部进行磨光时，需要采用砂轮，这项工作的强度比较小，可以保证焊趾周围的圆顺性。只有优化焊接处理技术，才能提高焊接结构的疲劳强度。
6、结语
机械设备焊接结构出现疲劳裂纹后，对设备的使用带来了较大的安全隐患，如果处理不够及时，会缩短设备的使用寿命。本文对常用的探伤技术以及优化焊缝的方法进行了介绍，希望相关工作人员合理的利用这些技术，降低设备出现质量问题的概率。在设计焊缝的数量与尺寸时，应尽量减少焊缝的数量，这可以降低焊接结构出现疲劳失效的概率。研究人员采用断裂力学与有限元分析法结合的方式，可以快速、准确的检测出机械设备存在的断裂隐患，从而延长设备的使用寿命。
参考文献
[1]郝红力，丁建人，李海超，杨宏科.大型铸件改焊接结构的研究与推广[J].装备制造技术，2015（12）.
[2]张胜跃，卿黎，张宇栋.焊接结构承压管道有限元与可靠性分析[J].焊管，2016（01）.
管道疲劳寿命 篇4
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
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某型飞机机翼Ⅱ梁框疲劳寿命研究 篇5
某型飞机机翼Ⅱ梁框是重要的受力部件,必须准确估计疲劳寿命,以预防疲劳事故的发生.采用名义应力法和局部应变法两种方法及Miner累积损伤理论估计疲劳裂纹形成寿命;在随机载荷谱转化为等幅载荷谱的基础上通过Walker方程求得疲劳裂纹扩展寿命,从而估算出某型飞机机翼Ⅱ梁框的疲劳寿命.估算结果与试验结果吻合很好.
作 者：李曙林 李寿安 LI Shu-lin LI Shuo-an 作者单位：李曙林,LI Shu-lin(西北工业大学,航空学院,西安,710072;空军工程大学,工程学院,西安,710038)
李寿安,LI Shuo-an(西北工业大学,航空学院,西安,710072)
管道疲劳寿命 篇6
关键词： 疲劳寿命； 随机振动； 尾罩； 发射装置； 有限元分析
中图分类号： V241.03文献标识码： A文章编号： 1673-5048（2016）04-0078-03
Abstract： For the problem of fatigue failure on launcher trail cover in random vibration test， the random vibration fatigue life is estimated by finite element method. The stress transfer function is obtained by frequency response simulation. Combined with SN curve of 5A06 aluminium alloy and acceleration power spectral density loads， random vibration fatigue life of trail cover is analyzed by Dirlik method. The results meet the requirements of random vibration test.
Key words： fatigue life； random vibration； trail cover； launcher； finite element analysis
0引言
外挂空空导弹大多采用轨式发射装置进行悬挂和发射[1-2]， 尾罩是某轨式发射装置的一个重要组成部分， 其通过锁钩与发射装置壳体上的挂钩扣合实现固定， 以保证挂飞过程的可靠连接[3-4]。 发射装置作为飞机外挂物在实际飞行中承受多种复杂环境条件的联合作用[5-6]， 其中随机振动载荷对其结构的影响最大， 需要特别关注。 结构振动疲劳是指结构所受动态交变载荷 （如振动载荷等）的频率分布与结构固有频率分布具有交集或相接近，从而使结构产生共振所导致的疲劳破坏现象[7]。
为了确保尾罩在发射装置挂飞过程中的安全可靠， 避免发生疲劳破坏， 首先应能够准确预估其疲劳寿命， 找出振动疲劳的薄弱环节， 进而通过结构优化设计， 提高抗疲劳特性。 本文根据疲劳寿命分析的基本理论， 利用有限元方法对尾罩开展了随机振动载荷下的疲劳寿命分析， 得出疲劳寿命的大小、 分布情况及薄弱环节位置， 验证了尾罩结构设计的合理性。
1振动疲劳寿命分析理论
振动疲劳寿命的计算方法分为基于统计计数的时域分析方法和基于功率谱密度的频域分析方法。 时域分析方法首先要找出结构的危险点， 然后根据危险点的应力（应变）随时间变化的函数关系， 得出应力（应变）的幅值和均值， 再选取合适的损伤累积理论进行寿命估计[8-9]。 该方法计算准确， 但数据处理量非常大， 有限元分析难以实现， 限制了其使用范围。 频域分析方法是利用结构危险点的应力功率谱密度函数， 运用统计原理获得相应功率谱函数的相关统计参数， 同时结合应力幅值的概率密度函数， 选取合适的损伤累积理论进行寿命估计[10-12]。 该方法因计算简单、 无需循环计数而在航空航天等多个领域得到了广泛的应用。
频域分析方法有很多种， 其中Dirlik法是最常用的一种， 其提供了一种更普遍的方法来确定应力振幅的概率密度函数，适用于任何类型功率谱。 Dirlik法是一个通过模拟“雨流计数”得到应力幅值概率密度函数的半经验公式， 由一个指数分布密度函数和两个瑞利分布密度函数叠加而成， 计算结果比较接近试验[13-14]。
航空兵器2016年第4期刘万远等： 随机振动载荷下发射装置尾罩疲劳寿命分析2随机振动疲劳寿命分析流程
随机振动疲劳预估需要三方面的信息： 几何特性、 材料特性和疲劳载荷。 几何特征主要指模型的应力计算结果； 材料特性主要指材料的S-N曲线； 疲劳载荷主要指结构受到的加速度PSD激励。 利用有限元软件开展随机振动疲劳分析主要分为两个步骤： 首先对有限元模型进行频率响应分析， 计算模型的应力传递函数； 再根据材料的S-N曲线和加速度PSD激励计算模型的疲劳寿命， 具体分析流程如图1所示。
图1随机振动疲劳寿命分析流程
3尾罩的有限元模型
该型发射装置尾罩结构简单， 主要由尾罩框、 三个加强框、 尾罩锥及连接框组成， 采用固定式结构， 通过螺钉和发射架相连， 以保护发射架内部组部件， 并与飞机机翼外形相协调， 形成良好气动外形。 根据研究需要， 对尾罩模型进行适当简化， 利用ABAQUS软件建立的有限元模型如图2所示， 其中零件之间有连接关系的地方采用绑定约束， 由于尾罩属于薄板结构， 利用二次单元对其进行网格划分。 激励的输入位置位于连接框的外环面。
尾罩采用钣金+焊接成形， 尾罩框和加强框的材料均采用铝合金板5A06 材料， 通过查阅文献[15]可知， 弹性模量为71 GPa， 泊松比为0.32， 密度为2 640 kg/m3， 材料S-N计算参考曲线如图3所示。
4仿真分析
4.1频响分析
频响分析采用模态叠加法， 目的是得到模型的应力传递函数。 首先开展模态分析， 以获得各阶模态频率和振型， 然后在尾罩激励输入位置施加单位加速度载荷进行稳态动力学分析， 得到模型在不同频率下对应的应力幅值， 为后续开展振动疲劳分析奠定基础。
4.2随机疲劳分析
随机疲劳分析需要三方面的信息： 应力传递函数、 材料S-N曲线和加速度PSD激励。 实际分析中， 往往只给出了发射装置的加速度PSD激励， 且发射装置又包含挂弹和空载两种情况， 需要首先对发射装置整体开展挂弹和空载状态随机振动分析， 得出尾罩激励面处的随机响应， 之后借助数学处理方法对激励面的随机响应进行线性包络， 进而得到尾罩的加速度PSD激励， 如图4所示。
根据频响分析得到应力传递函数、 材料S-N曲线和加速度PSD激励， 利用疲劳分析软件[16]可开展尾罩的振动疲劳寿命分析。 尾罩的疲劳寿命分布云图如图5所示， 其寿命最小位置在后加强框顶面对应的尾罩框架上， 疲劳寿命值为1.661e6 s， 约461.4 h； 取4～6的疲劳寿命分析分散系数， 尾罩寿命约为77～115.4 h， 满足随机振动试验的考核要求。
5结论
研究了频域分析方法中Dirlik法以及疲劳强度理论， 针对尾罩在随机振动试验过程中可能存在的疲劳问题， 利用ABAQUS和nCode疲劳仿真软件联合开展了疲劳寿命有限元仿真， 结果表明尾罩满足随机振动试验的考核要求。 仿真工作是在尾罩结构理想情况下开展的， 实际加工制造过程中可能存在各种工艺缺陷， 譬如焊接缺陷等， 均会造成尾罩振动疲劳寿命的减小， 在严格控制尾罩生产工艺的基础上， 后续要开展相应的环境试验， 以验证结果的准确性。 本文所述方法可用于机械产品多种方案中不同材料的优选以及结构的优化设计， 缩短产品的设计周期， 降低试验费用， 并为结构随机振动疲劳寿命的研究提供参考和依据。
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管道疲劳寿命 篇7
滚动轴承的主要失效形式表现为受变化的接触应力作用而产生的疲劳破坏形式, 即疲劳点蚀失效形式。这种失效形式对机械设备造成的最直接影响和后果, 轻者是导致机器的运转精度下降、产生强烈的噪音, 重者则会使机器失效、甚至还可能造成严重的人身伤亡事故等。
滚动轴承工作时在非稳定的变载荷下循环运转, 各部件处在交变应力下工作, 承载能力逐渐下降, 其疲劳强度在不断地衰减下降, 这是一个长期疲劳损伤的累积连续过程, 接触疲劳强度的下降是导致轴承受损失效的主要原因。根据疲劳损伤累积假说, 对这一过程进行讨论, 以定量确定受损伤滚动轴承的剩余寿命和许用当量动负荷。因此, 掌握滚动轴承在运转中的实际受载情况, 能保证轴承中后期可靠的工作, 做出正确的判断。
2 Miner线性疲劳损伤累积假说
线性疲劳损伤累积假说是指在循环载荷作用下, 疲劳损伤是可以线性地累加的, 各个应力之间相互独立和互不相关, 当损伤累积达到某一数值时, 试件或构件就发生疲劳破坏。线性损伤累积假说中, 典型的是Palmgren-Miner假说, 简称为Miner理论, 这个理论假定:在试件加载过程中, 每一载荷循环掉试件一定的有效寿命分数;疲劳损伤与试件吸收的功成正比, 这个功与应力的作用循环次数和在该应力值下达到破坏的循环次数之比成比例, 试件达到破坏时的总损伤量 (总功) 是一个常量, 它是载荷的简单函数, 且损伤与载荷作用的次序无关;各循环应力产生的所有损伤分量之和等于1时, 试件发生破坏。
Miner (1945年) 将Palmgren (1924年) 提出的疲劳损伤积累与应力循环次数呈线性关系这一假设进行了公式化表示, 并给出了力学前提。他认为, 在某一等幅疲劳应力σj作用下 (对应的等幅疲劳寿命为Lj) , 在每一应力循环里, 材料吸收的净功△W应相等, 当这些被材料吸收的净功达到临界值W时, 疲劳破坏发生。其数学表达结果如下
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在变幅应力σ1、σ2、…、σn作用下, 各应力水平的等幅寿命为Li, 实际循环数为li, 产生的净功为Wi, 当∑Wi=W时, 疲劳破坏发生, 且有
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式 (2) 是Miner线性疲劳损伤累积假说的数学表达式。
3 应用疲劳损伤累积假说计算相当载荷pm
计算滚动轴承寿命的传统方法是建立在瑞典G.Lundberg和A.Palmgren的滚动接触疲劳理论基础上, 该理论首先假定滚动轴承的疲劳寿命符合二参数Weibull分布, 并以此为基础, 推导出轴承可靠度为90%时轴承基本额定寿命L10, 即
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式中 C——轴承的额定动负荷;
P——轴承的当量动负荷;
ε ——寿命指数 (球轴承ε =3;滚子轴承ε =10/3) 。
(3) 式也是滚动轴承载荷—寿命曲线的解析式, 国际标准化组织把Lundberg-Palmgren理论确定为计算轴承寿命的基础并编入现行的ISO281-1997标准中。
滚动轴承工作时, 各部件处在交变应力下工作, 其接触疲劳寿命的下降是导致轴承受损失效的主要原因。基于滚动轴承寿命与载荷之间关系 (P-L) , 结合受损伤轴承已经历的工作情况, 如各阶段承受的当量动负荷pi和运转次数li, 对滚动轴承在其逐步受损过程中, 疲劳寿命不断下降的情况予以讨论。
轴承的寿命L与其所承受的负荷大小有关, 工作负荷越大, 寿命越短。在可靠度为90%的情况下, 基本额定寿命L10与当量动负荷P之间的关系 (3) 式可写为:
Pε L10=Cε =常数 (4)
设滚动轴承顺次地在当量动载荷P1、P2…Pi…Pn下工作, 其相应的转速为n1、n2…ni…nn, 轴承在每种工作状态下的运转时间与总运转时间之比为q1、q2…qi…qn。根据Miner线性疲劳损伤累积假说, 应力每循环一次, 都将使零件造成一次寿命损失。针对某次的应力循环, 其载荷为Pi, 实际运转次数li, 相应载荷Pi作用下的寿命Li, 其造成的寿命损失率可写为li/Li。对于轴承理论上达到疲劳寿命极限时, 即
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将公式 (4) 代入式 (5)
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化简得
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对于每种轴承、额定动负荷C是常量, 从式 (6) 可看出, 滚动轴承在各组次应力循环的作用下, 疲劳寿命在逐步衰减。当公式 (6) 为零时, 即可视为轴承完全疲劳失效。
假设轴承在载荷P1、P2…Pi…Pn作用下总共工作H时间后, 轴承寿命达到了极限状态, 则在Pi作用下的实际载荷循环次数li为
li=niqiH (7)
假设用一个相当的载荷Pm来代替所有载荷的作用, 并在作用lm次后达到极限状态, 则按式 (4) 得
Pεmlm=PεiLi
即undefined
将式 (7) 、 (8) 代入式 (5) 得
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引入计算转速nm=n1q1+n2q2+…+niqi+…+nnqn, 因此所有载荷作用次数的总和lm=n1q1H+n2q2H+…+niqiH+…+nnqnH=nmH
而式 (9) 变为undefined
即undefined
4 受损伤滚动轴承疲劳寿命衰减计算
对于滚动轴承疲劳寿命的衰减, 在轴承经历了各组次应力循环后, 可分两种型式来考虑: (1) 根据轴承将要承受的当量动负荷Pm来确定受损后轴承可运行的总转数, 即轴承的剩余寿命Lm; (2) 根据轴承后期工作需要, 设定受损滚动轴承预期寿命Lm, 来确定此时轴承能承受的最大当量动负荷, 即许用当量动负荷Pm。
将式 (6) 写成
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若设定轴承已运转了 (m-1) 次的应力循环, 那么根据式 (11) 可得计算受损伤滚动轴承的剩余寿命Lm。
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5 结论
(1) 应用疲劳损伤累积假说计算相当载荷Pm和受损伤滚动轴承疲劳寿命衰减计算公式。
(2) 根据疲劳损伤累积假说, 对这一过程进行讨论, 以定量确定受损伤滚动轴承的剩余寿命和许用当量动负荷。
摘要：根据疲劳损伤累积假说, 对接触疲劳强度的下降导致轴承受损失效的主要原因进行讨论, 以定量确定受损伤滚动轴承的剩余寿命和许用当量动负荷。
关键词：滚动轴承,疲劳寿命,线性疲劳损伤累积假说
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