疲劳磨损寿命论文（共5篇）
疲劳磨损寿命论文 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.
疲劳磨损寿命论文 篇2
针对腐蚀环境下飞机结构疲劳寿命评定问题,研究了恒幅应力水平下的`地面停放预腐蚀影响系数C模型,根据统计分析推导出C曲线的关系式;疲劳试验数据分析结果建立了预腐蚀影响系数C模型.结果表明,随着腐蚀时间的增加,疲劳寿命影响系数C不断下降;同一时间下,应力水平S高,影响系数C大;应力水平S低,影响系数C小;在一定的腐蚀疲劳条件(时间、应力水平)下,可求出任一给定可靠度p时的Cp值和疲劳寿命预测值.
作 者：赵海军 金平柳文林 杨晓华 ZHAO Hai-jun JIN Ping LIU Wen-lin YANG Xiao-hua 作者单位：赵海军,柳文林,ZHAO Hai-jun,LIU Wen-lin(海军航空工程学院研究生队,烟台,264001)
金平,杨晓华,JIN Ping,YANG Xiao-hua(海军航空工程学院青岛分院,青岛,266041)
疲劳磨损寿命论文 篇3
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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焊接部件全寿命疲劳分析 篇4
在产品设计中,许多部位采用焊接连接,这种连接方式会在焊缝处不可避免地存在各种缺陷,常发生开焊、开裂甚至断裂等现象。对于不同类型的焊接结构,由于焊接接头的疲劳强度与母材静强度、焊缝金属静强度、热影响区的组织性能以及焊缝金属强度匹配没有必然的关系,因此其疲劳强度需要特别考虑。
目前,产品设计中已大量使用计算机仿真技术,在提前确保产品的可靠性、降低故障率等方面常利用有限元大型仿真软件技术来分析产品的疲劳强度。这种方式对疲劳寿命设计有较大帮助,利用有限元疲劳仿真分析并计算出零部件表面的疲劳寿命分布,可在产品设计阶段就明确零部件的疲劳寿命薄弱位置,再通过进一步的修改设计能预先避免一些不合理的寿命分布。因此,该方法能够减少试验样机的数量,缩短产品的开发周期,进而降低开发成本,提高市场竞争力。
1构件疲劳分析理论基础
产品在实际工程运用中,其疲劳现状有许多种类,如机械疲劳、接触疲劳、热疲劳等。大多数时候,这些疲劳现象多是疲劳破坏区,疲劳是产品焊接部位发生破坏的地方,也是产品使用过程中出现故障率最高的地方。疲劳破坏特征的主要表现:
(1)疲劳断裂形式与脆性断裂形式从概念上有明显的区别。虽然两者断裂时形变都很小,但疲劳断裂需要有多次载荷加载,而脆性断裂一般不需要多次载荷加载;疲劳裂纹的扩展时间缓慢,有时需要数年,而结构脆断则是瞬时完成的;疲劳断裂和脆性断裂受温度的影响是不同的,对于脆性断裂来说,温度的影响是随着温度的降低危险性增大,但疲劳强度不会;此外,疲劳断裂和脆性断裂相比还有不同的断口特征。
(2)疲劳强度难以准确定量确定。疲劳过程受相互关联的诸多因素影响,往往在同一组试验中或同一个问题不同试验之间均存在试验结果不集中现象,因此难以准确预测。如果仅依靠一般的技术资料和理论知识而不直接进行实际工作条件下的疲劳强度试验,那么这种预测的可靠性只能作为表征设计、制造和使用等工作是否恰当的一种指标。
(3)疲劳破坏一般是从应力集中的地方开始,而焊接结构的疲劳又往往是从焊接接头处开始产生。对于金属结构的疲劳抗力常取决于其本身材料、构件的形状、尺寸大小、表面状态等。任何材料的疲劳断裂过程都经历裂纹萌生、稳定扩展和失稳扩展(即瞬时断裂)3个阶段。
2疲劳寿命估算方法
2.1名义应力法
名义应力法是最早出现的一种安全疲劳寿命估算方法,该方法以构件危险点的名义应力为出发点。在计算名义应力时,把构件或材料看成是理想的连续体,且所受载荷较小,应力与应变成线性关系。在构件危险部位及其疲劳载荷谱已经确定的情况下,用名义应力法估算一般构件的疲劳寿命时,首先得出构件的应力-寿命(即S-N)曲线,如果需要可靠性寿命估算,则需要得出构件的P-S-N曲线(P为可靠度)。
2.2局部应力-应变法
局部应力-应变法是在20世纪70年代中期发展起来的一种估算疲劳裂纹所形成部件寿命的估算方法。该方法构件的疲劳破坏总是发生在应力集中的局部危险区域,其疲劳性能取决于该局部的应力-应变状态,在估算裂纹的形成寿命时,首先要确定构件的应力集中部位,并进行局部应力应变分析。应力-应变分析较精确的方法有弹塑性有限元法或试验应力分析法,但工程上常采用比较简便实用的近似方法,如Neuber法、修正Neuber法或修正Stowell法等,其中应用较广的是修正Neuber法,在应力-应变分析中需要用到材料的循环应力-应变曲线。
2.3断裂力学方法
断裂力学是研究具有初始缺陷的材料和结构在各种使用环境下裂纹的扩展、失稳和止裂的规律,并以裂纹的尺寸大小和裂纹的扩展速率为结构损伤的判据,来估算疲劳裂纹的扩展寿命(即剩余寿命)。
3 MSC.Fatigue疲劳寿命分析
3.1 MSC.Fatigue特点
MSC.Fatigue是专用疲劳分析有限元软件。该软件可灵活用于预测多种复杂零件或不同结构的疲劳寿命,能对产品的设计初级阶段提供疲劳分析,从而优化产品的寿命;进一步预测产品在任何与时间相关或频率相关的荷载作用下的寿命,并优化产品的重量和形状。
MSC.Fatigue作为专业的耐久性疲劳寿命分析软件系统,可用于结构的初始裂纹分析、裂纹扩展分析、应力寿命分析、焊接寿命分析、整体寿命预估分析、疲劳优化设计、振动疲劳分析、多轴疲劳分析等等。该软件还能够可视化疲劳分析各类损伤、寿命结果。
3.2应用MSC.Fatigue对焊接部件进行疲劳分析
几何模型与加载如图1所示,简单的支架结构的设计寿命为61 320h(约7年),载荷作用在焊接的短截面端部,组件主梁的2个端面被约束。工作状况:组件经历载荷方向的载荷为3000lbs,随后经历相反方向的载荷为7000lbs,载荷周期为0.5h。设定破坏发生在焊接处,要求只有4%的破坏率。
其静力有限元分析结果(von Mises应力分布)如图2所示。
3.2.1结构的疲劳特性(结构S-N曲线)
焊接结点的S-N特性数据见表1,可通过测量研究点附近的应力-应变情况获得。
S-N曲线可由下式给出:
式中,UTS为材料极限强度值;S为应力值;N为周期寿命。由给定的数据生成的S-N曲线如图3所示。
3.2.2疲劳加载工况
组件先经历载荷方向的载荷3000lbs,随后经历相反方向的载荷7000lbs,载荷周期为0.5h,在MSC.Fatigue中可表示为如图4所示周期荷载。
3.2.3疲劳计算
疲劳计算结果如图5所示。结点514疲劳寿命见表2。
由表2可知,结点514寿命周期大约为1303,即6515h,不满足设计要求(设计寿命约为61320h)。进一步可进行危险点的优化设计(分别考虑荷载和材料疲劳属性)。Fatigue后处理(基于Patran)可以分析塑性、几何形状、残余应力、表面状态对材料疲劳特性的影响。
4结语
需要说明的是,允许4%破坏率的焊接部件,在疲劳计算中需要设置96%的可靠度,而对于没有指定破坏率的情况下,疲劳分析软件一般默认其可靠度为50%。在用MSC.Fatigue进行疲劳分析时,设定较高的可靠度得到的预期寿命值比设定较低可靠度时的小,但更能保证结构在预期寿命内无故障工作;反之,设定较低的可靠度,得到的预期寿命值相对偏大,但结构在预期寿命内出现故障的可能性提高。需要设置怎样的可靠度,可根据结构的具体工作情况而定。
摘要：采用计算机仿真软件MSC.Fatigue预先分析焊接部件的全寿命,可提高产品的可靠性,降低故障的发生率,有利于节约成本、优化产品设计。
关键词：疲劳断裂,焊接,全寿命,仿真
参考文献
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疲劳磨损寿命论文 篇5
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
参考文献
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