振动疲劳试验

2024-06-15

振动疲劳试验（通用6篇）

振动疲劳试验篇1

引言

众所周知, 航空涡轮发动机的关键部件———发动机叶片的劣势为:工作环境复杂、数量多、叶片故障占比例大。在研制新型发动机中, 为提高叶片性能常需要投入大量的人力、物力、财力。在航空涡轮发动机中, 叶片容易产生振动。国内外大量数据统计数据表明, 叶片故障大部分是振动引起的。而对于发动机的核心技术中国长期受到外国技术的控制, 中国能借鉴的技术资料少之又少, 我国现在是孤军奋战。在中国为了发展航空领域发展, 对于叶片相关研究, 不仅仅需要现有的资料, 还需要有大量的试验支撑。钛合金具有强度高、耐腐蚀好、耐热性高等特点。自上世纪中期开始钛合金逐步被世界发达国家重视[1]。近年来, 钛合金成为航空航天领域的重要材料, 在涡轮发动机中压气机盘与叶片广泛采用。本实验是针对钛合金的振动疲劳试验, 这是为了在今后设计、制造和使用中为确定其可靠性水平进行的试验研究, 为飞机发动机可靠性设计、故障分析提供技术数据。

1 叶片疲劳试验目的

在发动机工作过程中叶片如同一个个悬臂梁, 在受到气体产生的振动后, 叶片将受到更多的振动载荷。叶片在实践工作中受到众多形式的振动影响, 其中以弯曲疲劳断裂失效最为常见, 并且危害最大。通过表1统计资料可以看出叶片振动疲劳是导致叶片的故障原因, 振动疲劳断裂甚至将造成发动机及其危险的重点事故。

叶片断裂是从裂纹产生、裂纹发展直至断裂几个过程逐步发展产生的。通过对振动疲劳断裂的研究可以看出断裂正是遵循疲劳断裂的规律, 在振动循环力与叶片内里相互影响来实现的。当内力超过裂纹产生的振动力时叶片将不会出现振动疲劳断裂, 反之则会出现。因此, 本实验采用弯曲疲劳加载试验获得数据[2]。

2 弯曲疲劳试验系统

弯曲疲劳试验是利用振动试验系统完成的, 该系统主要由振动台、专用夹具、传感器、测量放大器、频率计、动态应变检测系统、功率放大系统和振荡器等组成, 如图1所示。振动发生系统产生振动并传至振动台;通过调整频率, 被夹具固定在振动台上的工件类似悬臂梁, 将处弯曲谐振下, 通过功率放大器的作用加载使叶片振动振幅增大;并产生一阶弯曲, 利用传感器及检查系统得到数据;通过应力幅, 叶片位移, 与系数的关系来处理数据。

3 试样要求及数据分析

标准试样采用某Ti AL合金材料, 试样尺寸为:L1=10 mm, L2=10 mm, L3=5 mm, L4=3.2 mm, R1=3 mm, R2=1 mm, h=3 mm, b=10 mm, 试样去注意消除表面加工缺陷同时保证光洁度达。在振动台终端对试样进行牢固固定。

试验结果分析:通过钛合金弯曲振动疲劳试验的疲劳寿命曲线分析 (图2) 可以看出。在改系统钛合金试验加载方式下, 曲线是一个连续下降型曲线, 当在106循环周期内, 曲线图形的下降趋势近似平缓。当到循环2×106次时应力迅速下降, 因此对于发动机转子叶片在该区域要注重可靠性研究。

4 结语

模拟钛合金叶片材料的工作环境下的振动失效, 具有工程应用指导意义。通过分析可以看出对叶片分析失效在循环2×106~2×107次也会产生失效, 而对于高周试验研究较少, 应加大研究。

参考文献

[1]李重河, 朱明, 王宁, 等.钛合金在飞机上的应用[J].稀有金属, 2009, 33 (1) :84-91.

[2]赵萍, 何清华, 杨治国.航空发动机叶片疲劳断裂研究领域与方法概述[J].航空发动机, 2009 (3) :58-61.

振动疲劳试验篇2

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。

参考文献

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[11]WEIBULL W.A statistical distribution function of wide applicability[J].Journal of Applied Mechanics,1951,18(2):293-297.

振动疲劳试验篇3

工程实践中,板的应用十分广泛,如飞机、导弹、火箭、发动机等机械产品中都有各种各样的板结构,而且任何构件都不可避地存在裂纹型损伤。

振动激励下,含裂纹板的动力学特性十分复杂,导致机械设备时常发生突如其来的失效。尤其当板内含有面力作用时,板的非线性响应对疲劳裂纹扩展具有重要的影响。

近几十年来,人们针对含裂纹板的振动分析与损伤识别做了大量的工作。Khadem等[1,2]基于局部柔度,提出一种含裂纹板的振动分析方法。Okamura等[3]研究了压力作用下含裂纹矩形截面柱的横向挠度、承载性能和应力强度因子等。Krawczuk等[4]运用多种方法研究了含裂纹板的波传播及损伤识别。Wu等[5]分析了面内周期载荷激励下含裂纹板的振动不稳定性及其非线性响应特性。

尽管研究者针对含裂纹板的振动分析做了大量的相关工作,但是含裂纹板所涉及的振动与裂纹扩展耦合关系目前还很少有人研究。如何预报含裂纹板的振动疲劳裂纹扩展寿命以及分析振动对裂纹扩展规律的影响,很大程度上依赖于有效的含裂纹板振动疲劳耦合分析模型。利用Rice和Levy的研究成果[6],Israr[7]基于一系列简化条件推导了含裂纹板的振动分析模型。但是,Israr在推导振动方程的裂纹项时假定拉应力与弯曲应力之间存在确定的比例关系,使得该方程无法分析含裂纹板的振动与裂纹扩展的耦合关系。

为此,本文利用拉应力与弯曲应力间的一般关系式形成方程的裂纹条件,建立含裂纹板的振动疲劳耦合分析模型,并应用Paris方程模拟裂纹扩展,探讨含裂纹板的振动疲劳裂纹扩展行为。

1 含裂纹板的振动方程

在忽略转动惯量和沿厚度剪力的情况下,板振动方程的经典形式如下:

式中,w为横向位移;Pz为单位面积载荷;ρ为密度;h为板厚;nx、ny分别为单位长度沿x、y方向的拉伸面力;nxy为Oxy平面单位长度上的剪切面力;D为弯曲刚度;E为弹性模量;ν为泊松比。

如果板表面含有裂纹,则不能直接应用上述方程。实际上,裂纹的存在相当于在无损结构内部引入了局部柔度。换言之,也可以采用附加载荷等效代替裂纹的作用。为抽象出力学模型,假设板结构满足以下条件:①板材料为完全弹性、均质、各向同性,板的厚度均匀,远小于其他尺寸;②所有应变分量足够小,满足胡克定律要求;③横向的正应力分量相对其他应力分量很小,在应力应变关系中忽略不计;④忽略剪切变形,并且截面满足平面假设;⑤忽略转动惯量与剪力。

在力学平衡分析的基础上,利用Kirchhoff薄板弯曲理论,可以推导出含裂纹板的运动方程:

$\begin{array}{l} ρ h \frac{\partial^{2} w}{\partial t^{2}} + D [C X 4] \nabla [C X]^{4} w = n_{x} \frac{\partial^{2} w}{\partial x^{2}} + 2 n_{x y} \frac{\partial^{2} w}{\partial x \partial y} + \\ n_{y} \frac{\partial^{2} w}{\partial y^{2}} + \frac{\partial^{2} \bar{Μ}_{x}}{\partial x^{2}} + \bar{n}_{x} \frac{\partial^{2} w}{\partial x^{2}} + \frac{\partial^{2} \bar{Μ}_{y}}{\partial y^{2}} + \bar{n}_{y} \frac{\partial^{2} w}{\partial y^{2}} + Ρ_{z} (2) \end{array}$

式中, $\bar{n}_{x}$ 、 $\bar{n}_{y}$ 分别为因裂纹引起局部柔度增大而形成的沿x与y方向的单位长度附加面力; $\bar{Μ}_{x}$ 、 $\bar{Μ}_{y}$ 分别为因裂纹引起的沿x与y方向的单位长度附加弯矩。

式(2)中,Pz为0时就是自由振动情况,w必须满足板的位移边界条件。现假设平板内部裂纹与x方向平行,且只作用nx,则式(2)可简化为

$ρ h \frac{\partial^{2} w}{\partial t^{2}} + D$ ∇ $^{4} w = n_{x} \frac{\partial^{2} w}{\partial x^{2}} + \frac{\partial^{2} \bar{Μ}_{y}}{\partial y^{2}} + \bar{n}_{y} \frac{\partial^{2} w}{\partial y^{2}} + Ρ_{z}$ (3)

含表面裂纹的弹性板裂纹位置的名义拉应力、弯曲应力与远离裂纹处的名义拉应力、弯曲应力间有如下关系[6]:

σ=[(1+γ αbb)σ∞-η αtbσb∞]/Q (4)

σbb=[-γ αtbσ∞+(1+η αtt)σb∞]/Q (5)

η=(1-ν2)h/(2a)

γ=3(3+ν)(1-ν)h/(2a)

Q=(1+η αtt)(1+γ αbb)-η γ(αtb)2

αtt=290.18ζ10-460.87ζ 9+437.12ζ 8-211.98ζ 7+

99.19ζ 6-33.64ζ 5+18.6ζ 4-0.54ζ 3+1.97ζ 2

αbb=61.58ζ10-127.86ζ 9+147.8ζ 8-103.66ζ 7+

63.77ζ 6-31.34ζ 5+14.46ζ 4-3.29ζ 3+1.98ζ 2

αtb=133.68ζ10-244.67ζ 9+257.08ζ 8-153.95ζ 7+

84.07ζ 6-34.87ζ 5+16ζ 4-1.91ζ 3+1.97ζ 2

式中,σ、σbb分别为裂纹位置表面名义拉应力和弯曲应力;σ∞、σb∞分别为远离裂纹处的名义拉应力和弯曲应力;αbb、αtt、αtb为量纲一局部柔度;a为裂纹半宽;ζ为相对裂纹深度。

实际上,σ∞、σb∞与裂纹截面处无裂纹时的名义应力大小是一致的,表达式为

σ∞=N∞/h=∫ $_{- h / 2}^{h / 2}$ (τij(x,0,z)/h)dz (6)

σb∞=6M∞/h2=∫ $_{- h / 2}^{h / 2}$ (6z τij(x,0,z)/h2)dz (7)

式中,N∞、M∞分别为y=0处沿y方向单位长度上的拉力和弯矩;τij(x,0,z)为y=0处截面的应力。

若用拉力与弯矩代替式(4)和式(5)中的名义拉应力与名义弯曲应力,可得到裂纹引起的附加拉力与附加弯矩。根据裂纹使结构总体刚度下降的特性,得到裂纹项的表达式为

$\bar{n}_{y} = [- (1 + γ α_{b b}) Ν_{\infty} + 6 η α_{t b} Μ_{\infty} / h] / Q$ (8)

$\bar{Μ}_{y} = [γ α_{t b} h Ν_{\infty} / 6 - (1 + η α_{t t}) Μ_{\infty}] / Q$ (9)

把式(8)和式(9)代入式(3),整理得

$\begin{array}{l} D [C X 4] \nabla [C X]^{4} w = Ρ_{z} - ρ h \frac{\partial^{2} w}{\partial t^{2}} + n_{x} \frac{\partial^{2} w}{\partial x^{2}} - \\ ϕ Ν_{\infty} \frac{\partial^{2} w}{\partial y^{2}} - φ \frac{\partial^{2} Μ_{\infty}}{\partial y^{2}} + λ Μ_{\infty} \frac{\partial^{2} w}{\partial y^{2}} (10) \end{array}$

其中,N∞由薄板的中面应变确定,而M∞由Kirchhoff薄板内力条件确定,其他各参数具体表达式如下:

$Μ_{\infty} = - D (\frac{\partial^{2} w}{\partial y^{2}} + v \frac{\partial^{2} w}{\partial x^{2}})$

ϕ=(1+γ αbb)/Q

φ=(1+η αtt)/Q

λ=6η αtb/(hQ)

2 振动分析

振动问题中,转动惯量和剪切变形对高阶模态的影响比对低阶模态的影响更为明显,使得振动分析时的数学处理非常困难。为简化分析,只考虑第一阶模态的贡献,利用Galerkin方法可把含裂纹板简化为一单自由度振动系统。板振动最常用的解的形式为

$w (x, y, t) = \sum_{q = 1}^{\infty} \sum_{p = 1}^{\infty} A_{p q} X_{p} Y_{q} ψ_{p q} (t)$ (11)

式中,Xp、Yq为含裂纹板的振型函数;Ap q为任意幅值;ψp q(t)为与时间有关的模态坐标。

用δ函数把横向集中力表示为均布载荷:

$\bar{Ρ}_{z} = Ρ_{0} (t) δ (x - x_{0}) δ (y - y_{0})$ (12)

将式(11)和式(12)代入式(10),整理后得

$\begin{array}{l} ρ h \ddot{ψ}_{p q} A_{p q} X_{p} Y_{q} / D + [(Y_{q} X_{p}^{(4)} + 2 X^{″}_{p} Y^{″}_{q} + X_{p} Y_{q}^{(4)}) - \\ φ (X_{p} Y_{q}^{(4)} + ν X^{″}_{p} Y^{″}_{q})] A_{p q} ψ_{p q} + λ [X_{p}^{2} (Y^{″}_{q})^{2} + \\ ν X_{p} Y_{q} X^{″}_{p} Y^{″}_{q}] A_{p q}^{2} ψ_{p q}^{2} + \\ (- n_{x} X^{″}_{p} Y_{q} + ϕ Ν_{\infty} X_{p} Y^{″}_{q}) A_{p q} ψ_{p q} / D = \\ Ρ_{0} (t) δ (x - x_{0}) δ (y - y_{0}) / D (13) \end{array}$

Berger[8]运用中面应变第二项不变量引起的应变能确定了与板厚相同量级的板的变形。利用该方法可获得沿x和y方向单位长度上的面力nx和N∞的表达式:

nx=DF1p qA2p qψ2p q (14)

N∞=DF2p qA2p qψ2p q (15)

$F_{1 p q} = \frac{6}{h^{2} l_{1} l_{2}} \sum_{q = 1}^{\infty} \sum_{p = 1}^{\infty} \int_{0}^{l_{1}} \int_{0}^{l_{2}} [(X^{'}_{p})^{2} Y_{q}^{2} + ν (Y^{'}_{q})^{2} X_{p}^{2}] d x d y$

$F_{2 p q} = \frac{6}{h^{2} l_{1} l_{2}} \sum_{q = 1}^{\infty} \sum_{p = 1}^{\infty} \int_{0}^{l_{1}} \int_{0}^{l_{2}} [(Y^{'}_{q})^{2} X_{p}^{2} + ν (X^{'}_{p})^{2} Y_{q}^{2}] d x d y$

将式(14)和式(15)代入式(13)并对等式左右每项分别乘以Xp、Yq,沿整个板面积分得

$Μ_{p q} \ddot{ψ}_{p q} + Κ_{p q} ψ_{p q} + Η_{p q} ψ_{p q}^{2} + G_{p q} ψ_{p q}^{3} = Ρ_{p q}$ (16)

$Μ_{p q} = \frac{ρ h}{D} \sum_{q = 1}^{\infty} \sum_{p = 1}^{\infty} A_{p q} \int_{0}^{l_{1}} \int_{0}^{l_{2}} X_{p}^{2} Y_{q}^{2} d x d y$

$Κ_{p q} = \sum_{q = 1}^{\infty} \sum_{p = 1}^{\infty} A_{p q} \int_{0}^{l_{1}} \int_{0}^{l_{2}} [- φ (X_{p} Y_{q}^{(4)} + ν X^{″}_{p} Y^{″}_{q}) +$

YqX(4)p+2X″pY″q+XpY(4)q]XpYqdxdy

$Η_{p q} = \sum_{q = 1}^{\infty} \sum_{p = 1}^{\infty} λ A_{p q}^{2} \int_{0}^{l_{1}} \int_{0}^{l_{2}} X_{p} Y_{q} [(X_{p} Y^{″}_{q})^{2} +$

ν X″pYqXpY″q]dxdy

$G_{p q} = \sum_{q = 1}^{\infty} \sum_{p = 1}^{\infty} A_{p q}^{3} \int_{0}^{l_{1}} \int_{0}^{l_{2}} X_{p} Y_{q} (- F_{1 p q} X^{″}_{p} Y_{q} +$

ϕ F2p qXpY″q)dxdy

Pp q=P0(t)Qp q/D

Qp q=Xp(x0)Yq(y0)

式中,Mp q为广义质量;Kp q为广义刚度;Hp q为方程的二次非线性项;Gp q为方程的三次非线性项。

假设含裂纹板受到弱线性阻尼的作用,在正弦激励力P0(t)=pcosΩp qt的作用下,振动方程变为

$\begin{array}{l} \ddot{ψ}_{p q} + 2 μ \dot{ψ}_{p q} + ω_{p q}^{2} ψ_{p q} + α_{p q} ψ_{p q}^{2} + \\ β_{p q} ψ_{p q}^{3} = χ_{p q} p \cos Ω_{p q} t / D (17) \end{array}$

ω2p q=Kp q/Mp q

αp q=Hp q/Mp q

βp q=Gp q/Mp q

χp q=Qp q/Mp q

式中,μ为阻尼系数;ωp q为固有频率。

3 振动疲劳裂纹扩展

研究表明,在中低应力且平均应力很小的状态下,Paris方程能很好地模拟裂纹扩展:

$\frac{d a}{d Ν} = C (Δ Κ)^{m}$ (18)

式中,a为裂纹半宽;N为振动次数;ΔK为动应力强度因子;C、m为试验常数。

通常而言,动应力强度因子与裂纹长度的关系可按下式确定:

$Δ Κ = F (ζ) Δ σ_{d} \sqrt{π a}$ (19)

式中,F(ζ)为裂纹修正因子;Δσd为动应力振幅。

求解式(17)便可得到板裂纹位置的动应力响应幅值。但是考虑到相同结构内含不同长度的裂纹时,其动态特性必然不同,从而会影响结构的动响应并导致裂纹尖端应力场强发生变化。所以,振动与裂纹扩展之间存在耦合关系,即在振动作用下裂纹可能扩展,裂纹扩展会改变板的振动特性,同时反作用于板的裂纹扩展特性。但是,传统的疲劳裂纹扩展分析却忽略了这层耦合关系,这与实际情形不符。因此,振动作用下不能直接采用Paris方程估算结构疲劳寿命。本文把每振动一次得到的动应力幅值近似为恒定值,代入式(19)求解动应力强度因子,并积分式(18)得到每振动一次产生的裂纹增量Δaj。在动应力作用下,振动i次后总的裂纹半宽可由叠加法计算:

$a_{t o t a l} = a_{0} + \sum_{j = 1}^{i} Δ a_{j}$ (20)

式中,a0为初始裂纹半宽;Δaj为第j次振动的裂纹半宽增量;i为总振动次数。

为方便分析结构裂纹扩展行为,忽略非线性引起的动响应。估算结构裂纹扩展寿命时,主要采用以下失效准则:

(1)几何极限准则。当裂纹板的相对裂纹宽度达到0.03时,即认为结构失效。

(2)失稳断裂准则。当应力强度因子达到材料断裂韧性时,即认为结构发生失稳断裂。

4 算例分析与讨论

以双边悬臂含裂纹板为研究对象,如图1所示。板的尺寸为长l1、宽l2、厚h,l1≫h、l2≫h。裂纹位于板的中心且与x轴平行,外部载荷 $\bar{Ρ}_{z}$ 位于(x0,y0)。把厚为h的含裂纹板简化为一带中心裂纹的薄板,并假定裂纹只沿x方向径直扩展,在厚度方向不发生变化。

对于含裂纹双边悬臂板,为简化分析起见,假设其振型函数如下[9]:

Xp=cos(λpx/l1)-cosh(λpx/l1)-

κp(sin(λpx/l1)-sinh(λpx/l1))

Yq=cos(λqy/l2)-cosh(λqy/l2)-

κq(sin(λqy/l2)-sinh(λqy/l2))

式中,λp、λq、κp、κq为模态振型常数,对于第一阶模态,λ1=1.8751、κ1=0.734。

4.1 固有频率分析

假设板的材料为铝合金[7],其机械性能取弹性模量E=70.3GPa,密度ρ=2660kg/m3,泊松比ν=0.33,相对裂纹深度ζ=0.6。

如表1所示,利用本文模型计算得到的结果与文献[7]的结果十分吻合。这说明本文推导的含裂纹板振动分析模型可用于板的振动疲劳分析。分析表明,板的裂纹越小,固有频率的变化速度随板厚增大变化越快,如图2所示。但在板厚不同时,固有频率的变化随裂纹扩展下降趋势基本一致,见图3。

1.a=0 2.a=10mm 3.a=20mm 4.a=30mm

1.h=10mm 2.h=20mm 3.h=30mm 4.h=40mm

4.2 疲劳裂纹扩展分析

假设板的尺寸为:l1=1m,l2=1m,ζ=0.6,初始裂纹半宽a0=0.001m。材料是低碳合金钢[10],其机械性能如下:弹性模量E=210GPa,材料密度ρ=7860kg/m3,材料强度极限σb=723.45MPa,材料的泊松比ν=0.33,材料的断裂韧性KC=1172.2MPa·m1/2。结构疲劳裂纹扩展试验常数取:C=3.0093×10-32、m=3.3。计算步长ΔN=1;激振力幅值取10N,保持不变。根据裂纹类型及其加载情况,本文F(ζ)的表达式为[11]

FI1(ζ)=1+0.128ζ-0.288ζ2+1.525ζ3

数值分析表明:

(1)共振激励下,疲劳裂纹扩展的阻尼效应十分明显,随着阻尼因子的增大,振动疲劳裂纹扩展速率迅速降低,见图4。

1.r=0.0001 2.r=0.000 12 3.r=0.000 14

(2)激励力的加载位置对振动疲劳裂纹扩展速率具有重要作用,加载位置越远,裂纹扩展速率越大,见图5。

1.x0=0.375m,y0=0.375m 2.x0=0.375m,y0=0.5m 3.x0=0.5m,y0=0.5m 4.x0=0.375m,y0=0.75m

(3)激励频率ω对振动疲劳裂纹扩展寿命的影响十分明显,激励频率等于固有频率时,疲劳裂纹扩展速率随着疲劳裂纹扩展急剧增大;若激励频率高于或低于固有频率,但不相交时,结构裂纹扩展速率极小,甚至可能发生止裂现象,见图6。

1.ω/ωn=0.98 2.ω/ωn=0.99 3.ω/ωn=1 4.ω/ωn=1.01 5.ω/ωn=1.02

5 结论

(1)利用附加载荷等效代替裂纹作用,通过力学平衡原理推导了含裂纹板的振动方程;利用拉应力与弯曲应力间的一般关系式形成裂纹条件推导了含裂纹板的振动疲劳耦合分析模型;通过Galerkin法将含裂纹板简化为单自由度系统,并利用Berger经验公式将板的振动方程变成具有二、三次非线性项的振动方程;应用Paris方程模拟裂纹扩展,考虑振动与裂纹扩展耦合关系讨论了振动疲劳裂纹扩展行为。

(2)分析表明,固有频率与裂纹扩展以及板的厚度变化有密切联系;激励力的位置和激励频率都会影响裂纹扩展速率,共振裂纹扩展的阻尼效应显著。

摘要：为提高含裂纹板的振动疲劳分析精度,提出一种振动疲劳裂纹扩展耦合分析方法。首先,利用附加载荷等效代替裂纹作用,由力学平衡原理推导含裂纹板的振动方程,基于Rice与Levy应力关系式形成方程的裂纹项;然后,运用Paris方程模拟裂纹扩展,通过振动分析与裂纹扩展计算同步进行的方式考虑振动与裂纹扩展的耦合作用,讨论振动对含裂纹板裂纹扩展的影响。分析表明,结构固有频率与裂纹大小和板厚密切相关;阻尼大小和激振力变化对裂纹扩展速率的影响显著。

关键词：振动疲劳,裂纹扩展,固有频率,含裂纹板

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振动疲劳试验篇4

尾灯支架在汽车正常行驶过程中会受到各种动态载荷作用 (如来自路面的激励) , 使得尾灯支架产生振动, 如果振动幅值较大就会引发振动疲劳破坏。

振动疲劳是结构件受到与其自身固有频率接近的动态载荷 (如振动、冲击或噪声载荷等) , 使结构产生共振从而导致的疲劳破坏。在此情况下一定的激励会产生更大的响应, 以至于在一处或几处产生局部永久性积累损伤, 经一定循环次数后产生裂纹或突然发生完全断裂[1]。

本文测量了某重卡行驶于试验路面上的尾灯支架加速度振动载荷, 并将载荷施加于尾灯支架上对其进行振动疲劳分析, 计算结果显示的损伤部位与实际损坏一致, 最后对其进行结构改进以及振动疲劳分析验证。

1、尾灯支架的振动载荷测量

在车辆满载的情况下, 驾驶某重卡行驶于规定的各种路面, 在后尾灯支架与大梁连接处布置加速度传感器, 采用32通道数据采集仪采集数据, 如图1所示。

由于测量过程中行驶的路面较多, 包括跳动路、扭曲路、颠簸路、比利时路等, 如表1所示, 综合比较加速度的振动幅值及行驶时间, 选择加速度幅值较大时间较长的比利时路面载荷作为激励输入, 比利时路加速度频谱如图2所示。

2、振动疲劳寿命分析

2.1 振动疲劳分析流程

在振动疲劳的分析中, 将试验采集到的随机载荷用雨流计数法统计出载荷幅值及循环次数, 并通过材料的S-N曲线求解出结构的疲劳寿命, 疲劳计算流程如图3所示。

对于振动疲劳, 一般采用Miner线性累计损伤来计算累计损伤量。Miner线性累计理论认为每一段的载荷循环都会产生一定的疲劳损失量, Miner一般计算公式为:

式中D为Miner系数, D为1时表示出现疲劳失效, ni为σi应力水平下的循环次数, Ni为材料S-N曲线的疲劳寿命[2]。

2.2 振动疲劳计算

本文在Hypermesh中建立尾灯支架的有限元模型, 如图4所示, 主要包括支架底座、加强板、底板、支架管等, 其中挡泥板重量以RBE3和Mass单元施加于其质心处。

由于模态与振动疲劳有直接关系, 因此在此列出前几阶模态, 如表2所示。

在振动疲劳的求解过程中, 在尾灯支架与大梁的连接螺栓孔处施加试验测试的载荷[3], 由于实际损坏部位主要位于底板, 因此求解了底板的振动疲劳, 振动疲劳计算结果如图5所示, 实际损坏部位如图6所示。

从图中可以看出, 振动疲劳计算与实际损伤部位完全一致, 仿真结果显示的损伤处属于疲劳失效初始部位, 位于底板与支架管连接处。这是由于振动引起支架管上下振动, 致使支架管根部承受较大的交变载荷。当累积损伤达到1时出现裂纹, 最终扩展到底板的中部。

3、整改方法及验证

从上面的分析可以看出, 底板连接处断裂的主要原因是由于底板在支架管Z向振动的作用下产生反复扭转, 因此需要加强根部的刚度, 经过研究得出新方案, 如图7所示。

新结构重新计算振动疲劳, 计算结果如图8所示, 从图中可以看出疲劳寿命得到明显提高。

5、结论

振动疲劳需要考虑结构的动态特性, 疲劳破坏往往是由共振导致的局部应力偏大引起的, 仅通过静力分析很难解决, 因此需要考虑共振及引起的振动疲劳。本文对尾灯支架进行了振动疲劳分析, 分析结果与实际损伤部位完全一致, 说明计算的准确性。

通过对整改方案的计算, 得出新结构疲劳寿命远远高于原结构, 满足了结构要求。

参考文献

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[2]康文谦, 陈丽, 等.基于定量统计的白车身车门外观质量控制方法[J].汽车技术, 2012 (8) :57~60.

振动疲劳试验篇5

直线振动筛的工作原理是其在激振器的作用下, 对原煤进行分选、分级、脱泥、脱水等处理。因此振动筛处于一种极其顽劣的工作环境, 它不仅要受到泥沙、水和煤颗粒的腐蚀与冲击, 还要在交变载荷的长期作用下工作, 而直线振动筛破坏的主要原因就是疲劳裂纹和疲劳断裂。因此疲劳寿命的设计在直线振动筛的设计工作中起着至关重要的作用。

有限元分析软件ANSYS的出现为大型直线振动筛疲劳寿命的预测提供了一个良好的平台。有限元软件的应用不需要为验证设计结果而做大量的实验, 不但节约时间降低成本;同时又能够保证计算结果的准确度, 这将大大缩短设计周期。

1 振动筛疲劳分析

1.1 疲劳破坏的概述[1]

疲劳破坏是零部件在工作应力低于强度极限, 甚至低于屈服极限的情况下突然发生断裂的现象。

疲劳破坏过程:1) 疲劳裂纹形成阶段;2) 裂纹 (微观和宏观) 扩展阶段;3) 脆性断裂阶段。疲劳破坏是由于零部件在低于其材料极限强度的动载荷下长期工作而产生的累积损伤, 从而在零部件内部出现裂纹和裂纹发生扩展造成的零部件损坏。

1.2 疲劳强度设计[1]

在交变载荷作用下工作的零部件存在一个能继续工作多长时间的问题, 称为疲劳寿命。研究疲劳寿命的方法主要有:1) 应力-寿命法, 即S-N法;2) 应变-寿命法, 即ε-N法;3) 断裂力学法。

疲劳强度设计分为无限寿命设计和有限寿命设计。无限寿命设计是指零部件能够在无限长的时间内使用且不会发生疲劳破坏。用这种方法设计的零部件尺寸比较笨重。有限寿命设计是指零部件能够在一定的期限内安全运行。该准则能够充分考虑材料的特性, 尽可能降低成本。有限寿命设计准则的依据是零部件材料的S-N曲线。

本文采用有限疲劳寿命的设计方法, 因此, 获得材料的S-N曲线至关重要。由于得到振动筛材料的S-N曲线需要大量的实验, 为了节约成本, 本文主要利用近似法求得。在双对数坐标纸上做两点得到一条斜线, 两点分别为:N=103, σ=0.9×σb=0.9×460=414 MPa;N=107, σ=0.45×σb=0.45×460=207 MPa这条斜线即为Q235A钢的S-N曲线, 如图1所示。

从图1中可以查出应力水平在σi下达到疲劳破坏时的循环次数Ni, 如表1所示。

1.3 材料特性的确定和单元类型的选择

大型直线振动筛主要材料是由Q235A组成, 其材料属性如表2所示。

本文为了提高运算效率, 对于振动筛的侧板单元选择壳单元Shell99。通过壳单元设置振动筛侧板的厚度。振动筛的各种横梁选用梁单元beam189。激振器的质量选用mass21点质量单元代替。弹簧选用弹簧阻尼单元combine14, 弹簧阻尼的质量在本次分析过程中暂不考虑。

2 大型直线振动筛运行时的力学分析[2]

大型直线振动筛工作时通过计算可知其激振力幅值为F=240 k N, 而振动筛与水平方向夹角为40°。则振动筛水平方向的激振力幅值为Fx=-183.8 k N, 振动筛垂直方向的激振力幅值为Fy=-154.3 k N。对振动筛进行有限元分析如下:从图2可以看出大型直线振动筛在运行时的应力分布整体比较稳定, 其应力主要集中在筛箱箱体侧板和筛箱支撑横梁连接处;同时在筛箱箱体后挡板横梁处也出现了应力集中, 且应力值为65.5 MPa。Q235A的极限强度为σb=460MPa, 则振动筛的许用应力根据公式[σ]=σb/kb计算, 其中kb=6, 许用应力[σ]大于最大应力。

2.1 大型直线振动筛疲劳强度计算[3,4]

综合振动筛运行时的应力分布图可以看出在振动筛筛箱后横梁处出现应力集中, 虽然振动筛的最大应力满足其材料的许用应力, 但是振动筛在长期工作的情况下由于疲劳损伤的积累造成振动筛疲劳破坏。为了能够定量地分析振动筛的设计寿命, 利用有限元软件, 采用Miner累积损害理论估算振动筛的疲劳寿命。

在振动筛箱后横梁处即振动筛应力集中处最容易出现疲劳破坏, 因此在该处选择几个节点来研究振动筛的疲劳寿命, 如表3所示。

从表3可以看出大型直线振动筛最大应力的应力值都远小于材料的疲劳强度极限。本文采用有限寿命的疲劳设计方法, 考虑到动应力的安全系数, 当取值为6时, 从ANSYS疲劳寿命分析结果可以看出振动筛节点455的许用循环次数为2 770 000次, 使用要求为2 000 000时, 耗用系数为0.722。分别对节点476、3000、3002的疲劳寿命进行分析如表4所示。

从表4可以看出当动应力安全系数取值6时, 该大型直线振动筛危险部位的疲劳寿命满足设计要求。

3 结语

本文主要介绍了疲劳破坏的机理, 阐述了产生疲劳破坏的原因, 并根据经验公式绘制出Q235A的S-N曲线图。利用有限元分析软件ANSYS对大型直线型振动筛工作状态下的应力进行分析, 得出振动筛的最大应力集中位于振动筛箱体侧板和筛箱支撑横梁连接处, 振动筛箱体后挡板横梁处。根据迈纳尔损伤积累理论对振动筛最大应力处的节点进行疲劳寿命的分析, 分别得出振动筛最大应力处节点的疲劳寿命, 为大型振动筛的疲劳寿命设计奠定了基础。

参考文献

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[3]肖林京, 隋秀华, 苗德俊.基于ANSYS的带式输送机传动滚筒疲劳寿命分析研究[J].煤矿机械, 2008, 11 (29) :28-30.

振动疲劳试验篇6

某柴油滤支架安装在柴油机功率输出端, 在进行台架振动考核试验中受到柴油机传递的冲击载荷, 工作仅20 h后发生断裂。柴油滤支架虽然不是发动机的核心部件, 但其可靠性直接影响整个发动机能否正常工作, 因此需要分析该支架的断裂原因, 并提出解决方案。

1 断裂原因分析

对断裂支架进行故障分析, 如图1为支架在整机中的安装示意、三维模型及断裂位置示意图。断裂位置为支架折弯处, 观察断口模式, 发现断面光滑, 可见明显疲劳扩张条纹, 判断为振动疲劳断裂。所谓振动疲劳破坏机理, 是所受循环应力 (如振动、冲击、噪声载荷等) 的频率分布与结构共振, 从而引起结构中最薄弱 (或有缺陷) 部位的晶体首先沿最大剪应力方向发生滑移或位错, 由此逐渐积累直至发展为较大的滑移带[1,2,3], 出现断裂。

目前有关支架的有限元分析方法, 大都只考虑静载状态下的强度校核, 而实际上, 支架在静载状态下发生破坏故障的情况极其少见, 其失效行为大多是由于整机振动产生的交变冲击载荷而引起的疲劳破坏[4,5,6]。但由于载荷较为复杂, 很难完全准确模拟, 因此对支架进行疲劳分析的研究还很少见。我们拟采用对比分析的原则, 以试验测得的数据为边界条件, 运用有限元前后处理软件FEMAP和NASTRAN求解器, 对原支架进行故障复现仿真分析。根据计算结果, 应用古德曼图对失效位置开展安全系数疲劳校核, 在此基础上提出多种支架改进方案, 并对新方案进行评估, 确定最优方案。

2 断裂故障复现及安全系数评估

2.1 柴油滤支架有限元模型建立

该支架使用铸铝101材料铸造而成, 主要结构是支架固定板和柴油滤支撑板, 板厚度为8 mm, 两部分之间连接加强筋, 加强筋厚度为5 mm。运用FEMAP建立有限元模型, 采用四面体十节点单元进行网格划分, 这种网格解析负荷大, 计算占用资源多, 会延长计算时间。但由于包含二阶节点, 使单元具有较好的性能, 可以显著提高计算精度[7、8]。设置网格大小为2.5 mm, 保证在厚度方向上至少有两层以上的单元, 减小计算误差。图2为支架有限元模型, 其中包括59 457个单元和93 195个节点。

2.2 加载及边界条件确定

支架在工作时承受柴油滤重力 (约60 N) , 参考整机振动试验测试的V型夹角后端加速度结果, 见表1, 该位置与柴油滤支架安装位置非常接近。本次仿真计算, 在柴油滤支撑面上水平方向、垂直方向和曲轴轴向三个方向施加冲击载荷, 选取三个方向加速度分别出现最大值的三个工况进行计算, 即2 200, 1 900, 1 700 r/min。同时, 对支架侧面与发动机连接位置全约束, 加载情况见图。

2.3求解及计算结果

仿真计算选用NX Nastran求解器, 图4、图5所示为转速2 200 r/min时, 柴油滤支架的最大、最小主应力变化云图, 其余两个工况变形走势情况与应力集中位置与该工况类同。

由此可以看出, 支架应力集中位置位于支架折弯处, 与实际断裂位置相符, 说明该部位为支架结构薄弱位置, 具体计算结果见表。2

2.4 安全系数评估

针对本次计算结果, 对断裂位置进行安全系数评估。在机械设计中, 零件的初步尺寸和基本形状确定后, 对结构的高应力危险点进行疲劳强度校核, 计算出的安全系数n应等于或大于许用安全系数[n][9]。我们使用古德曼图进行安全系数评估, 古德曼图是以强度破坏准则为基础, 依据材料特性以及静载下得到的平均应力及应力幅计算安全系数的一种方法[10], 广泛应用于疲劳强度设计中。古德曼图做法如下:

a.以O点为原点建立XY直角坐标系, 其中X轴为平均应力, Y轴为应力幅。

b.M (-σ, 0) , C (0, s在坐标系中建立点σ) , N (σ, 0) , F (0, σ) , D (σ, 0) ;ss-1b其中σ为材料屈服极限, σ为材料疲劳强度, σs-1b为材料强度极限。

c.做直线CM, CN, 过点F做X轴平行线, 与CM交于E, 连接FD与CN交于点G。

d.如图6所示, MEFGN区域即为安全区域。

e.分别取零件危险点的平均应力及应力幅为横纵坐标, 建立点H, 连接OH并延伸与MEFGN区域边界交于点K, 零件危险点的安全系数即为点K, H的纵坐标之比B/A。

已知铸铝101材料σb=250 Mpa, σs=200MPa, σ-1=50 MPa。根据上述方法作出该材料的古德曼图, 并校核三个工况下的安全系数, 分别为1.89, 1.85, 1.79。

根据《安全系数和许用应力》判断, 在静载情况下, 对脆性材料的安全系数取ns=2~3.5, 显然该支架的安全系数无法满足许用要求, 在应力集中位置必然会发生疲劳断裂。

3 结构优化设计

3.1 四种改进方案

针对断裂发生的位置, 提出几种改进方案, 主要在支架折弯位置加几种不同形式的加强筋, 从而加强该部位的结构强度。各方案改进后的结构见表3。

3.2 各方案疲劳强度分析及安全系数评估

使用与原方案相同的加载方式及边界条件, 对提出的四种改进方案进行疲劳强度分析, 通过分析发现, 应力集中位置与原方案基本相同, 但最大及最小主应力发生了变化, 使用铸铝101的古德曼图对各方案安全系数进行了评估, 计算结果及安全系数见表4。

由表4可以看出, F1, F2方案各工况下的安全系数均低于材料的安全系数范围 (2~3.5) , F4方案刚好位于材料安全系数范围以内, 显然这三种方案均不能满足使用要求。F3方案的计算结果虽然大于材料安全系数范围, 但仅仅是略高于最大限值, 当支架材料、加工工艺、安装时的拧紧力矩等外界因素稍有偏离正常值, 会导致支架出现故障的概率加大, 尤其采用铸造工艺, 分散性较大。如果安全系数取值偏低时, 在应力集中的位置出现断裂, 是很有可能的。同时方案3采用加横筋的方式, 工艺性非常差, 很难实现。

综合考虑各种因素, 提出更换材料的方案。

3.3 更换材料后方案

3.3.1 原方案更换材料后安全系数评估

现将支架改为20号钢焊接结构, 各支撑板的厚度不变, 将此方案定为F5方案, 加载方式不变, 再次进行疲劳强度仿真分析。计算结果显示, 应力集中位置与更换材料前相同, 最大及最小主应力略有降低, 使用20号钢的古德曼图对安全系数进行评估, 结果见表。5

从表5可以看出, 更换材料后, 应力集中位置的安全系数有了较大的提高。同时, 20号钢的材料性能远远优于铸铝101, 20号钢的强度极限为410 MPa, 屈服极限为245 MPa, 疲劳强度为164MPa。且20号钢为塑性材料, 在静载情况下, 塑性材料的安全系数取ns=1.2~2.5。显然, 更换材料后的支架可以满足使用要求。

虽然20号钢性能良好, 但是其密度大约为铸铝101的3倍, 也就是说F5方案的总质量大约为原方案的3倍, 而支架在整机上的安装仅仅是依靠两个M12的螺栓固定在机体后端, 如果质量过高, 可能会因为装配载荷过小而造成支架松动, 加剧振动破坏, 或引起接触面滑移、磨损等故障出现。因此考虑在使用20号钢的前提下, 对原支架结构进行调整, 并将此方案定为F 6。

3.3.2 F6方案安全系数评估

对原支架结构进行调整, 板厚度均改为5mm, 并在柴油滤支撑面上增加两个减重孔来减轻支架整体质量, 仍旧使用20号钢焊接工艺。图7为改进后的支架三维模型。

对此方案进行疲劳强度计算, 图8、图9为2 200 r/min工况下最大、最小主应力变化情况。计算结果显示, 应力集中位置的最大最小主应力较原方案和F5方案都有提高, 这是由于支架板厚度减小引起的。使用古德曼图进行安全系数评估, 结果见表。6

可见F6方案的安全系数大于材料许用范围, 说明此方案满足使用要求, 同时此方案的质量约为原方案的1.4倍, 显然是几种选择中最优的方案, 将此方案定为最终方案。

4 最终方案试验验证

为验证改进方案的可行性, 模拟整机状态对其进行了冲击振动试验。本次冲击振动试验是在东菱振动试验台上开展。燃油滤支架按实际装机方式固定在试验台上, 上平面安装6 kg的配重物, 其重心与实际柴油滤重心位置重合。试验台架情况见图1 0。

试验过程中, 加载的最大载荷为4.5 g;振动次2 000万次;试验共计时长11.5 h, 其中, 振动频率为400 Hz时, 试验进行2 h, 500 Hz时, 试验进行9.5 h。

试验过程中, 每0.5 h对支架进行外观检查, 整个过程中未发生断裂及安装松动情况。试验结束后拆检柴油滤支架, 支架整体外观无明显变形, 各焊接钢板未发现异常, 各焊缝处无裂纹产生。

在部件试验基础上, 焊接支架随整机进行了200多小时的保险期考核试验, 考核完成后, 支架未出现任何质量问题。

试验结果说明, 改进后的燃油滤支架具有较高的可靠性, 可以满足整机的使用要求。

5 结论

a.我们基于有限元法, 以对比分析的原则为指导, 对某柴油机柴油滤支架进行振动疲劳断裂分析, 根据分析结果对支架进行改进, 提出六种改进方案, 前四种基于结构, 后两种基于材料。计算表明, 该支架的初始设计安全系数不满足使用要求, 进行结构改进后, 仍难以满足使用需求, 在将材料更改为20号钢后, 两种方案在强度上均有了较大提高, 应力集中位置的安全系数均大于许用安全系数。考虑到支架质量问题, 最终选择了F6方案。

b.通过CAE分析软件可以快速判断机械结构的应力集中情况, 同时使用古德曼图进行安全系数评估, 在设计阶段对零件安全性进行预测, 指导结构优化, 此方法大大缩短了产品的研发周期。

参考文献

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