疲劳安全寿命（共8篇）
疲劳安全寿命 篇1
混凝土作为高强度构件,本身就是坚固的代名词,自从混凝土发明使用直到上世纪中后叶,混凝土结构因疲劳而损坏的案例寥寥无几,而那个阶段混凝土的应力条件荷载条件也相对较低。随着科技的发展,高强度混凝土和高强度钢筋在建筑和结构中被大量采用,各种结构的应力荷载也基本处于高负荷状态,相对结构疲劳的问题就显现出来,在荷载超过混凝土容许应力强度的时候,混凝土的裂缝就会扩大,长时间处于这种状态时,混凝土结构就会受到破坏,这也是当前国内许多路段频繁维修的主要原因。可见,对混凝土疲劳进行研究,对工程修复和工程使用年限的预测具有实际意义。
1 混凝土结构桥梁疲劳寿命评测
(1)常规方法———使用S-N曲线结合Miner准则对混凝土结构桥梁疲劳寿命进行评测。该方法相对简单、应用广泛、容易使用,成为当下世界各国桥梁设计标准中评定疲劳寿命的主要依据。使用该方法需掌握两个主要节点:对结构的疲劳应力谱进行精确模拟;对细节疲劳强度进行计算。想获得主要结构部分的应力谱有两种办法,即实际测量和模拟运算。以实际测量为例,选择受测桥梁,测量24 h以上的受力变化,使用雨流计数法对应力幅度进行级别归类,然后统计循环多少次,最终获得应力谱。由于测量时间较短,没有充分对过去、当前及以后的交通荷载变化进行测量统计,应力谱结果变化幅度较小。即使如此,这种分析方法仍然对桥梁疲劳寿命预测有很大的实际意义。在Miner准则中,应力变化是循环进行的,一个结构的应力变化分成无数的循环过程周而复始,1个应力周期对结构造成的损坏为1/Ni,Ni表示第i个应力水平,Si为等幅荷载条件时导致疲劳破坏需要的荷载总次数。基于线性损伤累积准则,结合S-N曲线可以得出:若干次应力荷载作用后的结构破坏D是
在以上公式中,Di表示第i轮荷载应力在Si条件的积累破坏,ni表示第i轮荷载应力的循环轮次。若Di积累破坏达到一个阈值时,该结构将产生疲劳破坏,一般情况下Di大于1后,结构就会生疲劳破坏。对目标进行随机荷载条件下的应力试验得出:结构发生破坏的破坏阈值Dc在1的位置上下浮动。基于这个结论,当下世界各国桥梁设计标准中评定疲劳寿命的主要依据采用Miner准则最简单有效。疲劳积累理论当下还不够完善,其主要影响因素是疲劳的导致原因和每次荷载的条件均不相同,但由于该理论可以预测疲劳寿命的平均状态,仍然具有很大的实际参考价值,且操作简单、精确度高,因此仍然在世界各国被广泛采用。
(2)在断裂力学理论基础上的疲劳剩余寿命评测。经国内外实测试验长期总结得出,钢筋混凝桥梁结构的疲劳寿命主要是由钢筋的疲劳程度决定的,因此在随机荷载作用条件下的钢筋混凝土结构疲劳寿命可以根据主要受力钢构件的疲劳断裂寿命确定。钢筋的疲劳断裂是钢材在受力后,原材料上的细小缝隙被拉伸放大,如此反复循环,最终导致钢筋构件断裂。经研究总结,评估钢筋构件的裂缝拉伸,可以设钢筋原始裂缝的形状为半圆形,原始裂缝的深度为a0,裂缝理想状态下和钢材轴线垂直,则裂缝的拉伸可以依据Paris公式进行评估。
(3)钢构件原始裂缝深度a0的评估。目前要知道钢材构件的原始裂缝深度有两种途径,当条件具备时,可以通过无损检测方法测量得出;条件不具备时,则可以通过合理假设来推算。很多情况下钢构件都与混凝土浑然一体,难以通过无损观测得到数据,所以推测运算成为当前工程界较为普遍的推测裂缝深度的方法。
(4)钢构件破坏裂缝深度阈值afr的评估。由于钢材具有延展性,目前依照弹性力学的K准则法对钢构件进行强度分析。当Ki大于Kic,即钢构件应力强度大于钢材的断裂韧度时,钢构件就会发生断裂。其破坏裂缝深度阈值acr可根据以下公式得出。
公式中σmax中是恒定荷载条件和最大活荷载条件应力的总和,Y是计算应力强度需要的几何修正系数,该系数由钢筋的半径r和裂缝深度a推测出来。修正系数Y可以由以下公式近似推算得出。
当a不大于0.6 d时,以上公式适用,d是钢构件的直径。随着裂缝的扩大,钢筋构件最终被拉伸破坏,a=ay,ay为钢筋发生破坏时的裂缝深度。可以将钢筋裂缝的扩大看做钢构件横截面面积的减少A(ay),当钢构件的剩余截面抗拉强度σ=fy时,钢构件发生破坏。此时钢构件的裂缝深度为
以上公式中:A(ay)是a=ay的时候钢构件截面面积减少的值,fy是钢筋破坏时的应力强度,A0是钢筋没有疲劳变化前的原始横截面面积。钢构件的疲劳失效的裂缝深度阈值afr为
(4)裂缝延伸的评估。钢构件裂缝扩张的速度和应力强度变化幅度ΔK的关系可以由Paris公式得出
钢筋裂缝a从a0扩张到afr的过程可概括为(图1)
2 结语
本文总结了结合S-N曲线和Miner准则对混凝土疲劳寿命进行预测的方法,系统分析了断裂力学理论基础上的疲劳剩余寿命评测,对混凝土结构疲劳寿命的评估提供了参考。
参考文献
[1]王春生.铆接钢桥剩余寿命与使用安全评估[M].上海:同济大学出版社,2007.
[2]查全璠,肖建庄.钢筋混凝土梁疲劳性能国内外研究综述[J].世界桥梁,2004,(3):30-34.
机械设备焊接结构的疲劳寿命研究 篇2
【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）.
汽车钢圈疲劳寿命研究 篇3
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
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
[1]郭建平,任康,杨龙,等.基于MSC.Fatigue的电子设备随机振动疲劳分析[J].航空计算技术,2008,38(4):48-50
[2]方洪渊.焊接结构学[M].北京:机械工业出版社,2008
[3]郑晓雯,张衡,刘金龙,等.基于有限元法液压支架的疲劳寿命分析[J].矿山机械,2010,38(17):7-9
疲劳安全寿命 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
undefined
将公式 (4) 代入式 (5)
undefined
化简得
undefined
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
undefined
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
undefined
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。
undefined
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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[2]姚卫星.结构疲劳寿命分析[M].北京:国防工业出版社, 2003.
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驱动桥半轴疲劳寿命预估 篇6
引言
汽车驱动桥半轴是驱动桥乃至整车结构中失效频次最高的零件之一。在我公司某系列驱动桥半轴的售后故障率表现尤为明显。在重卡产品的不断技术升级过程中, 为提高车辆的油耗, 发动机马力不断上升, 驱动桥速比不断下降, 对应的驱动桥半轴受载也会随之提高。汽车后桥半轴是后桥驱动链轮的动力传递关键元件, 其疲劳寿命直接关系到行车安全, 在汽车设计、制造过程中, 必须通过各种方法对汽车后桥半轴的疲劳寿命进行检验[1]。通过台架试验验证现有产品的符合性, 如何减低成本、提高试验效率与安全性, 已成为汽车后桥半轴疲劳寿命检测与研究的焦点[2], 参考李辉等人对扭力轴的疲劳寿命影响因素进行分析[3], 改进产品以符合使用要求。
1、半轴扭转疲劳寿命试验
按照QC/T293-1999《汽车半轴台架试验方法》半轴扭转疲劳寿命试验的要求对本产品进行检验。
该产品为全浮式支撑结构, 按标准规定的方法计算发动机输出最大计算扭矩Mi与地面附着力最大计算扭矩Mj, 试验计算扭矩取之间的较小值。
按发动机最大扭矩计算时:
在同批次的300件样品中抽取5件进行试验, 结果分别为11.5万次、13.6万次、14.6万次、15.8万次、19.4万次, 平均寿命为15万次, 不符合QC/T294-1999《汽车半轴技术条件》要求的疲劳寿命中值不小于30万次的要求。
2、疲劳寿命分析与改进
我们通过使用最早形成的疲劳设计方法-名义应力法 (S-N) , 以材料或零件的S-N曲线为基础对照样件的应力集中系数和名义应力, 集合疲劳累计损伤理论校核疲劳强度或计算疲劳寿命。疲劳失效前经历的应力或应变循环次数被称为疲劳寿命, 一般用N表示。S-N曲线都是用应力循环特征R=-1的完全对称循环来测定。
理想化的S-N曲线, 图1。在双对数坐标下, 交变应力S和失效循环次数N为一条直线[4]。
为了让半轴的疲劳寿命试验结果满足标准及使用要求, 需要得到此半轴的S-N曲线并为下一步设计改进提供依据。
在非对称应力循环与完全堆成应力循环的换算过程中需要使用Goodman曲线:
其中材料的极限强度Su、材料的等效对称循环应力Sn、 应力幅Sa、平均应力Sm。
将扭转疲劳试验条件下的数据带入Goodman曲线公式得到Sn=495.6MPa
现在已知S-N曲线上一点的数据S1=495.6MPa, N1=1.5x105。想要得到半轴的S-N曲线还需要至少知道另一点才能为下一步设计改进提供有效依据。已知锻钢的拉伸弯曲疲劳通用S-N曲线, 如2图其疲劳极限S6=Se≈0.5Su。半轴材料为42Cr Mo, 抗拉极限=1080MPa, 由于材料受扭转载荷的失效一般早于受拉, 取半轴的疲劳极限Se≈400MPa。
直线的斜率b (Basquin斜率) 可带入以上数据计算得到:
若想让半轴的疲劳寿命不小于30万次, 计算其应力值应不大于465MPa。
为提高半轴疲劳寿命, 最简单的办法即不改变材料及工艺状态下, 将最小截面积加大, 也就是加粗半轴。
如将半轴杆部直径加至61mm, 计算等效对称循环应力为458MPa, 与计算的应力指标太过接近, 可能由于产品的一致性问题无法通过试验。
如将半轴杆部直径加至62mm, 计算等效对称循环应力为426MPa, 应力满足计算要求, 且有一定安全系数。
随后更改样品杆部直径为62mm, 试制一批样品进行扭转疲劳试验, 在相同的试验载荷下, 试验结果分别为:27.8万次、29.1万次、33.5万次、38.8万次、45.6万次, 平均寿命为15万次, 满足QC/T294-1999《汽车半轴技术条件》要求的扭转疲劳寿命要求。
现在通过两组试验确定的半轴扭转疲劳试验结果修正之前使用经验公式估计半轴扭转疲劳极限。得到本半轴在使用42Cr Mo, 整体调制, 表面感应淬火工艺下的S-N曲线如, 图3所示。N=1000时的对称应力为707MPa, N=106时的对称应力为389MPa。
3、结论
通过两组试验基本确认了半轴扭转的S-N曲线, 可以以此为依据对驱动桥半轴进行设计匹配, 避免使用过程中的早期失效。如果之后还有采用相同材料、工艺的样品的试验数据还可以不断修正曲线, 使之更加精确。
摘要：为改善某型驱动桥半轴的售后故障率, 对现有产品进行台架试验验证。计算分析半轴的应力情况, 按照锻钢的S-N曲线经验公式, 预估半轴扭转的疲劳极限, 进行半轴改进的设计校核。将改进后的半轴再次进行台架试验验证, 改进效果满足预期要求, 并使用试验结果修正半轴扭转的S-N曲线使之更加精确。
关键词：驱动桥半轴,疲劳寿命,S-N曲线
参考文献
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[3]李辉, 王佰超, 张大舜等.扭力轴疲劳寿命影响因素分析[J].制造业自动化, 2010, 32 (1) :57-59.
[4]周传月, 郑红霞, 罗慧强.MSC-Fatigue疲劳分析应用于实例[D].2005.
疲劳寿命分布参数估计方法对比 篇7
疲劳寿命具有较大的分散性,一般认为,在指定应力水平下,疲劳寿命服从威布尔(Weibull)分布[1]。用Weibull分布描述寿命的分散性时,需要用参数估计方法得到分布参数,再由分布参数得到任意概率下的应力寿命曲线,供结构疲劳寿命分析使用。所以分布参数估计结果的准确性对寿命分析结果的准确性有着重要的影响。
对Weibull分布,常用的参数估计方法有极大似然法、最小二乘法和矩估计法等,Whittaker在为波音公司确定材料寿命分布形状参数时采用了头两序数法[2]。对同一个寿命数据样本,这些方法往往会给出不同的结果,让疲劳分析工作者难以抉择。
本文结合大量的数值试验,对极大似然法、最小二乘法和头两序数法估计结果的精度进行了对比,指出了它们各自适用的情况。
1 参数估计方法
1.1 Weibull分布
双参威布尔分布的概率密度函数为:
式中:α为形状参数,决定了分布密度函数曲线的形状,β为尺度参数,在疲劳分析中也称为特征寿命。
概率分布函数为:
1.2 极大似然法
参数估计的极大似然估计方程为[2]:
式中:Ni是各试件的寿命值,n是试件总数。先用数值迭代解法由式(3)解出α值,再由式(4)求出β值。
1.3 最小二乘法
将寿命数据从小到大排序得:N1≤N2≤...≤Nn,由式(2)得:
式中,F(Ni)=i/(n+1)。将式(6)代入式(5),得:
yi=a+bxi
通过最小二乘线性回归,解得系数a,b为[3]:
a,b得到后,由式(6)计算得分布参数估计值为:
α=b
β=exp(-a/b)
1.4 头两序数法
该法在进行严密的推导后,得到分布参数估计值计算式为[2]:
式中,κ是中间量,N1和N2分别是寿命数据中的最小值和次小值。
2 不同估计方法对比
给定Weibull分布的分布参数,这里设定为α=4,β=180000,利用MATLAB软件产生符合该分布的寿命数据样本。样本容量n从2变化到20,每个样本容量下分别进行Nsample=1,5,20,50和1000次抽样,Nsample为抽样次数。单个样本容量下,每次抽样后,用上述3种估计方法对样本进行参数估计(这里只估计形状参数值)。对极大似然法或最小二乘法,得到估计值αj,对头两序数法,得到估计值κj,j=1,2,...,Nsample。抽样次数达到Nsample后,将每次的估计值αj或者κj放在一起,对它们求期望,计算式为:
每个抽样次数下,都会得到一个估计值的期望E(α)或者E(κ)。E(α)或者1/E(κ)是形状参数估计结果,将它们与给定分布参数值α=4进行对比,根据差异大小判断估计方法优劣。
样本容量n从2变化到20,抽样次数分别为1,5,20,50和1000时,各种估计方法的估计结果与设定值的对比如图1-5所示。
3 讨论与结论
(1)由图1可以看出,当抽样次数(即样本个数)很小时,头两序数法估计结果的波动很大,所以该种情况下不宜用头两序数法进行估计,极大似然法和最小二乘法的表现稍好。
(2)由图1-4可见,当样本容量很小时,不论抽样次数大小,极大似然法和最小二乘法的估计结果均有较大偏差,头两序数法的估计结果较好。
(3)由图1-4也知,随着抽样次数和样本容量的增加,3种方法的估计结果均越来越稳定,且接近设定值。最小二乘法的结果稍好于其他2种方法。抽样次数达到50次时,结果基本稳定。
(4)由图5可知,当抽样次数足够大时,头两序数法估计结果准确度最高,最大似然法估计结果偏大,最小二乘法估计结果偏小。
参考文献
[1]高镇同,熊峻江.疲劳可靠性[M].北京:北京航空航天大学出版社,2000.
[2]WHITTAKER I C,BESUNER P M.A reliability analysis approach to fatigue life variability of aircraft structures[R].AD853263,1969.
桥式起重机疲劳寿命预测 篇8
起重运输机械作为整个物流链的重要组成部分,对物料进行起重、运输、装卸或安装等作业。然而起重机械却是机械设备中隐藏危险因数最多、发生事故几率最大的特种设备之一,国内外每年都因起重设备、起重作业造成大量的财产损失和人身伤害事故。调查统计数据显示,最常见的也是最严重的事故是以疲劳裂纹为特征的起重机焊接结构的疲劳破坏。由于桥式起重机的主梁是典型的焊接结构,所以难免会有气孔、夹渣等焊接缺陷。而这些缺陷在交变载荷的多次循环作用下,逐渐扩展,最后往往会导致金属结构的疲劳断裂失效[1]。实践发现,工作繁重的桥式起重机在使用几年后,其金属结构常常在较大应力集中处、焊接热应力影响区域或焊接缺陷处产生肉眼可见的宏观裂纹,并扩展成严重影响生产安全的危险裂纹[2,3]。因此关于桥式起重机主梁疲劳破坏问题的研究得到了极大的关注,其中研究的重点为主梁疲劳寿命的预测问题。
1研究对象综述
某企业炼钢分厂浇注钢包跨2号双梁桥式起重机是用来将熔化的钢水吊运至精炼炉的特种起重机,其主要特点是工作频繁、满载率高、环境温度高、粉尘大、安全可靠性要求高。其箱型主梁内部结构图如图1所示。2009年3月,对这台已服役多年的起重机进行现场检查,发现其主梁腹板处和下翼缘板处出现了多处大尺寸的裂纹,具体裂纹分布情况如图2所示(阴影部位为裂纹所在位置)。
裂纹位置主要集中在主梁腹板跨中段(鉴于实际工作状况分析是经常停放钢包的位置),裂纹的走向基本都是纵向的裂纹,但在第2块大加劲板与下翼缘板的连接处最长出现了169 mm的横向裂纹。导致多条裂纹产生和扩展的原因主要有以下几方面:
(1)自身缺陷:
因为在钢材生产和结构制造等过程中不可避免地在某些部位存在着局部微小缺陷,如:钢材化学成分的偏析、非金属杂质,焊接构件表面上的刻痕,轧钢皮的凹凸轧制缺陷和分层,制造时钻孔、剪边、火焰切割带来的毛边和裂纹,焊接构件中有焊渣侵入的焊缝趾部,存在于焊缝内的气孔、未焊透。这些缺陷都是可能产生裂纹源的主要部位。
(2)载荷情况:
该台起重机长期处于满载(载荷大小相当于额定载荷大小)服役状态,由于载荷过大,导致起重机的主要受力部位和构件产生很强的应力集中,从而加速初始裂纹的扩展并使其产生新的裂纹。同时起重机的高变载荷工作状态对构件的疲劳寿命也有很大影响,所以随机疲劳也是工程构件的主要破坏形式之一。
(3)环境腐蚀:
该起重机是在炼钢车间服役,在高温条件下,自身的钢结构难免会发生氧化或是高温蠕变而被腐蚀,而腐蚀是裂纹产生和扩展的重要影响因素之一。
综上所述,该桥式起重机主梁腹板跨中段出现的多处焊缝开裂现象及大加劲板上出现的不同尺寸的孔状裂纹系疲劳破坏所致。金属结构疲劳破坏的机理为:由于受到频繁的高变载荷,金属裂纹尖端处存在应力强化,出现材料脆化(俗称冷作硬化)而使塑性降低。断裂力学中的线弹性理论指出:裂纹的扩展主要是因为裂纹的应力强度因子K=σ(σ为工作应力)超过材料本身抗断裂的门槛值所致;裂纹扩展的速度dα/dN(α为裂纹长度;N为工作循环数)正比于应力强度因子。
2桥式起重机主梁寿命估算
2.1 材料参数的确定
本文桥式起重机焊接箱形梁材料采用Q235,根据文献[4,5]可知,裂纹处材料常数C=2.606×110-13,m=3.0。形状修正因子β取决于构件及缺陷几何形状,对于带穿透裂纹的受拉无限大板,均布拉应力垂直于裂纹,由文献[6]查得β=1.1。
2.2 临界裂纹长度αc的确定
由断裂力学可知,在应力强度因子幅度ΔK小于界限值ΔKth时,裂纹不会发生扩展;当外加应力强度因子幅度ΔK达到此界限值ΔKth后,裂纹扩展速率急剧上升。当疲劳裂纹达到临界裂纹长度时,裂纹扩展速度可能迅速增大,直至构件断裂。对于桥式起重机桥架结构可以近似采用所受最小应力为σmin=0,即不起吊重物时构件裂纹处的应力为0。应力强度因子幅度计算公式为:
undefined。 (1)
其中:σmax为裂纹处最大应力值。要使得疲劳裂纹不出现失稳扩展,应使ΔK不超过某一临界值ΔKth,ΔKth可通过实验得到。本文取ΔKth=129.6 MPa。临界裂纹长度的计算公式为:
undefined。 (2)
当 K = ΔKth = 129.6 MPa时,裂纹处最大应力σmax=151 MPa,即在工况1(起重机在小车位于主梁跨中,满载下降制动同时对小车启动或制动且大车启动或制动工作)时所受最大主应力值(由实际载荷分布情况所得),此时计算的临界裂纹长度为αc=192 mm。
2.3 初始裂纹α0的确定
初始裂纹尺寸α0是指开始计算裂纹扩展寿命时的最大原始裂纹尺寸,可以用无损探伤方法进行检测。裂纹种类繁多,形状各异,有表面的也有深埋于内部的,用一般的无损探伤法可能检测不出来,对于细微裂纹常凭借经验或者参考有关的实验研究报告选出。进行寿命估算时,须对其进行当量化处理,转化成规则裂纹。初始裂纹尺寸对零件的裂纹扩展寿命有重要影响,因此应科学地确定此值。文献[7]推荐了不同厚度钢板α0的取值范围,出于安全性和可靠性考虑,本文取α0=0.5 mm。
2.4 剩余寿命计算
由桥式起重机疲劳破坏特性和裂纹扩展规律可知,桥架的疲劳寿命由裂纹的扩展速率所决定,也就是裂纹从初始裂纹发展到临界裂纹的过程。
2.4.1 主梁疲劳设计寿命
起重机主梁的疲劳设计寿命也就是假设材料存在初始裂纹扩展到临界裂纹的过程,即裂纹从α0=0.5 mm扩展到αc=192 mm的过程。对于桥式起重机桥架结构可以近似采用所受最小应力为σmin=0,则Δσ=σmax。起重机在常用载荷16 t即工况1时主梁所受最大主应力值σmax=142 MPa,即Δσ=142 MPa。寿命计算公式为:
undefined。 (3)
将有关数值代入式(3)得到桥式起重机桥架疲劳设计寿命NP=1 529 286次。
说明下盖板由初始裂纹0.5 mm扩展到临界裂纹192 mm需要经过1 529 286次应力循环。
2.4.2 主梁使用寿命
主梁的使用寿命就是本台起重机从投入工作到检测时的寿命,也就是裂纹从α0=0.5 mm扩展到检测时最大裂纹169 mm的过程,把Δσ=σmax =142 MPa代入式(3)得桥式起重机桥架使用寿命:NP使=1 486 087次。
说明下盖板由初始裂纹0.5 mm扩展到裂纹长度为169 mm时经过了1 486 087次应力循环。
2.4.3 主梁剩余寿命
主梁的剩余寿命就是起重机还能工作多久就报废。由疲劳破坏特性可知,即裂纹从检测出的最大裂纹αmax=169 mm发展到临界裂纹αc=192 mm的历程。把Δσ=142 MPa代入式(3)得桥式起重机桥架剩余寿命NP剩=35 342次。
本台设备还能工作35 342次工作循环就达到了使用寿命。
3结论
从本台桥式起重机的资料查询到,从20世纪70年代投产至今有35年有余,其设计寿命为36年。按桥式起重机每天120次工作循环计算,1 529 286次应力循环可以使用36年,已经使用1 486 087次应力循环为35.3年,该起重机还能工作293天。计算所得的使用寿命35.3年与该起重机的实际工作循环次数35年基本吻合。由此可见,本文将有限元分析计算与断裂力学相结合进行桥式起重机桥架的疲劳寿命计算的方法是可行的。
参考文献
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