疲劳设计

2024-10-21

疲劳设计（共12篇）

疲劳设计篇1

本文针对机身壁板环向对接疲劳试验件过渡区的设计问题,提出的观点在航空结构疲劳试验领域起到作用。

如付诸现实将产生相当大的经济效益,每件试验件可节省设计、制造和试验等费用大约50万元。

点评人:施剑玮,上海飞机设计研究院强度部高级工程师,研究方向为结构疲劳与断裂。

飞机结构的疲劳性能需要用试验进行验证,疲劳试验验证通常采用积木式方法,按试验的复杂度,将试验分成试件级、元件级、子部件级、部件级和全尺寸级。机身壁板环向对接疲劳试验件属于子部件级,其试验件数量在十个左右,单个试件造价高,后续疲劳试验费用昂贵。疲劳试验件通常包括考核区、过渡区和加载区,并要求过渡区和加载区的寿命远远大于考核区的寿命,通常在三倍以上。如果不能满足该要求,由于疲劳寿命具有较大的分散性,试验过程中可能出现过渡区较考核区先出现裂纹的情况,试验件将无法取得有效寿命数据,带来很大的经济损失。

本文通过对机身壁板环向对接疲劳试验件传力特性的研究,设计了三种含不同过渡区的试验件,对试验件过渡区的疲劳寿命进行了计算和对比,结果表明过渡区采用指形变厚度垫板可以充分满足考核区过渡区疲劳寿命之间的倍数要求,达到试验件设计技术要求。

机身壁板环向对接疲劳试验件传力分析

典型试验件形式如图1所示。在机身壁板环向对接区域,即考核区,左右两侧长桁通过长桁接头连接,蒙皮通过对接带板连接。加载区用于连接加载设施。过渡区用于将加载区的载荷均匀传递到考核区,使考核区应力分布情况与实际情况尽可能相同。由于机身壁板长桁多采用挤压型材,其截面形状在整个长度范围内相同,无法通过加大过渡区长桁截面尺寸的方式,降低过渡区内长桁工作应力,提高疲劳寿命。同时,蒙皮由于加工工艺限制,其在过渡区内的截面尺寸与考核区的相比也无法改变。出于前述原因,只能通过改变过渡区的传力特性,使力的传递更加缓和,各元件传力更加均匀,同时改善疲劳薄弱位置的细节设计,来提高过渡区疲劳危险细节的寿命。

不同过渡区设计的疲劳性能对比

本文设计了三种过渡区形式,对它们疲劳危险细节的寿命进行了分析对比。

过渡区采用机加接头

过渡区形式如图2所示。过渡区采用机加接头,接头下方有两层垫板。载荷加在垫板和蒙皮上,垫板上载荷大部分向接头传递,再传至长桁。考核区中,长桁接头立边和长桁立边连接端部紧固件处(见图1)是疲劳危险细节。过渡区中,红色圆圈标记紧固件处的长桁是危险细节。它们寿命之间的对比见表1,其中σbr代表孔边挤压应力,σg代表工作应力,ψ代表载荷传递系数,DFR代表细节疲劳额定值,N95/95代表具有95%可靠度和95%置信度的寿命,每个参数的具体计算方法见文献。

过渡区采用两层大面积垫板

过渡区形式如图3所示。过渡区采用两层大面积垫板,第一层垫板从长桁端头处继续向考核区延伸10颗紧固件的距离,第二层垫板延伸8颗。过渡区接头长度缩短。载荷加在垫板和蒙皮上,垫板上载荷大部分直接向蒙皮传递。考核区的疲劳危险细节不变。过渡区中橙色圆圈标记处是疲劳危险细节,其中垫板长桁连接处的危险细节在长桁上,垫板蒙皮连接处的危险细节在蒙皮上。它们寿命之间的对比见表2。

过渡区采用指形变厚度垫板

过渡区形式如图4所示。过渡区采用指形变厚度垫板,垫板位于长桁和蒙皮之间。载荷加在垫板和蒙皮上,垫板上载荷直接向长桁和蒙皮传递。考核区的疲劳危险细节不变。过渡区中红色圆圈标记处是疲劳危险细节,其中长桁垫板连接处的危险细节在长桁上,垫板蒙皮连接处的危险细节在蒙皮上。它们寿命之间的对比见表3。

讨论

对过渡区采用机加接头的试验件,垫板上载荷大部分向接头传递,再传至长桁,长桁立边和底边传递载荷较多,其中长桁立边上疲劳危险细节寿命较短;

对过渡区采用两层大面积垫板的试验件,垫板上载荷大部分直接向蒙皮传递,又因垫板在同一截面位置处终止,刚度变化剧烈,导致该处蒙皮工作应力很大,蒙皮上疲劳危险细节寿命较短;

对过渡区采用指形变厚度垫板的试验件,垫板上载荷直接向长桁和蒙皮传递,由于垫板采用了指形和变厚度设计,往考核区方向,其刚度逐渐减弱,使得载荷的传递更加缓和,长桁底边和蒙皮的工作应力较均匀,其中长桁底边上疲劳危险细节寿命较短;

对比三种过渡区设计情况下的过渡区考核区最短寿命比,采用指形变厚度垫板试验件的比值最大,为5.85,远高于3倍的设计要求,效果很好。

建议观点

1.疲劳领域的主要问题有:金属材料复杂应力情况下的寿命分析,例如多轴疲劳损伤参量的建立;复合材料疲劳寿命分析方法;工艺参数对疲劳寿命影响的数值仿真模拟;损伤累积理论。

2.断裂领域的主要问题有:三维裂纹应力强度因子的计算;复杂应力情况下的裂纹扩展计算和有限元模拟;裂纹迟滞效应的考虑;广布疲劳损伤中的裂纹扩展计算;带裂纹结构的剩余强度计算模型。

3.结构可靠性领域的主要问题有:结构可靠性计算方法;高效数值模拟方法;结构不确定性参数的确定;载荷分散性的确定。

疲劳设计篇2

相信每一位站长都了解用户体验在网站运营中的重要性，而千篇一律大同小异的UI设计又怎能取悦用户？对此我们需要着手优化站点的UI界面，让用户对于我们的站点有一种耳目一新的感觉。那么我们要如何从细节上入手改善站点的UI界面呢？

首先：网页的色调选择应该符合主题且独特

笔者曾经也自己接手过几个建站的小项目，这些项目大多是仿站的需求，笔者发现这些客户很大的一个共同点就是无论是要建设企业站点、门户站点还是其他类型，用户都很喜欢淡蓝色来作为主色调。的确淡蓝色是目前主流的网页色调之一。但是笔者认为这种一味的跟风并不是很好，使用如此大众化的色调往往会让我们的用户深入访问的积极性大打折扣，对于我们的站点来说我们应该更加大胆的使用一些比较独特，有个性的色调，这样往往能够更加让我们的用户印象深刻。如下图所示的某it门户平台。我们知道it平台惯用蓝色背景，但是下图中的it门户却大胆的使用淡黄色作为背景，在与主题不相冲突的前提下可以给人一种耳目一新的感觉。

这就是网站ui设计的一大细节问题，使用得当的独特色调往往对于网站的整体有着很大的加分作用，当然我们在使用独特色调的同时也要考虑到这个色调会不会与我们的网站主题相冲突，比如你是一个新闻资讯门户，你想采用独特的黑色色调，而黑色的色调却是与讲究权威准确的新闻资讯站点主题格格不入的，盲目使用只会造成反效果。

第二：网页的整体UI布局要化繁为简

笔者之前的客户中有很多是小企业的老板，在给他们进行建站的过程中，很多客户都会提出要让网站越是华丽越好，因为很多企业老板都认为只有网站华丽才能吸引用户，

但是无疑这是一个错误的观点的，笔者曾就身边的朋友做多调查，超过6成的人不喜欢那些布局花哨，华而不实的网站。对此，当笔者在遇到那些一味追求华丽的客户时还是会给他们自己的建议：网站布局能够化繁为简才是最好的。

那么，如何布局才能做到真正的简单大气，受到用户的青睐呢？

(1)，一些网站为了短期的盈利，于是就不计后果在一些网站的显眼位置布置大量的广告，这样做可能会让我们的用户找不到真正的内容或者是迷惑用户点击到了广告，对于用户造成不佳的用户体验。这种现象最常见到的要数软件下载的站点，如下图所示，用户很难找到真正的下载地址。

(2)，撤掉那些华而不实的flash动画，首先我们知道Flash对于网站的SEO并不利，而且也会拖累网站的加载的速度，影响到网站的整体用户体验，对此切忌为了华丽而不加节制的使用Flash。

第三：网站栏目分配有轻重之分

互联网是一个快餐文化横行的时代，网民往往不喜欢花费大量的时间来关注，除非你是一些用户粘度较高的大型门户站点。所以，如何让我们的用户可以第一时间看到重点的信息是至关重要的。那么我们如何让我们的网页布局有轻重之分呢？

(1)首先我们需要知道我们站点的主要栏目是哪一个，而这一个重点栏目就是你每天更新量最大，用户浏览量最大的栏目。那么我们就需要将这些重点栏目置于网站的的中央显眼地区，然后在一些显眼的样式处理，让用户能够更加快速的看到这些内容。

(2)对于一些次要的内容我们可以可以作为主要内容的衬托，可以置于主要栏目的旁边或者下方，形成如同众星拱月的形状，这样才能让网站更有主次之分，更有层次感，方便用户的阅读。

总结

疲劳设计篇3

关键词：驾驶座椅；驾驶疲劳；人机工程

1 驾驶疲劳成因

驾驶工作是一项脑力与体力并重的劳动，具有耗时长、能量消耗不大的特点。对于驾驶员来说，疲劳是以神经系统相当紧张的劳动而引起的复合性疲劳为主，主要表象为全身乏力。当疲劳达到一定程度以后，驾驶员的意志减弱，注意力分散，反应迟钝，对信息输入方向性的选择能力降低，信息处理缓慢，信息输出形式混乱，动作缺乏准确性，甚至出现失误，难以确保交通安全。

2 驾驶座椅对疲劳的影响分析

驾驶座椅对人体的刺激主要是肤觉刺激，驾驶员只是被动接收和反应，不需要进行处理。其对驾驶疲劳的影响分析如下：

2.1 坐姿

2.1.1 对脊椎及肌肉活动的影响

对坐姿的分析主要是腰柱椎间盘的受力情况及竖直肌的肌腱活动。由于椎骨的定位是借助于肌腱的作用，一旦脊椎偏离自然状态，肌腱组织就会受到相互压力（拉或压）的作用，使肌肉活动度增加，招致疲劳酸痛。

2.1.2 体压分布

人体与座椅之间的压力分布称为坐姿的体压分布，坐姿的体压分布是影响乘坐舒适性的重要因素。人就坐时，身体重量的大部分（约80%）经过臀部、背部隆起部分及其附着的肌肉压在坐椅面上。图1为座椅各部位的受力分布。

2.2 振动

振动对驾驶员的直接影响涉及躯干和身体局部的生物动态反应行为、生理反应、性能减退和敏感度障碍。表1列出了人体各个主要部位的共振频率[2，3]

人体在振动环境中会加速疲劳过程。当振动环境中的振动特性处于人体神经系统的敏感区域时，这种刺激频繁传入大脑皮质，引起大脑皮质细胞兴奋。当达到一定限度时，皮质细胞的工作强度将减弱，人就会感到疲劳，工作效率明显下降。

3.3 温湿度

研究表明，驾驶员在驾驶状态下的舒适温度为18℃～23℃，舒适湿度为40%～60%，代谢量为1.0～2.0met。座椅对人体热环境的主要影响因素有：座椅表面的温度和湿度。座椅表面的温湿度特性将影响人体背部、臀部、下体等部位的散热性能及皮肤的呼吸功能，当其温湿度特性与人体生理机能不适应时将引起人体局部不快感，从而加速人体疲劳的形成。

4 座椅的人机工程设计

根据以上分析，驾驶员长期保持坐姿工作，疲劳很大程度上受座椅影响，乘坐舒适性是汽车座椅系统设计开发中的重要问题。乘坐舒适性包括静态舒适性和动态舒适性，前者主要与尺寸参数、表面质量、调节特性等有关，后者则主要与振动特性有关。

4.1 座椅的静态舒适性设计

座椅的静态舒适性设计须考虑的因素很多，可以概括为以下基本原则：

（1）座椅的形式和尺度与其功用有关；

（2）座椅的尺度必须参照人体测量学数据确定；

（3）座椅可适当调节，以满足坐姿变换；

（4）座椅所使用的材料应适应人体的舒适性；

由坐姿生物力学分析，最舒适的坐姿是臀部稍离靠背向前移，使上体略向上后倾斜，保持上体与大腿间角在90°～115°。同时，小腿向前伸，大腿与小腿、小腿与脚掌之间也应达到一定角度，如

由于汽车驾驶的特点，在驾驶座椅设计时还应考虑座椅与空间的协调问题，驾驶空间以坐姿活动空间为依据。图6列出了驾驶作业空间设计的主要指标[6]。

4.2 座椅的动态舒适性设计

驾驶用座椅动态舒适性主要与振动特性有关。影响驾驶疲劳的振动主要是行驶中因道路凹凸不平而引起车辆随机振动和车辆本身的机械振动。驾驶员受到纵向、横向及垂直方向的直线振动，以及绕这3个方向的角振动。其中垂直振动和绕纵、横坐标轴的角振动对人体的影响较大。在设计汽车座椅时应尽量隔离人体敏感的振动。

在座椅设计中可采取如下措施[7]：减小座椅共振频率，降低对人体最有影响的高频区；降低共振时的振动传递率；降低乘员10Hz附近的振动传递率，以减轻弹簧以下的共振的影响和减少来自座椅靠背的高频振动；把路面—轮胎、悬架、座椅—人三者看作一个整体大动力学系统，寻求在各种路面随机输入情况下使乘员不易疲劳的最优结构。另外，对于座椅的动态特性按照传入人体的能量最小、使人体在敏感频率区域动态响应最小、传给人体的加速度均方根值最小等目标进行优化[3]，与汽车的其他减振系统相匹配，使人体处于更合适的振动环境，这些都是减轻驾驶疲劳的重要措施。

5 结束语

汽车驾驶座椅的舒适性研究，是目前汽车产品人机工程设计中值得深入探讨的问题，在今后的研究中，应对以下几方面加以重视：

（1）中国人的体群反映特性研究。目前，我国的评价标准是建立在国际标准的基础上的。由于人群存在着差异，建立中国人的人体模型，尤其是动态模型，研究人体承受多方向振动情况下的反映及评价方法是十分迫切的。

（2）采用系统的设计思想和研究方法。一般研究方法只是把汽车地板以上的座椅系统作为研究对象，并未考虑到人体的动态性能，建立的座椅模型较为简单，不能准确地反映实际。因此建立一个详尽的、操作性强的分析方法有着非常重要的现实意义。

参考文献：

[1]周美玉.工业设计应用人类工程学[M].北京：中国轻工业出版社，2001.

[2]袁修干，庄达民.人机工程[M].北京：北京航空航天大学出版社，2002.

[3]黄斌，蒋祖华，严隽琪.汽车座椅系统动态舒适性的研究综述[J].汽车科技，2001，10（6）：13-16.

[4]郭伏，杨学涵.人因工程学[M].沈阳：东北大学出版社，2001.

[5]Gault T.Case study：Mercedes-bezs-class[J].Automotive.Engineer，1999，24（1）：46-57.

[6]Tilly AR.人体工程学图解———设计中的人体因素[M].朱涛译.北京：中国建筑工业出版社，1998.

疲劳驾驶报警系统设计及制作篇4

近年来, 机动车数量急剧增加, 交通事故频发, 给人们造成巨大的精神伤害和财产损失, 交通事故已被列为社会一大危害。在交通事故的众多诱发因素中, 驾驶员的人为因素占有很大的比重, 尤其是疲劳驾驶。如何有效减少交通事故的发生, 是现代社会必须面对和解决的课题。

车内驾驶员疲劳监测技术, 本质上是在行驶过程中捕捉并分析驾驶员的生物行为信息, 比如眼睛、脸部、心脏、脑电活动等, 然而心跳活动和脑电监测由于受接触的限制, 目前没有在车内批量应用。当前比较流行的疲劳检测手段是驾驶员驾车行为分析, 即通过记录和解析驾驶员转动方向盘、踩刹车等行为特征, 判别驾驶员是否疲劳, 但这种方式受驾驶员驾驶习惯影响极大。另一大类别的检测方法是通过图像分析手段, 对驾驶员脸部与眼睛特征进行疲劳评估。这一方法正渐渐被整车厂商接受并采用。目前, 一些高端品牌汽车上配有疲劳检测和报警系统, 如奔驰、沃而沃、丰田13代皇冠等, 均有疲劳检测和分析系统。

2 疲劳驾驶报警系统设计思路

目前已有采用物联网技术检测驾驶员精神状况的系统, 融合多姿态人脸检测方法, 基于生物特征的头部姿态估计方法, 通过视觉传感器对人的眼睑、眼球的几何特征和动作特征、眼睛的凝视角度及其动态变化、头部位置和方向的变化等进行实时检测和测量, 建立驾驶人眼部头部特征与疲劳状态的关系模型, 研究疲劳状态的多参量综合描述方法, 同时研究多元信息的快速融合方法, 提高疲劳检测的可靠性和准确性, 从而研制稳定可靠的驾驶员疲劳监测系统。它检测的方法很多, 比如人脸快速检测方法、疲劳程度检测方法、疲劳驾驶问题检测方法等。

疲劳驾驶报警系统工作流程如图1所示:

疲劳检测系统主要是通过测量眼睛的开闭、眼睛的运动和眼睛的生理学表现形态来研究机动车驾驶员疲劳问题, 这种方法的前提条件是眼睛的生理学表现形态能够充分提供机动车驾驶员的警觉状态的信息, 眼睛的视觉表现行为能够被测量。美国联邦公路管理局在技术论坛上首先提出把PERCLOS (单位时间内眼睛闭合时间所占的百分率) 作为预测机动车驾驶员驾驶疲劳的可行方法, 并推荐PERCLOS作为未来驾驶疲劳检测的最好方法。

3 软硬件设计

参考已有资料, 在硬件方面, 选取以TMS320DM642芯片为核心的各模块芯片, 包括:TMS320DM642芯片、红外光源部分、CCD摄像头、视频采集电路、动态存储器 (SDRAM) 、闪速存储器 (FLASH) 、JTAG仿真接口、电压转换芯片、蜂鸣器预警电路。如图2所示:

利用亮瞳效应, 选取差分图像的方法快速定位人眼, 这部分的图像处理通过MATLAB进行仿真。在完成图像处理的各个环节后, 提取PERCLOS和眨眼频度作为疲劳参数判断疲劳状态。通过差分帧图像快速、准确定位人眼, 然后进行疲劳参数提取和疲劳状态判定。

4 分析调试

图像处理部分包括人眼的定位和人眼状态的识别, 是本设计的核心。人眼定位通过MATLAB软件仿真图像处理, 如图3所示。主要实现程序如下:

在提取疲劳参数前, 需要先构建眼睛模型。标准模型如图4所示, 包括眼白和眼球, 上下眼睑的高度h即眼睛高度, 眼睛睁开程度和眨眼频率都可以通过h来衡量。

在用MATLAB进行仿真时, 根据上节眼睛定位时获得的瞳孔区域的连通区域, 求出包含该区域的最小矩形, 即可认为该矩形的高就是眼睛睁开高度h, 仿真结果如图5所示:

该方法虽然能快速获得眼睛睁开高度, 但是误差较大。因此放弃该方法, 选择应用统计的方法计算上下眼脸的高度h, 具体过程如下:图像经过二值化处理后, 统计图像中每一列黑点像素的个数, 选出黑点像素数量最多的一列, 该列黑点像素的个数就是眼睛的睁开高度h, 单位为像素。

PERCLOS (Percentage of Eyelid Closure Over the Pupil Over Time) 是指眼睛闭合时间占某一特定时间的百分比。PERCLOS是公认的疲劳检测指标, 国内外很多研究疲劳驾驶检测的系统都会选择PERCLOS作为疲劳判断标准。假设眼睛正常睁开时, 眼睛高度h的值为M。选用M*2/3作为判断眼睛睁开和闭合的阈值, 假设i为视频帧数, close (i) 是眼睛睁闭的变量, 为1表示睁眼, 为0表示闭眼, H (i) 为第i帧眼睛的高度, 则close (i) 可以用下面公式计算:

每60s计算一次PERCLOS的值作为判断疲劳程度的依据, 60s内眼睛闭合时间所占百分率为:

在疲劳的状态下, 大多数人会表现为眨眼频率变快, 因此, 将其也作为判断疲劳的依据之一。记眨眼频度为F, 正常眨眼频度为区间B, 。眨眼频度每60s计算一次, 在60s内, 眼睛从睁开到闭眼再到睁开为一个过程, 该过程每出现一次, 眨眼频度F加1。根据疲劳检测实验数据可以得出驾驶员疲劳时的眼睛平均闭合时间是2.207s, PERCLOS均值是32.44%。以PERCLOS和眨眼频度作为疲劳参数, 制定出疲劳驾驶检测方法:本文取PERCLOS超过32%或者眨眼频度不在正常区间B时, 系统立即启动报警装置, 提醒驾驶员安全驾驶。

5 结语

在当今社会, 交通安全越来越受到关注和重视, 因此, 疲劳检测系统的研发具有深刻现实意义和广阔的市场前景。在实际应用过程中, 由于DSP拥有强大的数据处理能力, 在本次系统设计的基础上扩展其他功能, 比如增加酒精检测模块, 通过酒精传感器实时检测环境中的酒精含量, 在避免疲劳驾驶的同时也预防酒驾, 提高交通安全性。

参考文献

[1]韩相军.基于DSP的驾驶疲劳实时检测系统研究[D].北京:首都师范大学, 2006.

[2]韦金辰.TMS320C6000系列DSP原理与应用系统设计[M].北京:机械工业出版社, 2012.

[3]常瑜亮.基于DSP的疲劳驾驶检测系统硬件设计与实现[D].沈阳:沈阳理工大学, 2010.

[4]窦元杰.基于汽车驾驶员的疲劳驾驶检测系统的研究[D].沈阳:沈阳工业大学, 2010.

疲劳设计篇5

分析了汽车行驶工况,根据汽车发动机的瞬态工况计算出机械式手动变速器的动态载荷,以此设计出加载试验台控制系统.试验台利用工业PC进行现场数据采集,监视系统运行状态,通过CT-NET总线实现工业PC与CT变频器之间的.通讯,CT变频器软PLC进行电机实时控制,模拟动态载荷并实时加载.

作者：任永强陈清红景兴淇 REN Yong-qiang CHEN Qing-hong JING Xing-qi 作者单位：任永强,陈清红,REN Yong-qiang,CHEN Qing-hong(合肥工业大学,机械与汽车工程学院,合肥,230009)

景兴淇,JING Xing-qi(机械工业第六设计研究院,郑州,450007)

疲劳告诉您什么…… 篇6

1，它告诉你：该休息啦!当你在工作或学习中出现疲劳惑时，不要视而不见、掉以轻心，应该注意休息或教缓工作或学习的速度和强度。因为，疲劳感本身是身体向大脑发出的告急信号，人之所以产生疲劳的感觉，是由于体力或脑力劳动时间过久(或强度过大)，体内组织器官需要的营养物质和氧气供应不足，代谢废物乳酸等积蓄增多，进入大脑组织，使人产生了疲劳感。当经过有效的休息之后，代谢产物从体内排出，疲劳便自然消除。因此，疲劳惑是有益千人体健康的一种保护性反应。有人问：有的时候我感到很疲劳，便马上休息，可是，休息一段时间后，疲劳并未消除，这是什么原因呢?如果您是健康人，经常出现这种情况，就要归咎于您休息得不对路，即没有按照不同性质的疲劳应采取不同的休息方式的原则来实施。人体的疲劳分为生理性与病理性两大类，而生理性疲劳又分为体力、脑力、心理和混合性等四种。消除心理疲劳主要是解除心理压力和调节情绪；消除体力疲劳应采取停止工作、劳动，保持安静的方式；而消除脑力疲劳则是放松精神，去户外呼吸新鲜空气，进行轻度的体育运动，使大脑得以休息；消除混合性疲劳则必须针对引起疲劳的原因。有的放矢。

2，它告诉你：可能已经患病。疲劳不仅是应该休息的报警员，有时它还是多种疾病的重要信号。诸如病毒性肝炎、肺结核、糖尿病、心肌梗塞和贫血等疾病。都能使病人感到莫名其妙的疲劳。这种疲劳属于病理性，与健康人身上经常产生的生理性疲劳性质完全不同，应引起人们的高度重视。病理性疲劳有以下四个特征：

(1)原因不明：任何生理性疲劳的发生都可查出明确的原因。如体力疲劳是在繁重或长时间的体力劳动或运动之后出现。而病理性疲劳就不同了，一般情况下查不出明确的引发因素。这是它的第一个也是最重要的特征。

(2)不易消除：生理性疲劳一般经过合理的休息都会迅速消除，其中，只是精神性疲劳的消除稍慢些。而疾病引起的疲劳，靠休息往往不能奏效，必须通过正确的治疗，将疾病治愈之后，疲劳感才会完全消除。因此，顽固性是病理性疲劳的第二个特征。

(3)不该发生时发生：生理性疲劳一般都是在劳动(工作)一段时间或劳动(工作)强度过大时发生的，而病理性疲劳则是在劳动(工作)时间不长或强度不大，甚至在不工作时也发生，即不该发生时它却发生了。这是病理性疲劳的第三个特征。

(4)常伴有其他症状：生理性疲劳一般不伴有其他症状，主要感觉就是疲乏。而病理性疲劳则多伴有其他症状。如病毒性肝炎引起疲劳常同时出现食欲不振、恶心、呕吐等；肺结核引起的疲劳常与低热、盗汗、干咳等症状同时出现；糖尿病所致的疲劳常有多食、多饮、多尿等症状为伍……如果疲劳出现时伴有明显的其他症状，就应该认真对待了。

3，它告诉你：应该加强锻炼了。如果经医生全面检查之后，未发现什么疾病，但疲劳仍然经常出现，这对你也是一种信号。表明你的身体素质较差，体力和脑力不如一般人，应该加强锻炼或进行必要的补益。

4，它告诉你：应该对自己的饮食与睡眠状况进行一次检查与必要的改进。排除上述三种情况的易疲劳者，应该对自己的饮食与睡眠情况进行一次自查。因为营养不良与睡眠不佳均容易引起疲乏，同时这种疲劳不易消除。因此，如有偏食、择食、不吃早饭者，应改变不良的饮食习惯；睡眠长期不足或质量不佳者，应采取有效的措施改善自己的睡眠。

光热发电换热器疲劳分析设计篇7

光热发电系统换热器由于系统的特殊性, 换热器需要适应频繁启停, 光热发电系统换热器需要根据运行状况进行寿命分析。国标设备需要根据JB4732的相关规定进行分析设计。

1 设计原型简介

本文以某50 MW光热电站蒸汽发生系统蒸发器为研究对象, 对其整体进行分析设计。该蒸发器设计参数如表1所示。

2 主要部件分析设计

蒸发器设备属于管壳式换热器范畴, 主要部件包括前管箱封头、前管箱筒体、管板、壳体以及壳体封头。而关键设计点在于管板以及与管板相接的两端筒体, 因此本文针对管板以及两端筒体进行了分析设计。

2.1 壳体分析设计

依据JB4732选用适用强度设计公式, 圆筒的计算厚度应根据荷载情况按以下相应公式确定。

在仅受内压作用的情况下:

当Pc≤KSm时,

当Pc>0.4KSm时,

式中:e为自然对数的底;K为载荷组合系数, 查图可得。

根据计算结果, 蒸发器符合公式条件 (1) , 选用式 (1) 作为厚度计算公式。计算后需要核定设备是否需要进行圆筒轴向稳定, 判定条件为:如果F≥0.25PcDi, 则不需要校核设备轴向稳定;若反之, 则需进行轴向稳定校核。

壳体主要程序计算结果如下:内壳径为Di=2200 mm;设计应力强度为Sm=126 MPa;成型损失为F1=1.00 mm;比较结果为Pc≤0.4KSm;适用公式为t=Pc·Di/ (2·KSm-Pc) ;计算厚度为t=133.7 mm;径向薄膜应力为F=63.0 MPa;校核为无需按径向薄膜应力校核。

厚度计算过后要进行筒体疲劳应力分析设计, 采用第三强度理论, 分别校核一次总体薄膜应力, 一次局部薄膜应力, 一次薄膜加一次弯曲应力, 一次加二次应力强度以及峰值应力强度。

对于每组3个主应力, 计算主应力差。在每组σ12、σ23和σ31中, 取绝对值最大者作为该组的应力强度, 即可得到各应力强度值。

判定条件为:SI<Sm;SII<1.5Sm;SIII<1.5Sm;SIV<3Sm。

主应力计算:泊松比μ=0.3;弹性模量E=193 000 MPa;线膨胀系数α=0.000 012/℃;出口温差Δt1=8.13℃;进口温差Δt2=64.66℃;管子根数N=3900 mm;环向主应力σPθ=120.69 MPa;轴向主应力σPm=60.35 MPa。

边缘效应不连续力:σNθ=-102.59 MPa;σNm=0 MPa;σNr=0 MPa。内壁 (二次应力Q) σWθ=186.27 MPa, 内壁σWm=55.88 MPa, 内壁σWr=0 MPa。

壳体轴向热应力:σm=15.78 MPa;σtθ=0 MPa;σtr=0 MPa。

应力强度计算评定如表2所示。由于Sm=126 MPa, 1.5Sm=189 MPa, 3Sm=378 MPa, 因此:SI<Sm, 即一次总体薄膜应力强度分析合格;SII<1.5Sm, 即一次局部薄膜应力强度分析合格;SIII<1.5Sm, 即一次薄膜 (总体或局部) 加一次弯曲应力强度分析合格;SIV<3Sm, 一次加二次应力强度分析合格。

依据以上计算可得出设备应力分析合格, 依据应力分析计算结果查取疲劳寿命曲线, 得出蒸发器循环次数为5 000 000次, 而设备要求设计总循环次数为150 000次, 满足设备设计要求, 可以保证壳体寿命要求。

前端管箱的设计计算过程与壳体类似, 不再赘述。

2.2 管板

蒸发器管板与两面筒体均采用焊接式, 如图1。

管板的分析设计步骤为:上述2) 、3) 项计算应对Ps单独作用 (Pt=0) 和Pt单独作用 (Ps=0) 两种危险工况分别进行, 如Ps和Pt之一为负压时, 还需考虑压差的危险组合。每种工况下管板应力校核点包括r=0, Rt, R 3个截面处管程侧和壳程侧两个表面, 共计6个校核点。

1) 假定管板厚度δp, 进而确定与管板练成一体的法兰厚度。2) 计算由压力引起的管板上校核点应力。3) 按不同工况与不同校核点逐一叠加计算得到的应力, 得到每种工况下6个校核点的应力, 并进而计算弯曲应力强度Sm, 要求满足SII<1.5Sm。

计算结果如下 (管板厚度计算, 标准为JB 4732) :

设备为蒸发器, 部件为管板, 内壳径Di=2200 mm, 材料为15Cr Mo, 设计应力强度Sm=105 MPa, 管箱筒体厚度δh=36 mm, 壳程筒体厚度δs=140 mm, 假定管板厚度δp=350 mm。

r=0截面应力:在管程侧, σr10=26.76 MPa, σθ10=26.76 MPa;在壳程侧, σsr10=-26.76 MPa, σsθ10=-26.76 MPa。

r=Rt截面应力:在管程侧, σrt=-72.54 MPa, σθ1=50.68 MPa;在壳程侧, σsr1=72.54 MPa, σsθ1=-50.68 MPa。

r=R截面应力:在管程侧, σr2=-42.3 MPa, σθ2=74.92 MPa;在壳程侧, σsr2=42.3 MPa;σsθ2=-74.92 MPa。

判定结果:

判定条件:1.5Sm=157.5;σr=1.5Sm;σθ=1.5Sm。

管程侧:σr=-88.08 MPa;σθ=152.36 MPa。

壳程侧:σr=88.08 MPa;σθ=-152.36 MPa。

均满足强度要求。

3 结论

依据设备的不同应用场合以及运行要求, 对设备适时的进行强度分析设计是保证设备安全运行的必要条件。强度分析手段依据不同的强度理论, 计算合理的各部件结构, 保证材料的不浪费同时保证了设备的安全性, 是工程设计中十分必要的手段。本文根据JB4732的相关要求, 对设备进行分析设计, 依据分析设计结果出设备分析设计报告, 是针对光热发电系统换热设备的有效设计手段, 可以针对光热系统设备的频繁启停而造成的疲劳应力进行有效判定。

参考文献

[1]钢制压力容器--分析设计标准:JB 4732-1995[S].

[2]胡锡文, 林兴华.管壳式换热器管板的有限元分析[J].压力容器, 2004, 21 (10) :26-28, 22.

[3]杨国义, 寿比南.异形管板换热器应力分析与评定[J].石油化工设备技术, 2006 (3) :6-8.

[4]龚曙光, 谢桂兰.压力容器分析设计中的应力分类方法[J].化工装备技术, 2000 (3) :27-31.

增压汽油机曲轴疲劳强度优化设计篇8

关键词：增压汽油机,曲轴,优化设计,疲劳强度

0 引言

曲轴是发动机核心零部件之一,不仅与连杆一起将活塞的直线运动转变成旋转运动输出,同时也将活塞所作的功转变为扭矩输出。在发动机工作时,曲轴承受气体作用力、往复惯性力和旋转惯性力以及它们产生的力矩,这些交变载荷在曲轴上产生弯曲、扭转等复杂的交变应力,因此曲轴的可靠性设计非常重要[1,2,3]。

提高曲轴疲劳强度主要在材料、设计和工艺3个方面。在材料方面,曲轴主要采用锻钢或者球墨铸铁两种材料,锻钢曲轴相对常用的球墨铸铁曲轴具有更好的疲劳性能,但在成本和加工性能上没有优势[4]。在设计方面,曲轴的轴颈、长度、重叠度等基本参数直接影响其疲劳特性;平衡块结构的设计影响曲轴的内应力、重量,在一定程度上也会影响曲轴的疲劳特性[5]。在工艺方面,曲轴的强化工艺主要有渗氮、表面中频感应淬火、热应力强化、圆角滚压和喷丸等;而其中圆角滚压是提高曲轴疲劳强度效果尤其显著的方法,曲轴中采用滚压工艺的比例已从上世纪70年代的50%提高到现在的90%[6,7]。

基于增压发动机对曲轴更高的疲劳强度需求,本研究分别改进原型机曲轴的材料、工艺和结构,并通过疲劳试验对优化设计进行验证。

1 曲轴优化设计方案

原1.4 L自然吸气发动机与增压发动机参数对比如表1所示。增压后功率、扭矩和爆发压力都有较大提升,因此对曲轴疲劳强度提出了更高的要求。

1.1 曲轴材料的改进

原机型曲轴材料为球铁600,新机型曲轴材料选用38MnVS6,两种材料的性能对比如表2所示。在非滚压状态下新曲轴材料38MnVS6比原曲轴材料球铁600在抗拉强度上提高了41.7%。

38MnVS6为微合金非调质钢,该材料采用锻造的工艺生产,并在锻造完成后,利用金属材料的余温来控制曲轴的冷却速度,从而使钢中的钒等金属合金碳氮化合物能比较充分地融入奥氏体,使奥氏体充分地合金化,增强了钢的强度和硬度,基体组织显著强化,以获得较好的综合力学性能,力学性能表如表3所示。与此同时,38MnVS6省去了调质处理的工序,既节约了能源,又保护了环境[8]。

由后面第10组疲劳试验数据和原曲轴对比,材料的优化使疲劳强度由645 N·m上升到712 N·m,提高了10.4%。

1.2 曲轴加工工艺的改进

曲轴轴颈过渡圆角是曲轴疲劳破坏的主要部位,而圆角滚压是提高圆角疲劳强度的最有效方法[9]。

在圆角滚压过程中,曲轴的疲劳强度随着滚压压力的增加而提升,因此在新机型的曲轴加工工艺方面,本研究通过将曲轴圆角滚压压力由6 000 N增加到7 000 N,进而提升新曲轴的疲劳强度[10]。

新款曲轴采用德国赫根塞特的变滚压机进行沉割滚压。滚压示意图如图1所示:滚压轮压入设定的角度为55°,沉割沟槽圆角为1.3 mm,滚压头圆角为1.2 mm(偏差不大于0.1 mm)。

由后面的第1组、第2组疲劳试验数据对比可知,在材料不变的情况下,滚压后疲劳强度从712 N·m上升到740 N·m,提高了3.93%。

1.3 曲轴结构的改进

在原机型曲轴的结构优化中,考虑到与发动机主要参数和相关零部件的匹配,曲轴的基本结构特征和主要设计尺寸保持不变。

原曲轴重量为11.32 kg,材料从QT 600-3变为38MnVS6后,由于密度增大,在不进行结构改进优化的基础上重量变为12.25 kg,比原曲轴重了0.97 kg。

在曲轴基本参数不变以保证配合的情况下,曲轴的结构改进主要分为两个方面:曲轴减重和曲轴增强。而改进部位只针对曲轴平衡块,原曲轴平衡块如图2所示。在减重原则下,削减连杆颈主轴颈边缘,减小扇形面角度,减小平衡块厚度;在增强的原则下,增强主轴颈连杆颈过渡区域。改进后的轴平衡块如图3所示。

优化后,整个曲轴重量为11.28 kg,在采用高密度的锻钢材料前提下,达到了减重的目的,比原机型曲轴轻了0.04 kg;在疲劳性能方面,由后面第1组和第3组疲劳试验对比可以得到,在材料、滚压力都一样的情况下,平衡块的优化使曲轴疲劳强度由740 N·m上升到80 N·m,提高了8.24%,达到了增强的目的。

2 疲劳试验验证对比

针对以上新款曲轴的优化设计,本研究对几种改进的曲轴样本进行了弯曲疲劳试验,验证对比标准为曲轴弯曲疲劳强度。目前国内外曲轴疲劳强度试验主要有成组试验法、配对升降法、疲劳极限统计分析法(SAFL)[11]。

升降试验法用于长寿命区的疲劳试验,在指定循环基数下测试疲劳极限,或在某一指定疲劳寿命下测试疲劳强度。在样本量充足(通常25根以上)情况下与其他两个试验方法相比,升降试验法能更加准确地评估样本疲劳强度。升降试验法根据样本数目的多少和最终试验数据统计分析方法的差别主要分为大子样升降法(样本数25以上)和小子样升降法(样本数12左右)。大子样升降法成本较高,试验周期较长,但试验结构更加准确,国外一般采用大子样升降法进行疲劳强度试验。

本研究采用大子样升降法进行疲劳试验,试验标准为GME L-6C-1,基本试验信息如表4所示。

试验过程如下:

(1)准备试验样本。

该试验只对每根曲轴的第4连杆颈进行考察,因此用线切割的方法将每根试验曲轴的第4连杆颈切割下来作为试验样本,试验样本如图4所示。

本研究一共制作了3组样本:第1组为材料改进后的曲轴试验,第3组为材料、滚压力改进后的曲轴试验,第3组为材料、滚压力和结构改进后的曲轴试验,每组25根。

(2)试验样本装夹。

试验样本制作完成后,笔者按照如图5所示的装夹方法将曲轴疲劳试验安装到试验机上。安装好的疲劳试验装夹效果图如图6所示。

(3)试验系统标定。

开始试验前需要对试验系统进行标定,该试验系统采用应变法进行标定,主要分为两个步骤:首先,进行静标,建立静力矩与应变之间的关系;然后,进行动标,建立试验系统工作时激振频率与曲轴圆角上产生的动应变之间的关系。本研究根据这两个关系就可以确定指定应力下的激振特性[12]。

(4)完成试验。

根据以往的试验经验,3组曲轴试验初始载荷分别定为:第1组710 N·m,第2组740 N·m,第3组770 N·m,应力级差为30 N·m。试验完成后,得出的3组试验结果如图7所示。

3 试验结果分析

试验结果的分析主要是根据GME L-6C-1试验标准得到每组试验的90%存活率的疲劳强度极限,从而通过对比检验优化设计后的改进情况。

以上结果可由下式得出:

$Μ = S_{0} + Δ S (\frac{A}{F} \pm 0.5) (1)$

$s = 1.62 Δ S (\frac{F B - A^{2}}{F^{2}} + 0.029) (2)$

F90%=M-1.28s (3)

(A=∑jfj,B=∑j2fj,F=∑fj)

式中:M—疲劳极限平均值;s—疲劳极限标准差;S0—当未破坏的试样数小于破坏试样数时为最低的试验应力水平,当未破坏的试样数大于破坏的试样数时为最低的破坏应力水平;ΔS—应力级差;j—应力水平序号,以S0应力水平的序号为“0”,其上依次为1、2、3……;fj—在第j级应力水平下的最少试件数,当破坏试样数少于未破坏试样数时,fj为破坏试样数,当破坏试样数多于未破坏试样数时,fj为未破坏试样数;F90%—90%存活率的疲劳强度极限;当最少试件是未破坏时,式(1)的括号中取“+”号,当最少试件是破坏时,式(1)的括号中取“-”号。

本研究将式(1～3)得出的3组试验结果与已知的原机型曲轴疲劳强度进行对比,对比结果如表5所示。

4 结束语

本研究对增压汽油机曲轴进行了疲劳强度的优化设计,研究结果表明:

(1)在疲劳强度方面,以90%的存活率疲劳强度为标准,优化后的曲轴疲劳强度达到801 N·m,相对原机型曲轴(645 N·m)提高了24%,优化设计大大提高了曲轴的疲劳强度。

(2)锻钢材料相对球墨铸铁材料对曲轴的疲劳性能有较大提升。

(3)通过3组试验结果的对比,在所选择的38MnVS6材料基础上,平衡块结构的优化相对于滚压力1 000 N的提升具有更加明显的效果,对相关材料的曲轴优化设计具有一定的指导意义。

综上所述,本研究对曲轴的优化设计改进,达到了预期的效果,完全满足新款增压发动机的设计需求。

参考文献

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[7]颜波,张保成,金峰.过渡圆角尺寸对错拐曲轴强度影响分析[J].小型内燃机与摩托车,2012,41(1):27-29.

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[10]薛隆泉,刘荣昌,崔亚辉.曲轴圆角滚压运动及结构参数的优化设计[J].机械工程学报,2002,38(1):146-148.

[11]周迅,俞小莉.曲轴疲劳试验及其数据统计分析方法的研究[J].内燃机工程,2007,28(2):51-54.

谈谈飞机结构的抗疲劳细节设计篇9

飞机结构寿命的长短主要取决于重要结构细节的抗疲劳开裂能力。现代飞机结构设计基础中的疲劳、损伤容限、耐久性设计三者之间虽然在实际原理、设计方法和设计目标有本质的不同;但就提高结构细节的抗疲劳能力而言, 三者的要求基本上是一致的。这是因为飞机的使用统计和研究表明, 因疲劳开裂而引起的结构破坏的概率很高, 飞机结构灾难性的疲劳破坏大多数就是由于重要受力构件或连接杆存在着高的应力集中引起的。

二、影响结构细节的抗疲劳性的因素

影响飞机结构细节的抗疲劳性的因素主要依赖如下几个主要因素:

1结构材料本质。不同材料其内部的化学成分、金相组织、纤维方向、内部缺陷等不一样, 其疲劳性、断裂性能和抗腐蚀性能也并不相同。

2结构零件几何形状及表面状态。包括尺寸效应、缺口效应和零件的表面光洁度等。

3结构的连接形式、布局及传力路线的设计。

4结构零件的表面热处理及内部的残余应力。

5零构件的制造工艺方法。

6结构零部件的工作条件。对于在特定载荷环境中工作的零构件, 由于载荷、腐蚀介质、湿度和温度的联合和交替, 会导致零构件提前发生疲劳损伤并加速损伤的扩展。

三、结构的抗疲劳细节设计方法和实例

依据影响结构细节的抗疲劳性的因素全面权衡, 采取恰当的、合理的设计方案来提高零构件的抗疲劳性。

1选材时应综合权衡

疲劳开裂最敏感的局部区域或元件所采用的材料很重要, 尽量选择抗疲劳性能好的材料, 材料应力水平限制在容许的范围之内。选材时应遵循三个原则:对材料性能、载荷、环境条件和结构重量、经济性作综合权衡;根据设计要求, 按静强度、疲劳容限等要求即区别又协调的选材;考虑材料的使用经验和继承性。如飞机很多关键重要零件如机身与机翼对接件、发动机的接头等都用锻件制造是由于锻件承载能力大, 抗疲劳能力好;飞机中央翼上壁板选用的是LC4铝合金材料, 而下壁板则选用的是LY12CZYO铝合金材料, 原因是LY12CZYO铝合金材料的疲劳性能优于LC4, 而LC4由于静强度较高疲劳极限较低, 缺口敏感性较大, 应力腐蚀倾向较高, 所以一般不选其为下壁板蒙皮。

2改进结构减缓局部应力, 降低应力集中

应力集中是产生疲劳裂纹的主要因素, 应精心设计减少应力集中、降低局部应力, 可显著提高零构件寿命, 甚至高达10~100倍。

1) 设计中应尽量避免或减缓零构件形状的突变, 零构件截面大小、形状变化缓和可使其力流线的拐折得到缓和, 降低应力集中系数。如轴类零件截面变化处和壁板厚度改变处应有足够的过渡区, 增大圆角半径, 能够使应力集中系数降低, 达到减缓局部应力的目的。过渡圆弧之半径R为厚度变化值的10倍以上, 一般不会引起疲劳问题。

2) 结构上尽量少开口, 小开口, 开口位置尽可能选在低应力处;必须开口时, 要加开口部位的结构, 受拉表面最好不开口。减少孔开口附近的局部应力的有效方法是在孔口边缘连接上一个加强圆环, 孔洞的应力集中随着加强圆环刚度的增加而减轻。加强环与圆孔的连接最有效的方式是焊接或胶接, 铆接或螺接容易导致孔边更高的应力集中。

3) 铆钉孔、螺栓孔等都是产生应力集中的部位, 通常采用局部加强, 如适当加大厚度的方法来减少局部应力。

4) 减少零构件上因多个应力集中相互影响可能引起的复合应力集中, 使这些细节相隔一定的距离并处于恰当的位置, 以降低其相互影响。

3结构布局和传力路线的恰当设计

1) 结构布局保持合理性:合理的结构细节布局, 主传力构件就会承受并转递主要载荷, 从构件承受并转递次要载荷或很小的载荷, 各个零构件适中的保持自己的载荷能力, 极大提高本零构件系统的抗疲劳性。

2) 主传力通道保持完整:主传力构件一般是疲劳危险件, 尽量保证其完整性;避免在其上连接次要构件以及开孔挖缺口, 受力系统在设计时尽可能把传力路线设计得最短。

4消除偏心传载荷强迫装配

偏心传载和强迫装配会引起附加应力, 降低零构件的抗疲劳性。尽量采用对称结构设计;为减少连接部位由于存在的设计间隙或工艺间隙的强迫装配应力, 可采用适当的补偿件。

5连接接头和连接结构的抗疲劳设计

飞机的疲劳破坏经常发生在接头和链接件的连接处, 所以连接件的抗疲劳“细节设计”很重要。

(1) 连接接头尽量避免偏心

螺栓接头:其连接一般有四种连接形式:单剪连接、双剪连接、单嵌连接和双嵌连接。试验表明:双剪接头比单剪好, 而双嵌连接比单嵌好, 其中以双嵌式鱼尾形连接最好, 可使螺栓受载比较均匀, 从而提高疲劳寿命。

耳片和销钉的连接接头:耳片宽度W/耳片孔径D≤1.7;耳片的颈缩比S/W应尽量接近1.0。提高耳片疲劳强度的有效措施是利用干涉配合, 在耳孔中使用较高过盈的衬套以方便维修拆装;不推荐液氮冷缩衬套, 因为其过盈量太小, 在高载时衬套和耳片之间会产生微动损伤, 使寿命大大降低。

(2) 紧固件连接设计

紧固件分为螺栓和铆钉两大类。螺栓用来传递较大载荷, 主要用于接头设计或者重要、关键结构链接的设计。对于较厚的连结结构、需要拆卸的部位、层数较多 (3层以上) 的连接, 应选择螺栓连接。铆钉主要用于其它一般薄壁结构不可拆卸的连接。

1) 紧固件链接的细节连接尺寸要求: (一般) 紧固件的最小边距≥2倍紧固件直径, 对非疲劳危险部位, 最小边缘减至紧固件直径的1.5倍, 而较重要的连接应不小于2倍紧固件直径;保持紧固件间距为3.5~4倍紧固件直径, 过小可能使孔边的应力集中叠加, 过大, 则紧固件数量减少, 影响传载能力。

2) 紧固件选用基本原则:

螺栓的选用:螺栓最常用材料是30CRMNSIA, 直径一般≥M5;尽可能地将螺栓受力设计为受剪或者拉剪复合以提高螺栓的疲劳强度。受拉螺栓的装配一般选择间隙配合, 受剪和拉剪复合螺栓选择干涉配合或者小间隙配合。螺栓孔应进行强化处理, 以保证疲劳寿命的要求。尽可能的提高所有受剪螺栓的配合精度, 以保证其受力均匀。对于M8以上和关键重要螺栓, 安装时要有预紧力矩, 适当预紧力会提高螺栓疲劳强度。

铆钉的应用:飞机结构设计中, 铆钉最常用材料是LY10, 直径一般不小于4mm, 不大于6mm。

由于铆钉的承剪能力强而受拉能力弱, 一般不考虑受拉, 组合件设计布置时尽可能地将铆钉受力设计为受剪或者拉剪复合 (拉力较小) , 铆钉剪切破坏载荷为光杆面积剪切破坏载荷, 铆钉连接尽量使用干涉配合以提高疲劳强度;当紧固件载荷主要为拉伸载荷时, 除非载荷较小, 否则应考虑改为螺栓连接。

只要条件允许采用凸头铆钉, 就不要采用埋头铆钉。结构外表面选用埋头铆钉主要是气动和外形的要求, 应注意铆钉头处结构件上的锪窝深度, 埋头窝的锪窝深度不应超过板厚的2/3, 至少应保证板厚与锪窝深度之差不小于0.5mm。

在边距允许的情况下, 避免采用单排列, 尽可能采用双排或三排排列;而平行排列与交错排列相比, 由于平行排列时力的流水线较好, 因而疲劳寿命较高。

3) 紧固件孔制作和连接方法

紧固件孔推荐使用钻铰后加冷挤压制孔, 这是因为开孔冷挤压在孔边产生有利的残余压应力能大大降低在拉伸载荷下的孔边平均应力;但要注意冷挤压后铰孔的铰削量不要太大以免消除有利的残余应力。适当的干涉配合可以延长孔边的疲劳寿命;名义干涉量应保持在2%左右。

4) 紧固件孔构件装配:

紧固件连接件应在制孔 (配钻) 后立即进行, 尽量保证不分开两个被连接件, 以避免错位和偏心。尽量避免混合使用铆钉和螺栓。这是由于铆钉配合较紧, 在铆钉变形甚至消除了螺栓与螺栓孔之间的间隙后, 螺栓才开始承受载荷, 容易致使铆钉超载而导致提前破坏。

5) 搭接件的设计要求

搭接件的作用是传递载荷, 设计应尽量缩短其搭接长度, 不要使用一长串的紧固件, 以免两端紧固件传递载荷过大而提前屈服。一般的平板搭接采用三排, 做多四排紧固件;第一排紧固件附近容易发生疲劳破坏, 可采用变厚度搭接板或薄的辅助搭接板, 以减轻第一排紧固件的负担。

6选择合理的工艺方法

工艺方法选择恰当与否不仅关系到零构件能否经济且方便的制造和装配, 还会明显地影响它们的疲劳、断裂性能。如提高零件的表面光洁度、对零件表面进行表面强化、不同的热处理工艺、选择合理的精加工的切削速度、切削量和加工工序、选择合理的装配顺序和恰当的工艺补偿等都能影响飞机结构的抗疲劳性能。

结语

飞机结构的抗疲劳细节设计非常重要。对于从事结构设计研究的技术人员来说, 在平时结构实际设计过程中, 细节设计稍加改进常可以使受力构件或链接件寿命大大增加;高度重视结构细节的抗疲劳性是一项必要的工作, 是实现飞机结构长寿命、高可靠性、低成本维修的重要保证。

参考文献

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[3]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社, 2011.

疲劳设计篇10

1 传统的机械设计方式

21世纪以来, 我国国民经济和科学技术的不断发展, 各种新技术的出现已成为机械设计工作中最为关键的一部分, 也是工作中精确度、准确性的关键要求, 其在目前设计工作中设计方法中还存在着各种问题和结构隐患, 这也是目前机械制造设计工作中需要研究和该总结的工作重点。由于目前工程实例中, 绝大多数的零件在承受应力分析中存在着一定的欠缺, 使得这些零件的失效统计问题也较为全面和众多的一项。在目前的社会发展中, 我们逐渐认识到一个零件精确度的重要性。在目前的零件制造和设计工作中, 因为机械在使用的过程中疲劳问题也是促使其出现断裂的主要因素, 更是目前工作中最为关注的一部分和工作重点。

目前的设计工作中, 我们通常都是零件使用过程中需要以承受应力变化高低为基础进行分析和总结的。通过多年的实践工作总结得出, 在诸多的失效零件的检查与探索中, 其中大约有七成以上都是由零件的机械疲劳能力不足而导致断裂失效的。因此在目前的设计工作中, 提高设计抗疲劳能力对于增高零件的整体性和完善性十分关键和重要。在目前的机械零件设计过程中, 需要我们在工作中以综合性的工作流程进行分析与总结, 并对设计中常见的各项问题都需要进行研究和探索, 使得各种状态都能够达到支架的工作标准。同时, 在这种应力状态下, 也容易受到其他应力的影响而呈现出扭曲形状, 这就造成了零件抗扭曲能力不足和抗疲劳能力不够的现象。这种问题和现象的存在一方面给我们的工作和生活造成了一定的影响, 同时也给零件的使用寿命造成了一定的影响。

2 影响疲劳强度指标的微观因素

在目前的零件疲劳强度指标的勘察工作中, 随便选任意一批相同牌号的材料进行分析, 由于在生产的过程中各种化学成分在一定程度上出现变动而容易造成整个工作理念之中出现一定的质量缺陷和隐患, 同时也极容易形成材料内部出现性能的变化。由于目前各种零件结构都是由相关的晶体内部的浓度构成的, 由于晶体内部浓度是一种起伏变化的工作流程和工作模式, 其晶界与晶粒之间必然存在着一定的性能差异。而金属期间在构成中内部各种宏观、微观缺陷, 这就使得其就算是相同工艺、相同成分、相同的热处理模式上也存在着一定的性能差异, 这种性能差异不是材料、工艺和技术上的差异, 而是一种器件与生俱来的差异模式。在目前的机械生产工作中, 这种差异主要表现在抗疲劳能力上。

经过多年的工作实践和工作经验表明, 在目前的疲劳破坏和静力破坏中我们进行了深入系统的研究和总结, 对于重大不同之处的静力荷载和破坏现象都进行了全面系统的总结与研究, 从而使得其塑性变形能力得到了一定的控制, 而在交变载荷作用下, 疲劳裂纹集中发生在个别晶粒。如果试件外部有缺口, 表面粗糙, 或内部有各种缺陷 (气孔, 裂纹, 夹渣, 缩孔等) , 此处必定引起应力高峰, 成为疲劳裂纹的发源地。由于疲劳破坏的局限性, 一个零件的疲劳抗力取决于零件最弱部分的强度或宏观微观缺陷引起的应力集中。因此, 材料内部微观组织缺陷对疲劳破坏的影响已得到材料界的共识。

基于此点, 疲劳极限是一个极易受外界条件和内部组织影响的参数。归纳起来, 影响疲劳抗力的因素有四大类:

(一) 零件本身外形因素:几何形状、尺寸和表面状态等;

(二) 制造工艺因素:铸、锻、焊、切削加工、热处理、表面处理等;

(三) 使用条件:应力类型及大小、频率范围、环境条件、使用介质等;

(四) 材料本质:化学成分、组织结构、晶粒大小、纤维方向、夹杂物、偏析等。

在机械设计中, 对于前三种影响因素已做了相应考虑, 而材料本质方面的影响考虑甚少。但实际零件在服役过程中由于材料内部的各种微观缺陷 (比如淬火裂纹、焊接裂纹、偏析、熔渣、各种铸造缺陷等) 造成突然疲劳断裂的事故屡见不鲜。但由于材料内部组织的复杂多变, 不易控制, 对疲劳抗力的影响无规律可循, 给我们的设计研究带来很大的不便。寻求一种既极有较广的适应性, 又能充分考虑设计者的设计环境, 而且便于操作的设计方法, 非常必要。

3 现有设计资料中疲劳强度指标的可靠性

如前所述, 疲劳实验数据具有极大的分散性, 在相同应力下其应力循环周次常常在几倍甚至十倍、百倍的幅度内变化。从零件的使用寿命也可以看出, 据统计, 同一批生产的滚动轴承使用寿命最高与最低的比值竟高达8~40。因此, 必须采取统计处理方法来获取数据, 才能得到接近可靠的疲劳强度指标。徐灏主编的《现代机械设计师手册》一书中已经提供了疲劳强度指标的统计数据。

4 结论

眼疲劳用食疗篇11

保护眼睛、防止视力伤害、减缓眼疲劳，除了光线适宜、保持正确的用眼姿势、休息和做眼保健操之外，还有一条非常重要，那就是要给眼睛补充营养。眼疲劳者要注意饮食和营养的平衡，平时多吃些粗粮、杂粮、蔬菜、薯类、豆类、水果等富含维生素、蛋白质和纤维素的食物。现向大家介绍眼疲劳食疗验方二则，以供参考。

(1)黑豆核桃冲牛奶。黑豆粉1匙，核桃仁泥1匙，牛奶1包，蜂蜜1匙。将黑~．500克，炒熟后待冷，磨成粉。核桃仁500克，炒微焦去衣，冷后捣如泥。取以上两种食品各1匙，冲人煮沸过的牛奶1杯后加入蜂蜜1匙，每天早晨服用。黑豆含有丰富的蛋白质与维生素B1等，营养价值高，又因黑色食物人肾，配合核桃仁，可增加补肾力量，再加上牛奶和蜂蜜，这些食物含有较多的维生素B1、钙、磷等，能增强眼内肌力，加强调节功能，改善眼疲劳的症状。

V带疲劳寿命最长的全局优化设计篇12

V带传动具有结构简单、运行平稳、低噪声、能缓和载荷冲击、传递功率较大、能实现过载保护、生产成本低以及制造和安装容易等一系列优点,所以广泛应用于各类机械中[1,2]。对V带工作能力的考虑主要包括两个方面,即V带传动能力和V带的寿命。二者密切相关且相互矛盾,若提高V带的传动能力,则V带的寿命就会降低;反之亦然[3]。从V带传动实际使用情况来看,对于长期连续运转的V带,寿命是主要要求;而间歇工作的V带,传动能力则上升为主要要求。如何根据所需传递功率、主动轮转速等条件使设计出的V带传动系统中V带疲劳寿命最长,这对于节约资源、降低成本、提高系统可靠性具有积极意义。

为了实现V带传动的优化设计,国内外学者进行了诸多研究。文献[4,5,6]对已有理论和方法作了较系统和全面的阐述。此外,还有一些软件公司开发了专门的V带设计软件(如Ciclo VBelt)。最近的研究成果可参看文献[7,8]。文献[7]用改进的遗传算法对带传动多目标进行了优化,文献[8]对V带轮的疲劳寿命进行了优化。不过,在已有的文献中,尚未见到关于V带疲劳寿命最长的全局优化设计问题的讨论,而是较多关注于对V带传动能力[9]、带轮体积[10]等的优化,或仅限于对V带疲劳寿命优化的原理性探讨[11,12],或者对所建立的优化模型采用一些经典的局部优化算法(如罚函数方法)求解。本文在建立V带疲劳寿命最长优化设计模型的基础上,通过深入分析目标函数和约束条件的性质,在给定的设计条件下提出全局优化方法。

1 V带疲劳寿命最长优化模型

假设V带型号确定,小带轮(即主动轮)转速n1(r/min)和传动比i给定,要通过选取设计变量V带节线长(简称带长)L(mm)、小带轮直径d1(mm)和单根V带所要传递的功率P(kW)来使得V带疲劳寿命T(h)最长。

由实验可知,V带最大应力δmax与它的总循环次数N有如下关系:

式中,C为实验常数,由传动带的材质、结构和尺寸决定;m为曲线指数(一般为6～11)[11],当V带型号确定且N可能的变化范围不是很大的情况下,可近似地视m为一恒定值(如N为108～109时,m取11.1)[13]。

由上式出发,根据V带传动的应力分析[14],可推导出特定参数情况下单根V带在两轮间传动时所能传递的最大功率P0为

式中,v为带速,m/s;Eb为V带弯曲弹性模量,MPa;y0为V带外层至中性层距离,mm;Ki为传动比系数;ρl为V带线质量,kg/m;A为V带横截面积,mm2;μV为V带与带轮槽间的当量摩擦因数;α为小带轮包角,rad。

假设单根V带所要传递的功率P在其所能传递的极限功率范围内,由于V带疲劳寿命随传动带的初张力F0增加而显著降低[15,16],为保证所需传递的功率又不出现打滑现象,且V带疲劳寿命T最长,这时需将初张力调整到刚好满足所需传递功率要求,也即此时单根V带所要传递的功率P就等于它所能传递的最大功率P0。

设设计变量x=(x1,x2,x3)T=(L,d1,P)T,并由,可以推得

根据实际生产工艺和工程要求,V带传动设计必须考虑基本约束条件如下:

(1)中心距设计约束:

(2)V带的带速限制:

(3)单根V带传递功率限制:

(4)小带轮直径设计约束:

(5)V带节线长设计约束:

(6)小带轮包角设计约束:

其中,C1～C12为约束条件中的常系数,具体数值见表1。

因此,V带疲劳寿命最长优化设计模型为

以往的V带传动优化设计中,常常利用一些经典的算法(如罚函数方法)[17]求解式(10)。其主要缺陷在于:(1)没有更深入地分析该问题目标函数的性质和可行域的结构,因而采用的算法未必是计算效率最高的;(2)如果式(10)不是凸规划问题,采用任何经典的优化算法都不能从理论上保证所求得的解是该问题的全局最优解。本文的主要工作就是要在深入分析式(10)结构性质的基础上,提出针对该问题的高效算法。

2 目标函数的性质和可行域的结构

为了设计最有效的求解上述优化问题(式(10))的算法,首先证明一下目标函数的一些结论。

定理1目标函数T(x1,x2,x3)关于第一个变量x1在区间(0,+∞)内单调递增,关于第三个变量x3在区间(0,+∞)内单调递减。

证明:目标函数T(x1,x2,x3)关于第三个变量x3在区间(0,+∞)内单调递减是显然的。由式(3)不难证明α关于变量x1在区间(0,+∞)内的单调递增。由式(2)也可证明目标函数T是关于α在区间(0,+∞)内的单调递增函数。根据复合函数及其导数的性质,容易证明目标函数T关于变量x1在区间(0,+∞)内单调递增,因此定理的结论成立。

设单根V带所要传递的功率不小于Pmin。由于x3在优化模型中相对独立,且T关于变量x3在(0,+∞)内单调递减,因此可首先取定x3=Pmin,这样模型中就只剩下x1、x2两个待设计变量。

定理1说明目标函数在二维正实数区间R+2内(此时x3=Pmin)是无界函数,即不存在最大值。

定理2假设D R+2是单连通的有界闭集,f是D内的连续函数,且关于第一个变量单调递增,则如下结论成立:

证明:首先

是显然的,我们只要证明

成立。

对任意给定的x2,令

因为D是单连通的有界闭集,所以I(x2)是有界闭区间,记此区间的右端点为r(x2)。

因为f是D内的连续函数,且关于x1单调递增,所以对任意点(x1,x2)∈D,有

又记

则集合Px2(D)是D在x2轴上的投影。因为D是单连通有界闭集,所以Px2(D)是x2轴上的有界闭区间。

定义函数h:Px2(D)※R,

因为f是D内的连续函数,所以h是有界闭集Px2(D)上的连续函数,且存在最大值点x2*。

由式(11)和h的定义知,对任意点(x1,x2)∈D,有

所以

尽管优化模型(式(10))中的目标函数在区域R+2内无界,但定理2对我们在下节提出求解式(10)的最有效的全局优化方法有很多帮助,因为后面我们将证明该问题的可行域是有界闭凸集。因此,根据定理2,我们能够提出优化模型(式(10))的全局最优解满足的条件。下面证明目标函数在一般情况下不是凹函数,从而原问题不能用凸规划方法求解。因此可以肯定,以往研究工作中采用经典的局部优化算法不能从理论上保证求得的解是原问题的最优解。

定理3目标函数T不是凹函数。

证明:事实上,若取定B1=711.017,B2=10.507,B3=94.157,B4=0.55×10-6,i=3.65,m=11,则当x1=2000、x2=154时,T的Hesstan阵

是不定矩阵。因此,目标函数一定不是凹函数(任何点处Hessian阵为负定矩阵)。

接下来,我们研究优化问题(式(10))的可行域结构。为此,我们把约束条件式(4)～式(9)作如下简化:

或取C12=180,此时由g1约束式和i≥1可知原g11约束恒成立。

将g3、g4、g6、g7约束式合并为

将g8、g9约束合并为

以上g1、g2、g5、g10、g11、g12、g13构成了总的约束条件,它们均为线性约束,因此我们可得如下结论:

定理4优化模型的可行域Ix={(x1,x2)∈R+2|(x1,x2)满足条件式(4)～式(9)}是有界闭凸集(此时x3取为定值Pmin)。

3 全局优化算法

基于定理1、定理2和定理4,我们提出如下计算优化模型全局最优解的高效算法(我们称之为最优值线段算法):

(1)把式(10)(此时x3取为定值Pmin)中每一个约束条件归为如下三类之一:(1)x1≤kx2,k>0;(2)x1≥kx2,k>0;(3)a≤x1≤b,c≤x2≤d,a、b、c、d均为大于零的常数。

(2)取k1=min{k|k是第(1)类约束的斜率},k2=max{k|k是第(2)类约束的斜率}。一般地,k1≥k2。设直线x1=k1x2与直线x1=a交点的纵坐标为ea,与x1=b交点的纵坐标为eb。直线x1=k2x2与直线x1=α交点的纵坐标为ga,与x1=b交点的纵坐标为gb。则

(1)当ea>d时,问题无解;(2)当ea≤d且eb≥d时,可直接得到该问题的全局最优解x*=(x1*,x2*)=(k1d,d);(3)当eb<d且gb≥c时,则在直线段x1=b,(max{c,eb}≤x2≤min{d,gb})上寻找最优解,此时将x1=b代入到目标函数,则原优化问题可归结为一元连续可微函数在有界闭区间上的全局优化问题,再利用有效的全局优化方法,如覆盖法[18],就能得到原问题的全局最优解;(4)当gb<c时,该问题无解。

4 设计实例

试以V带疲劳寿命最长为目标设计一V带传动系统。其中主动轮转速n1=1460r/min,传动比i=3.65,用普通B型V带传动,其单根V带传递功率P不小于Pmin=3.50kW。

查表[19]得普通B型V带参数:ρl≈0.17kg/m,A=142.96mm2,y0=4.1212mm。Eb=55.7MPa,Ki=1.1373,μV=0.51,C≈1.8099×1014。优化模型中各系数值如表2所示。

首先选定x3=3.50kW。经计算得:B2=24.4824,B3=30.8592,B4=0.5312×10-6。

通过整理各约束条件得到总的可行域Ix为

在区域R+2内,可行域Ix的图形是由图1中的A、B、C、D所围成的区域。

此优化问题可行域的特点符合最优值线段算法(2)中的情形(2)。由最优值线段算法可知,T(x)的全局最大值解必然就是图1中的点C,即全局最优解x*=(4018.322,154,3.50)T。设此问题中m取值为11.0,则V带疲劳寿命最长的全局最优值Tmax≈61923h。

在已有的文献中,尚未见到关于V带疲劳寿命最长优化设计问题的具体研究,所以无从比较。但在文献[20]中计算得到的普通B型V带在额定功率工作时的预期疲劳寿命约为24 000h,远低于本实例中得到的B型V带疲劳寿命最长的全局最优值。这也反映了本文优化模型和优化方法的有效性。

工程实际中由于工作空间或机械整体尺寸的限制,有时还要求中心距a≤amax,其中amax为一常数,这相当于在原模型中增加约束条件:

即

以上为一线性约束和非线性约束的组合。当曲线

为可行域Ix沿坐标x1增大方向一侧的全部或部分边界时,可行域就不一定是凸集。但此时并不妨碍上述最优值线段算法的使用。若可行域最右侧边界全部由该二次曲线组成,则可按最优值线段算法(2)中情形(2)的处理方法来计算最优解,最优解为