下载文档原格式
柴油机连杆疲劳失效的影响因素分析吴波;谭建松;胡定云;侯岳;庞铭【摘要】运用有限元方法与疲劳寿命预测理论,对柴油机连杆在疲劳耐久性试验条件下的三维应力分布和疲劳寿命进行了数值模拟.通过对比连杆疲劳试验与寿命预估结果,结合连杆疲劳断口的微观分析,表明残余压应力使疲劳裂纹源的位置向连杆次表层推移,对高强度连杆的疲劳寿命具有重要影响.【期刊名称】《机械制造》【年(卷),期】2010(048)009【总页数】3页(P60-62)【关键词】连杆;残余应力;疲劳寿命;疲劳裂纹【作者】吴波;谭建松;胡定云;侯岳;庞铭【作者单位】中国北方发动机研究所廊坊分所,河北廊坊,065000;中国北方发动机研究所廊坊分所,河北廊坊,065000;中国北方发动机研究所廊坊分所,河北廊坊,065000;中国北方发动机研究所,山西大同,037000;中国北方发动机研究所廊坊分所,河北廊坊,065000【正文语种】中文【中图分类】TH133.5连杆是往复活塞式内燃机中动力传递的重要组件，它承受燃料燃烧时产生的气体压力，把活塞的直线运动变为曲轴的旋转运动，并将作用在活塞上的力传给曲轴以对外输出功率。
连杆作为柴油机的主要运动件之一，在周期性变化的动载荷作用下，连杆的破坏大多是拉、压高周疲劳断裂。
连杆的疲劳强度一直是人们在柴油机研发和改进过程中关注的重要问题 [1－2]。
由于实际使用的构件大部分为表面层所承受的应力最大，而且表面易受外界环境条件的影响成为裂纹的栖息之地。
因此，为了提高连杆的疲劳抗力，工程上采用了很多表面改性技术来减少或防止表面裂纹的萌生和扩展，其中在连杆杆身处引入残余压应力分布已被证明是有效的方法之一[3]。
本文针对一种材质为42CrMoA调制钢且表面经过喷丸强化处理的高强度柴油机连杆，对其在疲劳试验加载条件下的工作应力和疲劳寿命进行预估计算，并结合疲劳试验结果和疲劳断口的宏微观分析，研究了残余应力等对高强度连杆疲劳失效的影响。
随机振动载荷下机械零部件疲劳寿命预测研究
杜卫丹;顾昌铃;李修旋
【期刊名称】《机械与电子》
【年(卷),期】2024(42)6
【摘要】针对机械零部件疲劳寿命预测准度较低的问题,提出一种随机振动载荷下机械零部件疲劳寿命预测方法。
对随机振动载荷下机械零部件开展疲劳分析,根据机械零部件的应力/应变响应,获取一定范围内的机械零部件疲劳部位应力功率谱密度函数。
基于累计损伤理论和S-N曲线,进一步估算出随机振动载荷下机械零部件疲劳寿命,实现机械零部件寿命预测研究。
实验结果表明,该方法的应力功率谱密度与实际结果一致,在不同振幅及预压量下的机械零部件疲劳寿命预测结果均较为准确,验证了该方法的可靠性高。
【总页数】5页(P65-69)
【作者】杜卫丹;顾昌铃;李修旋
【作者单位】上海烟草机械有限责任公司
【正文语种】中文
【中图分类】TH113.1
【相关文献】
1.随机振动载荷下大直径薄壁球形结构疲劳寿命分析
2.随机载荷循环作用下的机械结构疲劳寿命预测模型
3.随机振动载荷下塑封球栅阵列含铅焊点疲劳寿命模型
4.
随机振动载荷下电子箱PCBA焊点疲劳寿命分析5.浅析干涉量对随机振动载荷作用下航空液压管路疲劳寿命的影响
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
fesafe随机振动载荷谱
FESafe是一种用于疲劳分析和寿命预测的软件工具，它可以帮助工程师评估和优化产品的耐久性。
在FESafe中，随机振动载荷谱是一种用于描述结构在实际工作条件下受到的随机振动载荷的数学表示。
随机振动载荷谱是通过对实际工作条件下的振动数据进行采集和分析得到的。
它包含了振动信号在不同频率下的振幅和相位信息，用于表示振动的强度和特性。
随机振动载荷谱可以用于模拟和预测结构在实际工作条件下的振动响应，从而评估结构的疲劳寿命。
在FESafe中，可以通过导入实际振动数据或者使用内置的随机振动载荷谱生成工具来创建随机振动载荷谱。
然后，可以将这个载荷谱应用于结构模型，进行疲劳分析和寿命预测。
FESafe可以计算出结构在给定载荷谱下的应力、应变和疲劳寿命等关键参数，并提供可视化的结果和分析报告。
随机振动载荷谱在工程实践中广泛应用于各种领域，如航空航天、汽车、船舶、机械设备等。
它可以帮助工程师更准确地评估和预测产品的寿命，从而指导设计优化和维护决策。
1/ 1。
基于有限元方法的机械结构疲劳寿命预测疲劳寿命预测在机械结构设计中具有重要的作用，可以有效地评估结构的使用寿命和可靠性。
有限元方法是一种常用的工程分析方法，它可以模拟和分析机械结构的强度和刚度等力学性能。
本文将探讨基于有限元方法的机械结构疲劳寿命预测，并介绍其中的一些关键技术和应用案例。
疲劳是机械结构常见的失效模式之一，它是由于长期受到循环加载而引起的结构破坏。
在实际应用中，机械结构往往会遭受到各种不同类型的加载，例如振动、冲击、拉伸等。
这些加载会导致结构中产生应力和应变的周期性变化，从而导致疲劳损伤的积累。
因此，准确预测机械结构的疲劳寿命对于确保结构的可靠性和安全性至关重要。
有限元方法是一种基于数值计算的工程分析方法，通过将结构离散为有限数量的小元素，然后利用力学原理求解每个元素内的应力和应变分布，最终得到整个结构的力学性能。
在机械结构疲劳寿命预测中，有限元方法可以通过模拟结构的循环加载过程和应力分布，来评估结构的耐久性能。
要基于有限元方法进行机械结构的疲劳寿命预测，首先需要建立结构的有限元模型。
有限元模型的建立包括几何模型的建立和网格剖分。
几何模型是指对机械结构进行几何形状和尺寸的描述，可以通过计算机辅助设计软件进行建模。
网格剖分则是将结构离散为有限数量的小元素，通常采用三角形单元或四边形单元进行网格生成。
建立有限元模型后，需要为结构施加适当的负载和边界条件。
这些加载和边界条件应该能够模拟结构在实际使用中所受到的加载情况。
例如，对于一台发动机的曲轴，可以通过施加周期性的振动加载模拟其在工作状态下的受力情况。
接下来，需要利用有限元软件对有限元模型进行求解。
在疲劳寿命预测中，通常采用动力学分析方法，通过模拟结构在加载过程中的动态响应，来估计结构在疲劳循环加载下的应力和应变分布。
有限元软件可以计算每个节点和元素的应力和应变，建立应力和应变历程，从而评估结构的疲劳损伤程度。
疲劳寿命的评估通常使用一种称为疲劳损伤累积理论的方法。
机载设备随机振动疲劳寿命仿真分析曹立帅;付春艳;李焕【摘要】机载设备在使用过程中会承受严酷的随机振动载荷,需进行随机振动疲劳寿命的评估.以某机载设备液压驱动装置控制壳体为例,应用Miner线性累积损伤理论,结合三区间技术和有限元分析,给出了随机振动疲劳寿命分析方法并进行了计算,结果表明液压驱动装置控制壳体满足振动疲劳寿命设计要求.【期刊名称】《装备制造技术》【年(卷),期】2018(000)005【总页数】3页(P42-44)【关键词】随机振动;有限元分析;疲劳寿命【作者】曹立帅;付春艳;李焕【作者单位】航空工业庆安集团有限公司航空设备研究所,陕西西安 710077;航空工业庆安集团有限公司航空设备研究所,陕西西安 710077;航空工业庆安集团有限公司航空设备研究所,陕西西安 710077【正文语种】中文【中图分类】V245.1机载设备在飞机使用过程中各阶段均会承受严酷的随机振动载荷，为保证产品的高可靠性需进行随机振动载荷的仿真分析和振动寿命评估。
目前机载设备结构的振动疲劳寿命计算方法通常有两种：基于功率谱密度函数的频域分析法和基于统计计数的时域分析法。
与时域法相比，频域法不需要循环计数，具有方便快捷、计算数据量小等优点，故而在机械、航天、航空等领域得到了广泛应用。
频域分析法通过有限元分析可求得结构应力响应功率谱密度函数，利用功率谱密度可以求得结构危险位置的疲劳累积损伤和疲劳寿命。
本文结合随机振动理论、基于线性累积损伤理论和三区间技术的疲劳寿命频域分析法，对某液压驱动装置控制壳体进行了仿真计算，为机载设备的随机振动疲劳寿命评估提供了参考。
1 随机振动寿命计算理论1.1 Miner线性累积损伤理论根据线性累积损伤理论可知，材料各个应力下的疲劳损伤不受载荷顺序的影响，而是独立进行的，总损伤可以进行线性累加[1]。
设应力σ1作用n1次，该应力水平下材料达到破坏的总循环次数为N1，断裂时的损伤临界值为Da.依据该理论，为Da/N1为应力σ1每作用一次对材料的损伤，经n1次循环作用后，σ1对材料的总损伤为n1Da/N1，如此类推，当各级应力对材料的损伤综合达到临界值Da时，材料发生破坏。
基于有限元方法的排气歧管后法兰疲劳模拟计算张傲;路明【摘要】为了解决排气歧管后法兰断裂问题,重现故障模式并对优化结果进行验证,采用有限元分析方法对排气歧管后法兰进行疲劳分析.运用ABAQUS计算出各工况的Mises应力以及各主应力,并计算出危险位置的疲劳安全系数.可以看出:分析很好地再现了故障发生的位置.优化后模型的安全系数达到要求,并且通过了试验验证.【期刊名称】《汽车零部件》【年(卷),期】2014(000)007【总页数】3页(P51-53)【关键词】排气歧管后法兰;疲劳断裂;有限元分析【作者】张傲;路明【作者单位】安徽江淮汽车股份有限公司技术中心,安徽合肥230601;安徽江淮汽车股份有限公司技术中心,安徽合肥230601【正文语种】中文某款发动机的排气歧管后法兰在两次全负荷试验中共断裂了7次，均是在试验进行了10～20 h的范围，全速全负荷试验发动机转速为6 000 r／min。
经过计算得到后法兰是在发动机运转3.6×106～7.2×106次循环后断裂，初步判断是由于疲劳引起的破坏。
断裂情况如图1所示。
文中采用有限元分析的方法重现失效模式，并对优化后的模型进行验证，以便解决断裂问题。
由于各点均为三维应力状态，故采用复杂应力状态下的多轴疲劳强度理论计算疲劳安全系数。
多轴等效应力幅（即Mises等效应力幅）为：式中：σ1a、σ2a、σ3a为局部主应力幅值。
疲劳安全系数为：式中：σ－1为单轴疲劳极限；Ψσ为平均应力影响系数，一般取0.34，对应的剪切部对称循环系数Ψτ取0.21；β为表面加工系数，取0.88；ε为尺寸系数，取0.8；σrqm为等效平均应力。
计算等效平均应力一般有3种方法：（1） Mises等效平均应力法［1］式中：σ1m、σ2m、σ3m为3个主应力平均值。
（2） Sines平均主应力法［2］（3）应力分量重考虑平均应力方法［3］计算复杂应力幅分量时将非对称循环加在对称循环上去，即：式中：σxa、σya、σza、τxya、τyza、τzxa分别为各方向上的正应力幅和剪应力幅；σxm、σym、σzm、τxym、τyzm、τzxm分别为各方向上的循环正应力的平均应力和循环剪应力的平均应力。
某汽车排气系统的机械疲劳寿命仿真分析吴杰;梁沛聪【摘要】为有效提高全寿命分析的准确性,采用有限元法预测排气系统的疲劳耐久性;将名义应力法与动态疲劳分析方法相结合,提出了一种基于动态响应的全寿命分析方法.该方法采用模态频率响应计算结构在不同频率激励下的应力响应,进而以应力响应为疲劳载荷并结合材料的疲劳特性和Miner线性累积疲劳理论,计算得到结构的疲劳寿命.以某型轿车排气系统为研究对象,分析其在发动机扭矩激励和振动激励下的机械疲劳寿命,仿真结果表明,该排气系统的耐久性满足要求.【期刊名称】《华南理工大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2018(046)003【总页数】7页(P35-41)【关键词】排气系统;动态响应;疲劳分析;振动耐久性【作者】吴杰;梁沛聪【作者单位】华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640;华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640【正文语种】中文【中图分类】U464.149排气系统受到发动机、车体及路面等激励，处于复杂的振动环境.排气系统在交变应力和应变的作用下不会立即失效，当应力集中处的损伤积累到一定程度时，材料出现疲劳裂纹直至断裂[1].消声器和管路连接处是耐久性分析的重点关注对象[2].为满足耐久性要求，工程上一般采取保守的结构设计并通过实车路试验证.为降低试验成本，有必要在正向开发阶段预测排气系统的疲劳寿命，甄别排气系统的寿命和疲劳损坏易发部位，进而优化结构设计.Meda等[3]分析了排气系统各部件耐久性的影响因素，并提出了相应的优化措施.Patil等[4]以发动机悬置处的加速度谱表征发动机动态激励，针对排气系统应力较大的部位进行了优化以提高耐久性.沈渡等[5]从振动幅值的角度判断发动机激励为主要激励源，采用准静态法计算排气系统在扭矩激励下的疲劳寿命.基于准静态法，文献[6- 7]通过数值计算模拟疲劳试验，优选消声器和挂钩设计方案.Zhang等[8]运用瞬态疲劳分析方法对比钢、铝两种材料的摩托车车架在同一路面激励下的寿命.赵天孟[9]综合考虑动态应力、热应力和应力集中，建立了排气系统的振动疲劳裂纹扩展模型．从现有文献来看，在排气系统总成、消声器分总成和挂钩等组件的疲劳寿命计算中，均将静力作用下的应力结果作为疲劳载荷，通过叠加单位正弦波得到疲劳应力循环.文中以某轿车排气系统为研究对象，通过自由模态试验修正有限元模型后，对排气系统的有限元模型施加动态正弦激励;基于频率响应分析方法提取排气系统总成各点的名义应力，并导入Fatigue疲劳分析软件，采用名义应力法分析两种激励源下的寿命及易损部位．1 排气系统的有限元模型及精度验证1.1 排气系统的有限元模型采用HyperMesh软件，以壳单元为主划分网格，壳体间使用VOLVO法建立焊缝单元[10]，焊缝用4节点四边形或3节点三角形壳单元离散，单元厚度为等效焊喉厚度，单元法线指向焊缝外部.动力总成简化为质心质量单元，输入各项惯性参数.动力总成为三点支承，根据各悬置位置与角度建立弹簧阻尼单元.由于悬置间距远大于其尺寸，故只需输入悬置的各向平动刚度，粘性阻尼比为0.05.采用RIGID刚性单元，将发动机质心与各弹簧阻尼单元、球形法兰相连.排气系统的有限元模型如图1所示，含有65 791个节点，66 373个单元．图1 排气系统的有限元模型Fig.1 Finite element model of the exhaust system 1.2 有限元模型的精度验证对排气系统进行自由模态分析，以振型一致为原则，各阶模态频率的计算与测试结果对比见表1.表1 自由模态频率的计算值与试验值对比Table 1 Comparison of free modal frequencies between the computational and the experimental values阶次频率/Hz试验值计算值绝对误差/Hz相对误差/%114.3213.580.745.17216.5515.560.995.98328.7827.291.495.18439.4540.400.952.41556.4155.740.671.19669.8368.960.871.25780.7980.620.170.218121.35116.305.054.169151.78138.4013.388.8210168.77165.203.572.1211195.6 9196.901.210.61模态测试的置信因子MAC矩阵的非对角线元素最大为11.58%，小于工程要求的20%，说明自由模态试验有效且较为准确.表1中主要阶次(1～7阶)模态的计算绝对误差小于1.5 Hz，相对误差小于6%，模型精度满足工程实际要求．2 基于动态响应的全寿命分析2.1 全寿命分析常用的疲劳分析有全寿命分析、裂纹萌生分析和裂纹扩展分析.全寿命分析适用于高周疲劳问题，疲劳循环应力小于材料拉伸弹性极限、循环次数大于105.裂纹萌生分析和裂纹扩展分析适用于服役期间经历高应力、低循环(循环次数小于105)的疲劳问题[1]，如计算发电站电机轴的使用寿命．全寿命分析采用名义应力法，对照材料的应力-寿命(S-N)曲线，结合疲劳累积损伤理论估算疲劳寿命，又称S-N法.排气系统的失效循环次数高，危险部位的名义应力在材料的弹性范围内，且材料为各向同性不锈钢材，所受载荷可近似为恒幅载荷且系统疲劳破坏是渐进、累积的过程，适宜进行全寿命分析，并可采用Miner法则[11](1)式中，N为总寿命，D为损伤和，Ni为材料各名义应力下的疲劳寿命，ni为材料各名义应力下的循环次数，l为变幅载荷应力水平级数.当D达到临界损伤和Df时，结构发生疲劳破坏．多数S-N曲线描述了应力循环特性r=-1下通过对试样施加对称循环载荷所获取材料疲劳极限与应力循环次数的关系.非对称载荷作用下的响应应力不能作为疲劳极限求取疲劳寿命．工程中通过平均应力修正来估算r不等于-1时的疲劳极限.循环特性r为(2)式中，σm为循环应力的平均应力，σa为循环应力的应力幅．高周疲劳循环预测常用Goodman直线模型对应力响应结果进行修正，其定义为(3)式中，σe为疲劳极限，σu为极限强度．2.2 准静态、动态应力计算对比分析以图2的单自由度无阻尼系统为例，计算准静态和动态应力结果并进行对比分析.图中，k为弹簧刚度，m为刚体质量．若载荷p(t)=p0sin(ωt)以准静态方式施加于系统，根据牛顿第二定律，建立运动微分方程:kx=p0sin(ωt)(4)图2 单自由度无阻尼系统Fig.2 An undamped single-degree-of-freedom system在t0时刻，易得xS=p0sin(ωt0)/k(5)σS=p0sin(ωt0)/S(6)若载荷p(t)=p0sin(ωt)以动态方式施加于系统，根据牛顿第二定律，建立运动微分方程:(7)两边同时作傅里叶变换，得-ω2mXO(jω)+kXO(jω)=p0XI(jω)(8)在t0时刻，易得(9)(10)式中:=ω/ωn，ωn为固有频率;xS、xD、σS、σD分别为系统在静态和动态激励下的位移、应力;XI(jω)、XO(jω)分别为激励和响应的傅里叶变换;S为质量块的底面积．仅当ω≪ωn时，≈0，此时σD≈σS，准静态应力近似为动态应力.工程上认为激励频率小于系统最低阶固有频率的1/10时，采用准静态有限元法分析能在满足工程预测精度的要求下提高计算效率.如文献[7]中，激励频率为10 Hz，远低于挂钩的一阶约束模态频率260 Hz，准静态仿真结果与实验结果一致性较好．当ω不满足ω≪ωn时，σD≠σS.如当ω=ωn时，=1，结构发生共振，σD≫σS，此时宜采用动态有限元法求解，虽然求解速度较准静态有限元法有所下降，但能有效提高全寿命分析的准确性.对比式(6)和式(10)可以看出，σD能够表征激励频率对应力的影响．3 排气系统的疲劳仿真分析3.1 排气系统的全寿命分析文献[5]对比了实车3WOT工况下发动机和车身的振动幅值，认为发动机激励是主要振源.四缸四冲程发动机振源主要为往复惯性力及其力矩和燃烧气体力[12].文中分别以发动机常用工况和极限工况下的扭矩作为等效力矩加载于质心处，如表2所示．表2 发动机的激励扭矩Table 2 Excitation torque of the engine工况转速/(r·min-1)扭矩/(N·m)常用工况2500130极限工况4000140根据式(11)计算，得到常用和极限工况下的二阶激励频率分别为83.3 Hz和133.3 Hz，介于排气系统第7和第9阶模态频率之间，不满足准静态分析条件.因此，文中选择动态有限元法的频率响应分析，相关基础理论详见文献[13]．(11)式中，n为发动机转速，j为发动机缸数，为冲程系数，四冲程发动机对应=2．发动机为横置，于动力总成质心处施加绕Y轴的正弦激励.运用Nastran软件的模态频率响应分析[9]计算扭矩激励下排气系统的名义应力.将应力结果导入Fatigue 疲劳分析软件后，选择名义应力法，输入疲劳载荷信息与材料属性信息后进行全寿命分析，主要求解参数为存活率和名义应力修正．存活率是指以高斯分布表示可靠性时结构不发生失效的概率.为满足3σ原则，根据正态概率分布，将存活率设置为99%.由于加载的正弦激励为对称循环载荷，排气系统上各节点的名义应力呈对称循环变化，名义平均应力σm=0，根据式(3)，应力幅σa即为疲劳极限σe，无须进行名义应力修正.由式(2)得循环特性r=-1，可对照S-N曲线来预测疲劳寿命．排气系统包含Q235和409L两种材料.Fatigue数据库中缺乏相关材料的S-N曲线，手动输入参数绘制各材料的S-N曲线，如图3所示[5]．排气系统的频率响应分析和全寿命分析结果如图4、图5所示.从图4可以看出，两种工况下的应力最大点均出现在普通法兰两侧焊缝，分别为27.72 MPa和7.95 MPa，对应点的疲劳寿命分别为4.19×104s和1.64×108s，根据激励频率将单位换算为循环次数，分别为3.49×106和2.19×1010.文献[14]中焊缝无限寿命设计循环次数为2×106，上述两种工况下的循环次数均大于限值，说明发动机激励下排气系统的疲劳寿命满足要求．图3 排气系统材料的S-N曲线Fig.3 S-N curves of exhaust system materials图4 排气系统的应力云图Fig.4 Mean stress contour plot of the exhaust system图5 排气系统的疲劳寿命云图Fig.5 Fatigue life contour plot of the exhaust system3.2 消声器分总成的振动耐久性试验消声器分总成是排气系统的主要组成部分，其机械性能对总体疲劳寿命有直接的影响.因此，除考核发动机激励下的排气系统寿命外，还要通过振动耐久性试验检验消声器分总成的机械性能[15].文中研究对象为某乘用车，试验标准要求振动试验台的振动频率为33或67 Hz，对应振动加速度峰-峰值为30 m/s2，根据不同振动方向，振动时间分别为4 h(上下)、2 h(左右)、2 h(前后).消声器分总成按照整车上的使用状态安装在振动台上，如图6所示．图6 振动耐久性测试平台Fig.6 Vibration durability test rig试验中，消声器分总成按规定频率与幅值强迫振动，若在振动时间内不发生开裂、脱焊等损坏现象，则认为机械性能满足要求．如图7所示，使用RIGID单元代替安装支架，连接激励点和消声器分总成吊耳被动侧，避免安装支架的固有频率和激励频率耦合.在激励点施加强迫加速度正弦激励，幅值为15 m/s2，频率为33 Hz或67 Hz，频率响应分析结果如图8和表3所示．图7 振动耐久性分析模型Fig.7 Analysis model for the vibration durability将应力结果导入Fatigue，求解参数和材料疲劳属性与前面相同，应力时间历程为33和67 Hz的单位正弦波，全寿命分析结果如图9和表4所示.据此可以看出，在不同振动频率下，消声器分总成的振动寿命均大于规定的振动时间，说明消声器分总成的机械性能满足要求．图8 33 Hz正弦加速度激励的应力云图Fig.8 Mean stress contour plots of sinusoidal acceleration excitation at 33 Hz表3 正弦加速度激励的应力仿真结果Table 3 Simulation results of mean stress with sinusoidal acce-leration excitation频率/Hz方向位置应力/MPa上下后消右侧端盖16.2933左右前消侧挂钩焊缝5.13前后后消左侧挂钩焊缝5.98上下后消左侧挂钩焊缝2.6567左右后消右侧端盖0.48前后前消侧挂钩焊缝0.44对比消声器分总成在相同幅值频率、不同方向激励下的疲劳寿命，发现上下和前后方向的激励对耐久性的影响最大.这两组方向分别对应消声器分总成在汽车行驶过程中路面不平度引起的上下跳动以及车辆加速制动产生的前后移动.在现实中，汽车加速制动产生的移动加速度频率很低，因此，路面不平度是影响消声器振动耐久性的主要因素.由路面不平度产生激励的幅值虽然远小于发动机激励，但激励频带宽，可能与排气系统的固有频率耦合而引发共振，从而降低排气系统的疲劳寿命．图9 33 Hz正弦加速度激励的寿命云图Fig.9 Fatigue life contour plot of sinusoidal acceleration excitation at 33 Hz表4 正弦加速度激励的振动耐久性寿命仿真结果Table 4 Simulation results of vibration durability fatigue life with sinusoidal acceleration excitation频率/Hz方向位置寿命/h上下后消右侧挂钩焊缝24.78033左右前消侧挂钩焊缝3.310×106前后后消左侧挂钩焊缝1.102×103上下后消左侧挂钩焊缝1.325×10567左右后消右侧端盖5.410×109前后前消侧挂钩焊缝1.000×109 3.3 准静态有限元分析对比名义应力是影响疲劳寿命预测可信度的关键因素.应力分析结果与分析方法密切相关.2.2节通过算例分析了计算准静态应力和动态应力的区别.本节以发动机常用工况的扭矩激励为例，通过有限元分析对算例的计算结果进行验证.于有限元模型的发动机质心处施加绕Y轴的扭矩130 N·m，激励频率分别为0.00、1.00和15.56 Hz，结果如图10所示．图10 各激励频率下的应力云图Fig.10 Mean stress contour plot at different excitation frequencies对于一个无阻尼或只有模态阻尼的系统，准静态分析产生与0.00 Hz激励频率响应分析一致的结果.从图10可以看出，准静态分析结果与频率响应分析结果均不一致，应力最大值为78.26 MPa，峰值点出现在球形法兰螺栓孔.1.00 Hz激励频率小于系统最低阶固有频率的1/10，应力最大点和准静态分析结果相仿，幅值为78.47 MPa，出现在球形法兰螺栓孔，验证了准静态法的使用条件.激励频率为15.56 Hz时，与系统第2阶固有频率耦合，结构发生共振，应力幅值达367.90 MPa，大于准静态分析值，不满足主机厂家对排气系统应力小于150 MPa的要求．排气系统的应力分析结果与发动机激励的频率密切相关.在工程实际中，当激励频率远离系统最低阶固有频率时，才能使用准静态法分析系统的结构应力，否则仿真结果将偏离实际值.同时，产品设计应避免结构的固有频率与常用工况下的激励频率耦合，如在排气系统开发阶段通过模态分析优化设计，可避免在发动机怠速阶段发生共振.由于疲劳试验需要消耗大量的人力和时间成本，仿真结果在短期内无法进行试验验证.但文中所提出的仿真方法可以为排气系统的疲劳寿命预测和优化提供有益的借鉴．4 结论文中以一单自由度无阻尼系统为例，推导出准静态法和动态法的应力计算公式，根据公式中激励频率和固有频率的比值大小，分析了两种应力计算方法的适用范围.在排气系统的开发阶段，运用模态频率响应分析计算排气系统在发动机激励和振动激励下的名义应力，通过名义应力法进行全寿命分析，即可预测疲劳寿命和易损部位.分析结果表明，本排气系统的机械疲劳寿命满足要求，消声器分总成耐久性对上下方向激励的灵敏度较高.名义应力法以系统响应应力作为疲劳载荷，动态法应力分析能综合考虑激励幅值和频率，求解速度比准静态法有一定的下降，但能有效地提高全寿命分析的准确性．参考文献：[1] 周传月，郑红霞，罗慧强，等.MSC-Fatigue疲劳分析应用与案例 [M].北京:科学出版社，2005．[2] 庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动:理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社，2006．[3] MEDA L，LAWRENZ H，ROMZEK M，et al.Structural durability evaluation of exhaust system components [C]∥Proceedings of SAE 2007 World Congress & Exhibition.Detroit:SAE International，2007:1- 0467/1- 14．[4] PATIL S S，KATKAR V V.Approach for dynamic analysis of automotive exhaust system [C]∥Proceedings of SAE 2008 Commercial Vehicle Engineering Congress & Exhibition.Detroit:SAE International，2008:1- 2666/1- 7．[5] 沈渡，丁渭平，李洪亮，等.汽车排气系统疲劳耐久性的CAE分析研究 [J].汽车技术，2010(6):29- 33．SHEN Du，DING Weiping，LI Hongliang，et al.CAE ana-lysis study of automotive exhaust system fatigue durability [J].Automobile Technology，2010(6):29- 33．[6] 侯献军，郑灏，刘志恩，等.汽车排气系统局部疲劳耐久性试验仿真分析 [J].汽车技术，2011(3):41- 45．HOU Xianjun，ZHENG Hao，LIU Zhien，et al.Simulation and analysis of local fatigue durability test on vehicle exhaust system [J].AutomobileTechnology，2011(3):41- 45．[7] LIN Y，LI L G，CHENG Y.Fatigue design and analysis of the vehicle exhaust system’ hanger [C]∥Proceedings of SAE/KSAE 2013 International Powertrains，Fuels & Lubricants Meeting.Detroit:SAE International，2013:1- 2609/1- 7．[8] ZHANG L，LU C.Fatigue analysis of a motorcycle frame system based on a road test and the finite element method [J].Material Science Forum，2013，773/774:842- 850．[9] 赵天孟.汽车排气系统振动疲劳特性研究 [D].南宁:广西大学，2016．[10] 朱涛，高峰，张步良，等.汽车结构中焊缝疲劳寿命预估 [J].汽车技术，2006(10):37- 40．ZHU Tao，GAO Feng，ZHANG Buliang，et al.Fatigue life prediction of seam weld in the automotive structure [J].Automobile Technology，2006(10):37- 40．[11] 姚卫星.结构疲劳寿命分析 [M].北京:国防工业大学出版社，2003．[12] 徐兆坤，孙树亭，吴伟蔚，等.四缸内燃机振动分析及其对策 [J].噪声与振动控制，2007(6):50- 53．XU Zhao-kun，SUN Shu-ting，WU Wei-wei，et al.Vibration Analysis and the Location of Balance Shaft on Four Cylinder Engine [J].Noise and Vibration Control，2007(6):50- 53．[13] 田利思，李相辉，马越峰等.MSC Nastran动力分析指南 [M].北京:中国水利水电出版社，2012．[14] 黄小清，陆丽芳，何庭蕙.材料力学 [M].广州:华南理工大学出版社，2006．[15] 中华人民共和国工业和信息化部.汽车排气消声器总成技术条件和试验方法:QC/T 631—2009 [S].北京:中国计划出版社，2009．。
基于Fe-safe螺杆泵定子橡胶疲劳裂纹形成寿命预测
祖海英;耿春丽;李大奇;宋玉杰
【期刊名称】《机械强度》
【年(卷),期】2018(40)1
【摘要】采油用螺杆泵橡胶定子为研究对象,通过对定子橡胶材料的进行伸张疲劳试验,建立定子橡胶的S-N曲线;对螺杆泵进行力学特性分析,确定在靠近高压腔室螺旋密封带上螺杆泵最易发生疲劳失效;利用Fe-safe对螺杆泵定子橡胶进行疲劳裂纹形成寿命进行预测研究,确定螺杆泵定子橡胶各段模型的最小疲劳裂纹形成寿命和安全系数和随腔室压力的关系,即随腔室压力升高而下降,并拟合得到橡胶定子疲劳裂纹形成寿命与腔室压力的关系式。
【总页数】5页(P195-199)
【关键词】螺杆泵;定子橡胶;裂纹形成寿命;S-N曲线;Fe-safe分析
【作者】祖海英;耿春丽;李大奇;宋玉杰
【作者单位】东北石油大学机械科学与工程学院
【正文语种】中文
【中图分类】TH145.9
【相关文献】
1.基于ANSYS/FE-SAFE的布料溜槽鹅头疲劳寿命预测 [J], 李泽;聂松辉;陈方述;周卓林
2.螺杆泵定子橡胶疲劳裂纹扩展寿命预测 [J], 祖海英;耿春丽;李大奇;宋玉杰
3.基于疲劳裂纹扩展理论的轮胎橡胶疲劳寿命预测 [J], 王昊;危银涛
4.基于ABAQUS/FE-SAFE的动车组橡胶地板减振器疲劳寿命研究 [J], 曾宪奎;苗清;郝建国;焦淑莉;褚福海
5.基于局部应力应变法的钢结构疲劳裂纹形成寿命预测 [J], 熊晗懿;郑云;侯兆新因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
