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白皮书抗疲劳设计什么是疲劳？设计人员通常认为最重要的安全因素是零部件、装配体或产品的总体强度。
为使设计达到总体强度，工程师需要使设计能够承载可能出现的极限载荷，并在此基础上再加上一个安全系数，以确保安全。
但是，在运行过程中，设计几乎不可能只承载静态载荷。
在绝大多数的情况下，设计所承载的载荷呈周期性变化，反复作用，随着时间的推移，设计就会出现疲劳。
实际上，疲劳的定义为：“由单次作用不足以导致失效的载荷的循环或变化所引起的失效”。
疲劳的征兆是局部区域的塑性变形所导致的裂纹。
此类变形通常发生在零部件表面的应力集中部位，或者表面上或表面下业已存在但难以被检测到的缺陷部位。
尽管我们很难甚至不可能在 FEA 中对此类缺陷进行建模，但材料中的变化永远都存在，很可能会有一些小缺陷。
FEA 可以预测应力集中区域，并可以帮助设计工程师预测他们的设计在疲劳开始之前能持续工作多长时间。
实际上，疲劳的定义为：“由单次作用不足以导致失效的载荷的循环或变化所引起的失效”。
自此以后，人们发现疲劳是许多机械零部件（例如在高强度周期性循环载荷下运行的涡轮机和其他旋转设备）失效的罪魁祸首。
事实证明，有限元分析 (FEA) 是用于了解、预测和避免疲劳的首要工具。
疲劳的机制可以分成三个相互关联的过程：1. 裂纹产生2. 裂纹延伸3. 断裂FEA 应力分析可以预测裂纹的产生。
许多其他技术，包括动态非线性有限元分析可以研究与裂纹的延伸相关的应变问题。
由于设计工程师最希望从一开始就防止疲劳裂纹的出现，本白皮书主要从该角度对疲劳进行阐述。
关于疲劳裂纹增长的讨论，请参阅附录 A 。
确定材料的疲劳强度裂纹开始出现的时间以及裂纹增长到足以导致零部件失效的时间由下面两个主要因素决定：零部件的材料和应力场。
材料疲劳测试方法可以追溯到 19 世纪，由 August Wöhler 第一次系统地提出并进行了疲劳研究。
标准实验室测试采用周期性载荷，例如旋转弯曲、悬臂弯曲、轴向推拉以及扭转循环。
《装备制造技术》2020年第7期基于平均应力的局部应力应变法疲劳寿命预测模型研究陈明，邵飞，俞海涛，白林越(陆军工程大学野战工程院，南京210007)摘要：结合Ge#be#、G o o d m a n以及Soderberg等3种应力修正方法，对M o r r o w-C o ffin模型的应变计算部分进行了修正，提出了5种疲劳寿命预测修正模型。
利用不同温度及应力比下G H4133、7075-T651、30C#M nSiA和碳钢四种材料的疲劳试验数据，验证了 5种修正模型的预测效果。
结果表明，5种修正模型相比于M o r r o w-C o ffin模型的预测精度均有提高，对机械结构疲劳寿命的评估具有一定的指导意义。
关键词：平均应力；疲劳寿命；预测模型中图分类号:TH122 文献标识码:A文章编号：1672-545X(2020)07-0057-04工程机械零部件在服役期间，局部受力较为复 杂，结构的不连续性往往会导致应力集中现象，加之 使用的次数较多，会产生无法规避的疲劳问题$1]。
大 多数工程结构刚开始使用时并不产生破坏，而是在 后期突发脆性破坏，这就是疲劳导致的'而其承受荷载的最大值也常常低于结构的极限荷载，不易检 查 ，在的 性较大$3]。
于这 ，用于应的疲劳测理论 估算方法机械金零部件的疲劳进 性 [4]，这疲劳方法在承受应力的机械零部件 测中应用较多，其中局部应力应变法较的 其疲劳[5]。
Morrow-Coffin是 疲劳 测中 用的 ，于Morrow-Coffin 模型主要有Gerber、Goodman、Soder- berg 3 应力 方法' 方法 方程中的应部进的，在测时在的。
应力 方法在的不，中的应变部进，5模型。
利用 GH4133、7075-T651、30CrMnSiA 和碳钢 的数 5 的测进，的用。
的于更加 的疲劳寿命进 测。
1疲劳寿命预测修正模型的建立1.1常见的疲劳寿命预测模型应- S-N于结构的应 低周疲劳 常。
基于ANSYS Workbench的扭转弹簧疲劳寿命分析时宏森】，杨涛1，唐超】，蔡大静】，陈强2(1.贵州航天林泉电机有限公司，贵州贵阳550081$.国家精密微特电机工程技术研究中心，贵州贵阳550081)摘要：扭转弹簧是一种利用材料的弹性来工作的机械零件，一般用弹簧钢制成，是一种机械蓄力结构,用以控制机件的运动、缓和冲击或震动、存储和释放能量、测量力的大小等，广泛应用于坦克、汽车、摩托车、收割机等地面装备的传动扭力杆及减震结构。
扭转弹簧属于螺旋弹簧，扭转弹簧的端部被固定在其他组件上,当其他组件绕着弹簧中心旋转时,弹簧产生扭矩或旋转力，有将它们拉回到初始位置的趋势。
根据应用要求，可以设计扭转弹簧的旋向(顺时针或逆时针),弹簧的末端可绕成钩状或直扭转臂。
弹簧的工作寿命一般在104〜105以上，一般来说属于长寿命机械零件，失效模式属于高周疲劳。
基于有限元软件ANSYS Workbench仿真分析某扭转弹簧的疲劳寿命，并结合实物试验进行对比分析，验证理论计算的准确性，形成一套疲劳寿命计算方法。
关键词：疲劳；寿命；扭转弹簧；仿真；实物试验;ANSYS Workbench中图分类号:V19文献标志码：AFatigue Life Analysis of Torsion Spring based on ANSYS WorkbenchSHI Hongsen】,YANG Tao1,TANG Chao1,CAI Dajing1,CHEN Qiang2(1.Guizhou Aerospace Linquan Motor Co.,Ltd.,Guiyang550081,China； 2.National Engineering ResearchCenter for Small and Special Precision Motors,Guiyang550081,China) Abstract:Torsion spring was a kind of mechanical part which used the elasticity of material for working.It was gener-aly madeofspringsteelandwasakindofmechanicalstoragestructure whichwasusedtocontrolthemovementofthema-chineparts mitigatetheimpactorvibration storeandreleaseenergy and measure the force Soitwaswidelyusedinthe transmissiontorsionbaranddampingstructureoftank automobile motorcycle harvesterandothergroundequipment Torsionspringbelongedtocoilspring andtheendoftorsionspring wasfixedtoothercomponents Whenothercompo-nentsrotatedaroundthespringcenter thespringproducedtorqueorrotationforce which tended to pul them back to the originalposition Accordingtotheapplicationrequirements therotationdirectionofthetorsionspringcouldbedesigned (clockwiseorcounterclockwise)andtheendofthespringcouldbewoundintoahookorastraighttorsionarm Generaly speaking,the working life of spring was more than104〜105.It belonged to long-life mechanical parts,and the failure modebelongedtohighcyclefatigue BasedonthefiniteelementsoftwareANSYS Workbench thefatiguelifeofatorsion spring wassimulatedandasetoffatiguelifecalculation method wasformedbycomparingandanalyzingtheactualtestto verifytheaccuracyoftheoreticalcalculationKeywords:fatigue life torsionspring simulation actualtest ANSYS Workbench疲劳寿命试验是一项耗时、耗资的大型试验,时间周期长、子样数量大、数据处理复杂是疲劳寿命试验的主要特点,对机械产品的每一个零件都开展疲劳寿命试验显然是不现实的’根据材料疲劳理论,结合电子计算机及有限元技术的发展,可以通过虚拟仿真试验确定产品零件的疲劳寿命。
2 0 2 1年3月农业机械学报第52卷第3期doi：10.6041/j.issn.1000-1298.2021.03.042基于田间实测载荷的拖拉机转向驱动桥壳疲劳寿命分析赵雪彦张青岳温昌凯尹宜勇宋正河(中国农业大学现代农业装备优化设计北京市重点实验室，北京100083)摘要：针对拖拉机作业过程中承载幅值大、随机非对称的特点，综合考虑应力集中、尺寸效应、表面质量和载荷特性 等因素对疲劳寿命的影响，从相对应力梯度、疲劳损伤区域和实测载荷应力比3方面对传统应力场强法进行优化，获取修正S N曲线，结合拖拉机田间作业的实测载荷数据，分析某88 k W拖拉机转向驱动桥壳的疲劳寿命，并与 传统应力场强法的预测结果进行对比。
结果表明，相比于传统方法的预测结果（31 860 h)，优化后的应力场强法的 预测结果(25 467 h)更接近实际工作寿命(24 000 h)。
本研究可为农机装备关键零部件的疲劳寿命预测提供分析方法。
关键词：大功率拖拉机；转向驱动桥；有限元分析；应力场强法；疲劳寿命分析中图分类号：S219.032.3;U467.4 +97 文献标识码：A文章编号：1000-1298(2021 )03~0373~09 OSID：Fatigue Life Analysis of Tractor Steering Drive Axle HousingBased on Field Measured LoadsZ H A O X u e y a n Z H A N G Qingyue W E N Changkai Y I N Yiyong S O N G Zhenghe(B eijing Key Laboratory o f O ptimized D esign fo r M odern Agricultural E quipm ent，China A gricultural Uni v ersity，B eijing100083，C h in a)Abstract：W h e n a tractor is working in the field，i ts key components are usually subjected to harsh geographical environment and weather conditions,moreover,the complex and variable loads,these m a k e the key components of the tractor prone to fatigue failure.In order to accurately predict the fatigue life of large-horsepower tractors and provide theoretical basis for the design of key components of tractors，the stress field intensity method was adopted to analyze the fatigue life of steering drive axle housing of an88 k W tractor.T h e fatigue-life influencing factors，including stress concentration，size effect，surfacequality and load characteristics were considered to optimize the traditional stress field intensity m e t h o d.Traditional stress field intensity method was optimized from three aspects，i.e.the relative stress gradient，the fatigue d a m a g e area,and the measured load stress ratio，in order to obtain the modified S—N curve.T h e modified S—N curve was combined with the field measured load data to perform the fatigue life analysis of the steering drive axle housing,followed by comparing the prediction results of the optimizing stress field intensity method with the traditional m e t h o d.T h e fatigue life of the dangerous point predicted by the optimizing method was 25 467 h,while the fatigue life obtained from the traditional method was31 860 h.T h e comparison results showed that the optimized stress field intensity method was more accurate,since the perdition result was closer to the actual working life (24 000 h).T h e research result provided a more practical method for predicting the fatigue life of the key components of agricultural machinery equipment.K e y w o r d s：high power tractor;steering drive axle;finite element analysis;stress field intensity m e t h o d;fatigue life analysis收稿日期：2020 06 10修回日期：2020 0804基金项目：国家重点研发计划项目（2017YFD0700301 )作者简介：赵雪彦（1985—),女，副教授，博士，主要从事农业机械动力学研究,E-mail:xyzhao@通信作者：宋正河（1973—),男，教授，博士，主要从事农业装备试验验证方法与技术研究,E-mail:songzhenghe@374农业机械学报 2 0 2 1 年0引言我国农业装备正朝着大功率、大型联合机械的 方向发展。
ANSYSWORKBENCH疲劳分析指南第一章简介1.1 疲劳概述结构失效的一个常见原因是疲劳，其造成破坏与重复加载有关。
疲劳通常分为两类：高周疲劳是当载荷的循环（重复）次数高(如1e4 -1e9)的情况下产生的。
因此，应力通常比材料的极限强度低，应力疲劳（Stress-based）用于高周疲劳；低周疲劳是在循环次数相对较低时发生的。
塑性变形常常伴随低周疲劳，其阐明了短疲劳寿命。
一般认为应变疲劳（strain-based）应该用于低周疲劳计算。
在设计仿真中，疲劳模块拓展程序（Fatigue Module add-on）采用的是基于应力疲劳（stress-based）理论，它适用于高周疲劳。
接下来，我们将对基于应力疲劳理论的处理方法进行讨论。
1.2 恒定振幅载荷在前面曾提到，疲劳是由于重复加载引起：当最大和最小的应力水平恒定时，称为恒定振幅载荷，我们将针对这种最简单的形式，首先进行讨论。
否则，则称为变化振幅或非恒定振幅载荷。
1.3 成比例载荷载荷可以是比例载荷，也可以非比例载荷：比例载荷，是指主应力的比例是恒定的，并且主应力的削减不随时间变化，这实质意味着由于载荷的增加或反作用的造成的响应很容易得到计算。
相反，非比例载荷没有隐含各应力之间相互的关系，典型情况包括：σ1/σ2=constant在两个不同载荷工况间的交替变化；交变载荷叠加在静载荷上；非线性边界条件。
1.4 应力定义考虑在最大最小应力值σ和σ作用下的比例载荷、恒定振幅的情况：应力范围Δσ定义为(σ-σ)平均应力σ定义为(σ+σ)/2应力幅或交变应力σa是Δσ/2应力比R是σ/σ当施加的是大小相等且方向相反的载荷时，发生的是对称循环载荷。
这就是σm=0，R=-1的情况。
当施加载荷后又撤除该载荷，将发生脉动循环载荷。
这就是σ=σ/2，R=0的情况。
1.5 应力-寿命曲线载荷与疲劳失效的关系，采用的是应力-寿命曲线或S-N曲线来表示：（1）若某一部件在承受循环载荷, 经过一定的循环次数后,该部件裂纹或破坏将会发展，而且有可能导致失效；（2）如果同个部件作用在更高的载荷下,导致失效的载荷循环次数将减少；（3）应力-寿命曲线或S-N曲线,展示出应力幅与失效循环次数的关系。
hyperlife焊接疲劳分析HYPERLIFE疲劳分析内容1.疲劳分析流程及HyperLife界面介绍2.疲劳分析基本概念3.高周疲劳（S-N)4.低周疲劳(E-N)5.安全因子分析6.焊接疲劳焊接疲劳•焊缝疲劳•焊点疲劳焊缝疲劳焊缝疲劳•焊缝疲劳采用热点应力法，适用于薄板焊接•热点应力通过节点力在焊线位置计算得到.•该方法一般需要两条SN曲线，一条为纯弯SN曲线，一条为薄膜应力状态下SN曲线焊缝疲劳建模方法•采用CQUAD4单元模拟焊缝焊缝位置应力集中•所有焊缝位置都存在应力集中，应力集中会导致疲劳寿命降低。
•应力集中位于焊趾处，取决于焊缝处理条件。
Based on Weld Shape Based on Weld Joint DesignGradual Stiffness Gradient Double Lap Joint SymmetryGradual StiffnessTransition•HyperLife支持fillets, T-joints, 和Cross-joints类型焊缝疲劳分析，焊缝类型可在材料对话框中设置•焊缝分析选择焊喉位置单元•不同的焊缝类型会在不同位置计算损伤•焊根、焊趾、焊喉损伤计算基于节点力计算热点应力焊喉节点力焊趾节点力焊跟节点力FilletCross-jointsTwo-sided Three RowTwo-sided Two RowOne-sided One Row One-sided Two RowT-joints焊缝建模•焊缝尽量用CQUAD4模拟，转角处可以用CTRIA3模拟•焊缝可以用1排或2排单元模拟，对于两边焊的焊缝，也可用3排单元模拟•焊缝单元的厚度为焊喉的有效厚度•焊缝单元的尺寸尽量规则，虽然该方法对网格不是很敏感，但是从经验来看，网格尺寸推荐10mm左右。
•焊缝单元可通过SET/PART引用，HyperLife也可方便的创建SET•焊缝单元的法向应朝外，即指向焊趾的方向，而不是指向焊根的方向。
goodman修正公式1、背景描述风机的运行环境恶劣，变桨轴承作为变桨系统的关键零部件，与叶片直接相连，所承受的载荷极其复杂。
且由于安装位置高，维护成本较高，故对变桨轴承的可靠性要求极高，因此风机变桨轴承的疲劳寿命一直是风机领域的研究热点。
图风机的内部结构与变桨轴承位置2、基于结构强度的轴承寿命预测理论扰动载荷通过图形或载荷谱来描述，其中最简单的扰动载荷为恒幅应力循环载荷，基本参量为最大应力Smax和最小应力Smin，通过这两个基本参量可导出疲劳计算的参量：应力范围、应力幅、平均应力、应力比。
应力比是最小应力和最大应力之比，可以反应载荷的循环特征。
当应力比R为-1时，此时最小应力和最大应力等大方向，则扰动应力为对称循环应力；当应力比R为0时，此时最小应力为0，则扰动载荷为脉动循环应力；当应力比R为1时，此时最小应力等于最大应力，代表载荷不随时间变化，则扰动载荷为静载荷或恒定载荷，见下图（a）（b）（c）。
2.1基于L-P理论的疲劳寿命理论轴承计算寿命一般依据经典的Lundberg-Palmgren 理论(L-P理论)，基于诸多实验佐证，L-P理论给出了结构在循环载荷作用下的幸存概率式：式中，π0—最大剪切应力；z0—最大剪切深度；N—应力循环次数。
L-P理论中关于轴承寿命理论计算一般分为两种，一种是通过计算出轴承额定动载荷及所受当量动载荷后利用寿命公式计算出轴承疲劳寿命。
另一种是通过计算得出轴承内外圈接触载荷分布，推算出内圈与外圈的寿命大小，最后得到完整轴承的疲劳寿命大小。
（1）轴承寿命简化计算公式：式中，L—轴承的基本额定寿命；Cr—轴承的基本额定动载荷；Pr—轴承当量动载荷。
（2）基于ISO准则的轴承寿命计算：轴承基本额定动载荷计算公式为：Lundberg-Palmgren 理论认为轴承寿命取决于内外圈寿命。
通过计算出轴承内外圈接触载荷分布，分别得出了内外圈疲劳寿命，进而得到了轴承整体结构寿命大小：式中，Lu，Lv分别为轴承内、外圈的疲劳寿命。
高强度螺栓疲劳寿命分析与设计改进李源;陈昌林;王世建;朱文吉;周俊鹏【摘要】借助有限元分析工具,对某燃汽轮机风扇座环连接螺栓应力及接触状态进行了分析研究,并计算出了螺栓的应力幅值.将ASME标准与应变方法的疲劳曲线进行了对比分析研究,确定选用ASME标准中的疲劳曲线进行螺栓疲劳寿命分析,并与现场运行统计数据进行对比分析,给出了一套有效的螺栓疲劳寿命预测方法.并在此基础上给出提高螺栓使用寿命的结构改进的方法.【期刊名称】《成都大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2018(037)004【总页数】5页(P407-411)【关键词】有限元方法;高强度螺栓;应力;疲劳【作者】李源;陈昌林;王世建;朱文吉;周俊鹏【作者单位】东方电气集团东方电机有限公司,四川德阳618000;西安交通大学机械工程学院,陕西西安710049;东方电气集团东方电机有限公司,四川德阳618000;东方电气集团东方电机有限公司,四川德阳618000;东方电气集团东方电机有限公司,四川德阳618000;东方电气集团东方电机有限公司,四川德阳618000【正文语种】中文【中图分类】TH131.30 引言螺栓连接作为一种重要的结构连接方式，已广泛应用于各类工程领域中.然而，在高预紧力载荷以及交变载荷作用下，高强度螺栓发生疲劳断裂的事故时有发生.针对高强度连接螺栓的疲劳寿命，科研人员做了大量的研究并取得了一系列成果[1-5].在此基础上，本研究以某型号燃汽轮机风扇座环连接螺栓为研究对象，借助有限元分析方法，对该螺栓的应力幅值及各连接部件的接触应力状态进行了分析和对比研究，并基于疲劳分析方法对初始以及改进的螺栓寿命进行了预估分析，从而确定螺栓疲劳的分析方法以及优化改进的方案.1 研究对象概况作为研究对象的某燃汽轮机风扇座环连接螺栓结构布置如图1所示，机组运行转速为3 000 r/min，在启停机次数大约800次之后，风扇座环连接螺栓发生断裂.断口分析认为，其螺栓破坏为低周疲劳断裂.从螺栓疲劳断口图(见图2)来看：区域A为裂纹萌生区域，该区域为螺纹的根部区域，参考ASME标准，该部位的应力集中系数不小于3.9，属于应力敏感区域，也是螺栓断裂的常见多发位置；区域B 为裂纹扩展区域；区域C为断裂失效区.2 应力分析2.1 有限元建模本研究基于有限元方法对该燃汽轮机风扇座环连接螺栓在启停机状态下的螺栓应力进行分析计算，通过对风扇座环连接螺栓模型的简化处理，获取单元网格模型如图3所示.其中，图3(a)为实体模型，图3(b)为网格模型，图3(c)为模型各部分的示意图.在图3(c)中有两处装配：转轴与风扇座环存在1.5 mm的装配过盈量；压圈与风扇座环存在0.5 mm的装配间隙.压圈与风扇座环的装配间隙主要作用是在螺栓预紧后，能够保证压圈与风叶压紧.图1 燃汽轮机风扇座环螺栓结构布置示意图A：裂纹萌生区；B：裂纹扩展区；C：断裂失效区图2 螺栓断口示意图图3 风扇座环螺栓模型示意图为了便于螺栓断面应力的描述，将螺栓应力的取值点采用图示方法(见图4).图中位置A是螺栓顶部位置，为远离旋转轴线侧，位置B是螺栓底部位置，为靠近旋转轴线侧.图4 螺栓断面应力取点说明图2.2 装配次序及运行工况根据风扇压环的实际装配次序以及运行的工况，本研究将计算工况分为3个阶段：第1阶段为热套，主要是将风扇座环与转轴进行热套装配；第2阶段为螺栓预紧，通过螺栓施加的预紧力，可将压圈与风叶进行紧密的配合；第3阶段为转子旋转至额定转速.3个计算工况的载荷如表1所示.表1 载荷工况表计算工况描述内容描述LC1热套工况风扇座环与转轴热套装配LC2预紧工况施加螺栓预紧力29 000 NLC3额定运行螺栓预紧力锁定之后,机组转速升至额定3 000 r/min各工况下结构的受力简图如图5所示.热套工况下，风扇座环与转轴由于装配预紧量的作用，将产生一定程度的相互挤压，从而在配合面产生接触压应力；螺栓预紧后，由于压圈与座环存在楔形间隙，预紧力F0产生附加弯矩M0作用于螺栓；额定运行时，作为外伸端的压圈，在离心力F1作用下将产生弯矩M1与预紧工况载荷综合作用于螺栓.图5 各工况下结构受力简图2.3 应力及接触状态分析2.3.1 螺栓应力及交变幅值规律.事实上，对螺栓疲劳寿命影响最大的是螺栓的应力交变幅值.从3个计算工况来看，产生螺栓应力幅值主要来源于LC2工况和工况LC3的转换过程.对此，可通过计算螺栓在一个停机工况LC2以及运行工况LC3切换下的应力分布规律，可以得到螺栓的交变应力幅值.通过对螺栓最大应力、应力幅值的分布位置研究发现：螺栓在预紧状态下，由于结构刚度的不对称，在同一断面上，靠近旋转中心和远离旋转中心的螺栓上、下两侧的应力不相等.图6给出了螺栓断面应力的取值位置：位置A是螺栓底部位置，为螺栓断面靠近旋转轴线的一侧；位置B是螺栓顶部位置，为螺栓断面远离旋转轴线的一侧.图6 螺栓断面应力取值位置示意图针对该燃汽轮机风扇座环连接螺栓的初始设计方案，计算了螺栓在LC2、LC3工况下关键位置点的应力，具体如表2、图7所示.表2 螺栓最大主应力计算结果(MPa)计算工况描述螺栓整体位置A位置BLC2预紧工况446.789423.33389.5LC3额定运行499.891112.253421.767(a)螺栓预紧之后(LC2)(b)额定转速下(LC3)图7 螺栓的应力水平图计算发现，在进行LC2、LC3工况切换时，螺栓重点断面的应力变化规律为：螺栓位置A的应力水平由423.333 MPa减小至112.253 MPa，应力幅值ΔS为311.08 MPa；螺栓位置B的应力水平由89.5 MPa增大至421.767 MPa，应力幅值ΔS为332.17 MPa.出现上述的应力变化规律原因是由于压圈与座环存在0.5 mm的初始间隙，当螺栓预紧后，螺栓存在初始的向下弯曲，而当机组起动到额定转速时，压圈的离心力使螺栓产生向上的弯矩，从而使得螺栓的顶部与底部的应力呈现周期的交变规律. 2.3.2 关键接触面接触状态变化规律研究.不同工况下，风扇座环与转轴的接触应力如表3与图8所示.表3 不同工况下风扇座环与转轴的接触应力计算工况描述接触压力/MPaLC1热套工况145.274LC2预紧工况145.554LC3额定运行111.178(a)热套工况(LC1)(b)预紧工况(LC2)(c) 额定运行工况(LC3)图8 风扇座环与转轴的接触应力图计算结果表明，初始安装热套状态下，接触压力高达145.274 MPa，安装螺栓后，接触状态变化不大，接触压力有略微的增加，达到145.554 MPa，在额定运行工况时，由于离心力的作用，风扇座环与转轴将发生分离，这必然会引起接触应力的降低.而在螺栓孔的位置，由于结构开孔使得刚度较实心位置减弱，同时压圈的离心力传递到风扇座环上时将产生剪力与弯矩的合成效果，从而使得压圈侧的径向变形较大，也会引起压圈的接触应力降低.此外，对比图8(b)、(c)接触压力的状态可知，接触压应力降低了34.376 MPa.接触状态由原来的粘接状态过渡到分离和滑移状态.通过接触状态的比较研究，可以进一步确定螺栓处于交变应力状态下.3 螺栓疲劳S-N曲线与疲劳寿命计算计算结果表明，该风扇座环连接螺栓的疲劳可定性为低周疲劳.目前，在进行零部件低周疲劳分析时，常用的是基于应变的疲劳分析方法.同时，螺栓为高预紧力的受力状态，在采用应变方法进行计算分析时，需计入平均应力修正的影响.3.1 螺栓疲劳S-N曲线3.1.1 ASME标准螺栓疲劳S-N曲线.针对高强度螺栓的疲劳分析，ASME规范中规定了相关的S-N参数.在ASME标准中，基于光轴试件的疲劳曲线设计是基于多项式函数的方式给定，涉及低合金碳素钢、镍铬合金钢、铜镍合金、镍铬钼合金钢以及高强度螺栓等材料，其计算公式为，N=10X(1)(2)(3)式中，Sa指应力幅值，N为设计的循环次数.式中Ci数值均可从标准中查得.3.1.2 基于应变疲劳的S-N曲线.基于应变疲劳的S-N曲线计算公式为，(4)式中，Δε/2=εu为全应变幅值，Δεe/2=Δσ/2E=σa/E为弹性应变幅值，Δεp/2=Δε/2-Δεe/2为弹性应变幅值，为疲劳持久系数，c为疲劳持久指数，为疲劳强度系数，b为疲劳强度因子，E为弹性模量，Δσ/2=σa为应力幅值.文献[6]对于上述公式给出了近似的方法，(5)式中，Δε/2=εu全应变幅值，εf=ln(A0/Af)=ln[100/(100-%RA)]，真实的断裂应变或延展性，%RA=100(A0/Af)/A0)，断面收缩率百分比，Su=Pmax/A0极限拉伸强度.应变疲劳中的平均应力修正为，(6)3.1.3 两种方法的疲劳S-N曲线对比.通过查找相关计算参数，可以计算出ASME标准中的S-N曲线数据，以及采用应变疲劳理论得到的S-N数据，具体如图9所示.图9 两种方法得到的螺栓S-N对比曲线通过对两种方法疲劳S-N曲线进行比较可以发现，ASME规范中给出的S-N数据与应变疲劳得到的数据较为一致.3.2 疲劳寿命计算基于上述的有限元应力计算为基础，通过工况的组合计算，确定疲劳分析所需的应力幅值，再借助疲劳分析计算流程，可对螺栓危险断面的允许循环次数进行计算.计算结果表明：螺栓位置A的最小疲劳寿命为1 062次启停机次数；位置B可承受1 204次启停机运行次数.螺栓断面的应力水平以及疲劳计算结果如表4所示. 表4 螺栓重点断面应力以及寿命计算名称位置A 位置B平均应力/MPa267.793 255.6335应力幅值/MPa155.54 166.1335应力集中系数4 4应力幅值/MPa622.16 664.534允许的循环次数(ASME标准)/No.1 204 1 062允许的循环次数(strain life)/No.1 317 1 153数据表明，离心力作用下，螺栓的最大应力发生在位置B，且该位置的应力幅值较大，位置B较早发生疲劳破坏的可能性大.此外，采用ASME标准的螺栓S-N曲线计算得到的螺栓最小寿命为1 062次，而采用基于应变的螺栓S-N曲线计算得到的螺栓最小寿命为1 153次，ASME方法与该螺栓实际运行统计的数据800次更为接近.从该燃汽轮机机组实际运行的情况来看，该高强度螺栓仅承受了低于1 000次的启停机就发生疲劳破坏.因此，采用ASME标准的螺栓S-N曲线对于评估该结构的高强度螺栓的疲劳寿命是合适的.4 设计改进方案通常，在螺栓连接结构中，螺栓的承载关系受制于螺栓的刚度Cb与法兰的刚度Cf的线性比例分配关系.通过增长螺栓可以提高螺栓柔度，降低螺栓的刚度，从而可以降低螺栓部分的承受外载，进而降低螺栓的应力幅值.从这个思路出发，本研究采取了加长螺杆并增加数量的方法来降低螺栓的应力幅值.同时，针对改进方案同样进行了上述的应力分析，结果如表5与图10所示.图10(a)为螺栓预紧静止工况的应力分布，图10(b)为运行至额定转速的应力分布.通过比较可知，改进后的螺栓的应力幅值由原来的664.534 MPa降低至116.286 MPa，应力降幅明显.通过寿命评估发现，最危险断面的寿命大大提高，由之前的1 062次增加至2 392 536次.事实上，设计方案改进后，该燃汽轮机机组的实际运行情况表明，其风扇座环连接尚未出现螺栓断裂的情况.表5 改进方案的螺栓重点断面应力以及寿命计算汽端改进方案螺栓位置A位置B 平均应力/MPa301.8285282.8255应力幅值/MPa28.453529.0715应力集中系数44应力幅值/MPa113.814116.286允许的循环次数/No.2 690 5452 392 536(a)预紧工况(LC2)(b)额定运行工况(LC3)图10 改进方案螺栓的应力水平5 结语本研究以实际工程中的某型号燃汽轮机风扇座环连接螺栓断裂问题为分析对象，采用了基于有限单元法分析应力并结合疲劳寿命分析的方法，对该问题进行了研究.在研究中，着重分析了各运行工况下的螺栓应力分布以及接触状态的变化，对比分析了高强度螺栓应变疲劳以及ASME标准中的应力疲劳曲线，并对该螺栓进行了寿命分析计算.在此基础上，提出了提高螺栓寿命的设计改进方案，并通过实际应用验证了方案的可靠性.参考文献：【相关文献】[1]张伦.高强度螺栓断裂失效分析研究[J].石油和化工设备，2017，20(6)：55-57.[2]王自勤.螺栓应力应变及疲劳寿命分析[J].航空制造技术，2001，44(4)：44-46.[3]杜静，黄文，王磊，等.基于接触分析的高强度螺栓疲劳寿命分析[J].现代科学仪器，2013，23(1)：73-77.[4]蒲泽林，杨昆，刘宗德，等.汽轮机联轴器螺栓疲劳特性及寿命预测模型的研究[J].中国电机工程学报，2002，22(7)：90-94.[5]张硕.高强度螺栓疲劳强度计算方法的探讨[J].重工与起重技术，2017，14(3)：1-3.[6]Bannantine J A.Fundamentals of metal fatigue analysis[M].Englewood Cliffs,New Jersey,USA:Prentice Hall Press,1990.。
