65Mn减振弹簧断裂失效研究及其结构改进

收稿日期:1997212201 第一作者:男,1975年生,硕士65M n 减振弹簧断裂失效研究及其结构改进周爱细　黄建龙　郎福元(甘肃工业大学机电工程系,兰州　730050)摘　要　运用板壳力学、断口学、疲劳学等理论对6GZX 系列比重筛选机减振片弹簧断裂失效现象进行了研究,得出了片弹簧内各应力分量的解析解,找出了导致片弹簧断裂失效的原因.通过现代疲劳强度理论有关结果估算了片弹簧的疲劳寿命,并与实测值进行了比较,最后针对该问题提出了简单、有效的解决措施.关键词　筛选机　断裂失效机理　减振弹簧　应力解析解　疲劳寿命分类号　TH 114　O 346目前,通过片弹簧来对筛选机上的振动筛进行减振,在生产实际中得到了广泛应用.片弹图1　弹簧尺寸簧一般采用对称的四孔结构,每端各两孔(见图1),分别用螺栓紧固在振动筛和固支座上,弹簧材料一般采用65M n 弹簧钢.然而,就某机械厂的实际测试结果表明,该片弹簧是易损件,在规定的工作条件下平均寿命仅530h 左右,与设计要求的800h 悬殊甚大.片弹簧在工作530h 左右后均在与振动筛固接的内螺孔部(图1中A B 线)发生断裂失效,这一缺陷严重影响了筛选机的质量和工作效率.作者针对该机械厂6GZX 系列筛选机上65M n 片弹簧的断裂失效问题,从板壳力学、断口学、疲劳学等方面对片弹簧的断裂失效机理进行了分析研究,找出了断裂失效的原因.同时,为了便于生产实际的应用,作者基于所得的结论对片弹簧的结构及其紧固方式进行了改进.图2　工作简图1　断前工作参数及受力分析1.1　断前工作参数图1是片弹簧断前完整的尺寸图,L =295mm ,a =35mm ,c =25mm ,b =35mm ,d =7mm ,厚度∆=2mm ,单机片弹簧总数目N 0=20.图2表示了片弹簧的工作示意图(斜支撑部分为片弹簧).工作参数如下:载荷:振动筛自重W =90kg ;振动频率n =500次 m in ;第24卷第3期1998年9月甘　肃　工　业　大　学　学　报Journal of Gansu U niversity of T echno logy V o l .24N o.3Sep t .1998振动幅度S =7mm ;弹簧倾角Η=25°;纵向倾角Α纵=4°;横向倾角Α横=4°;工作环境:室外露天.1.2　断前受力分析及各应力分量解析解图3是以单个片弹簧为分离体的约束与应力简图.图中,W ′=W 20.由于S L =7 294≈0.024,故S νL ,为简化问题的求解,可将片弹簧振动端的运动近似为以S 为幅度的小范围直线往复运动.由于受力分析的最终目的是求出片弹簧的最大内应力,因此可只考虑弹簧运动的两个极端位置的受力,从而将问题简化为静态问题求解.先暂时不考虑圆孔处的应力集中,即先假设片弹簧没有孔,在求出无孔时的应力后,乘以有孔时的应力集中系数即可得出本问题的实际应力值.在两极端位置的受力只需在垂直于板面方向作用F A 的均布力(F 为极端位置时振动筛因加速度而作用于片弹簧的力,A 为紧固接触面积).图中P 为紧固预紧力.f 为表面摩擦力.根据线弹性力学边值问题的迭加原理,将实际弯矩作用用图4所示的两个均布力的合成作用等效(后面求得的基本解为单个均布力作用时的基本解).依据弹簧的宏观尺寸,可以将图3　平衡位置时受力 图4　力的分解与坐标系片弹簧视为薄板.下面从板壳力学理论中的弹性薄板弯曲的基本理论出发,求出片弹簧内应力的解析解.对片弹簧薄板建立图4所示的坐标系,在图示坐标系下,忽略薄板自重,该问题应满足下列基本方程: 平衡微分方程:Ρij ,j =0(1) 相容方程: 2Ρij =-(′ij (1+Λ)(2)式中,i ,j =1,2,3;(=Ρx +Ρy +Ρz ; 2=52 5x 2+52 5y 2+52 5z 2.对固定端,该问题的力的边界条件应通过Sain t 2V enan t 原理给出,即在固定端x =0处有:M y =∫d 0+∆ 2-∆ 2Ρx z d z d y (3)・53・第3期 周爱细等:65M n 减振弹簧断裂失效研究及其结构改进且M y 应与外载荷产生的力矩平衡,则M y =12qL b 2(4) 据文献[1,2]中的有关方法,求出本问题各应力分量解析表达式为Ρx =q [-3(x 2+Λy 2+C )z +2(1+Λ)z 3] ∆3Ρy =q [-3(Λx 2+y 2+C )z +2(1+Λ)z 3] ∆3Ρz =q12∆3+32∆2z -2z 3∆3Σx ,y =0Σx ,z =-3qx14∆2-z 2∆3Σy ,z =-3qy 14∆2-z 2∆3(5)式(5)中的解满足方程(1,2),代入边界条件(3,4)可得常数C =∆220(1+Λ)-16Λb 2-L b ,在问题基本解(5)基础之上,再考虑振动、应力的叠加和孔的应力集中作用(应力集中系数可由手册查得),就能很容易得出应力值,在后面的疲劳寿命计算部分将以有关具体数据代入,求出应力值并进行寿命计算.2　断裂机理分析图5是根据实际断口的宏观形貌绘制的断口宏观形貌特征图,断口的宏观形貌基本上关于中心o 2o 对称.从孔径o ′至a 处约0.5mm 范围内为疲劳源区,从实际断口上可以看到,从o ′外推0.1mm 左右的范围内在断裂前有过塑性变形.在ab 之间约14～16mm 范围为疲劳裂纹扩展区,其弧形贝纹比较明显,余下部分为瞬时断裂区.从断口形貌可判断片弹簧的断裂属低应力疲劳断裂,其过程为:先在图1中的A B 线上下±0.2mm 范围内形成表面初始裂纹,在疲劳载荷作用下,当该初始裂纹的∃K 接近或达到疲劳裂纹扩展门槛值∃K th 时,裂纹开始扩展,稳定扩展至图5中的b 处后扩展失稳,片弹簧在外载荷作用下瞬刻断裂.图5　断口宏观形貌 图6　振动端变形分析下面就诱发表面初始裂纹的原因作具体的力学分析:片弹簧在外激励力作用下作小挠度的弹性振动,而实际上由于结构联接上的原因,弹簧的振动端并不是完全的无约束自由振动,如图6所示,其振动端端部受1,2两螺栓的固联约束,使固联部分的刚度在 区有很大的增强,以至于与 区相比,可认为 区不发生挠曲变形,弹簧的挠曲变形只在 区发生(见图6),由此将在CA B D 及其附近处产生很大的内应力.对A ,B 两点,由于原来已存在应力集中,二者的共同作用结果使得A ,B 两点及其附近区域的应力达到很大的量值,从而在该处最易形成・63・甘肃工业大学学报 第24卷表面初始裂纹.运用上述局部应力应变分析结果得出片弹簧断裂失效的原因为:在弹簧孔边的A ,B 两点及其邻近区域,由于存在着较大的局部应力应变集中,使得在该区域最先形成表面初始裂纹,当该初始裂纹的应力强度因子范围∃K 接近或达到65M n 的门槛值∃K th 时,疲劳裂纹开始扩展,直至断裂.3　疲劳寿命估算及结构的改进将原四孔结构片弹簧的疲劳断裂过程分成两个过程,即形成疲劳裂纹过程和疲劳裂纹扩展过程.设其相应的循环次数分别为N 1和N 2,则片弹簧总的疲劳寿命N 为N =N 1+N 2(6) 求N 1时,应用文[3]L andgraf 提出的损伤公式:∃Εp ∃Εe=Εf E Ρf (2N 1)c -b (7)上式中:Ρf 为真断裂强度;Εf 为真断裂延性;c 为疲劳延性指数;b 为疲劳强度指数.为求得N 2,应用文[3]中对Paris 裂纹扩展速度公式积分后求得的公式,即N 2=a 1-m 2c -a 1-m 20c 11-m2(Α∃ΡΠ)m (8)其中,c 1,m 为Paris 公式中的常数;Α为应力强度因子影响系数;a 0为初始裂纹尺寸;a c 为临界裂纹尺寸;∃Ρ为应力幅度.当考虑振动效应时,只需考虑片弹簧在两极端位置时的情况,此时q =±(W ′sin Η+F ) A .65M n 的有关参数为[4～6]:Ρb =1794.8M Pa ,Ρ-1=708.2M Pa ,∆10=8%,Ω=30%,Λ=0.3,E =200GPa ,Ρ0.2=750M Pa ,a kv =110J c m 2,又∆=2mm ,在小孔中心处x =260mm ,y =17.5mm ,取z =±1mm ,由这些参数算出各应力分量与x =245mm ,y =17.5mm ,z =±1mm 处算出的各应力分量迭加,由于Ρx ,z ,Σx ,z ,Σy ,z 的值远远小于Ρx ,Ρy 的值,因此在对各应力分量进行合成时只需取Ρx ,Ρy 的值进行合成.考虑到应力集中效应,查有关应力集中系数手册得K Ρ≈1.78,据此可得出本问题的最大与最小应力的最终结果.将各有关数据代入式(7,8)可求得:N 1≈0.275×107,N 2≈1.25×107.故由式(6)可得四孔片弹簧总的疲劳寿命N =N 1+N 2=1.525×107,在试验频率下可运行508h .实际试验平均寿命为530h ,理论数据与实测数据相差4.3%.由于生产设计要求片弹簧的工作寿命至少在800h 以上,因此需要采取提高片弹簧　图7　固联结构疲劳寿命的措施.理论上,可以从片弹簧的材质、结构、加工处理等方面来进行,考虑到可行性、经济性和现有工厂的实际水平,作者从结构改进方面对这一问题提出了简单、可行、不影响其它任何设计结果的解决措施.该方案的出发点是:从结构上将原局部高度应变集中与应力集中分开,避免在同一位置同时存在应变集中与应力集中,同时尽量降低因变形约束所产生的内应力.具体方法:(1)将原四孔结构改为两端各一个孔的双孔结构;(2)将原固联结构改为图7所示的三点式结构.采用该片弹簧结构和紧固结构后,避免了原结构中同一位置同时存在局部高度应变集中和应力集中,其理论疲劳寿命为1078h ,新结构的实验结果表明,其平均寿命已超过了1000h ,显然满足原设计要求.・73・第3期 周爱细等:65M n 减振弹簧断裂失效研究及其结构改进4　结论弹簧断裂的原因在于原结构的不合理,即在原弹簧内孔处同时存在局部的高应力和高应变集中.为达到原设计寿命,最经济的方案是只对结构进行改进,改进后的结构消除了原结构中存在的不足.致谢:甘肃省酒泉种子机械厂提供了有关资料和测试数据,在此表示谢意.参　考　文　献1　薛大为.板壳理论.北京:北京工业学院出版社,1988.41～442　何淑芷.数学物理方法.广州:华南理工大学出版社,1994.413～4263　赵少汴.抗疲劳设计.北京:机械工业出版社,1995.127～1704　束德林.金属力学性能.北京:机械工业出版社,1995.116～1175　冶金工业部钢铁研究总院.合金钢手册:下册(第一分册).北京:冶金工业出版社,1992.337～3396　中国航空研究院.应力强度因子手册.北京:科学出版社,1981.77～78Fracture fa ilure ana lysis and structura l reform of65M n buffer i ng spr i ngZ hou A ix i ,H uang J ian long ,L ang F uy uan(D ep t .of M echano 2E lectronic Engineering ,Gansu U niv .of T ech .,L anzhou 730050)Abstract A n analysis of fractu re failu re m echan is m of buffering flat sp ring on 6GZX series specific gravity riddler is p resen ted by u sing the theo ry of shells ,fractu re analysis ,and fa 2tigue theo ry .A nalytic so lu ti on of stress com ponen ts w ith in flat sp ring is ob tained and the reason of fractu re failu re is revealed .Fatigue life of flat sp ring is esti m ated by u sing ad 2vanced fatigue strength theo ry ,the resu lt being in good agreem en t w ith experi m en tal value .A facilitated and efficien t m easu re of structu ral refo r m is also p resen ted .Key words riddler ,fractu re failu re m echan is m ,buffering sp ring ,stress analytical so lu 2ti on ,fatigue life ・83・甘肃工业大学学报 第24卷。