基于有限元和FESAFE的柴油机排烟管振动下的疲劳寿命
基于有限元仿真的船用单缸柴油机排气管开裂分析及改进
该单缸 机排气系统主要包 括排气管 、排气 弯管 、 波纹管 等部件 。排气 系统 结构和开裂位置见 图 １。
收 稿 日期 ：２０１７－０５－０３；修 回 日期 ：２０１７－０８．１０ 作 者 简 介 ：苗 伟 驰 （１９８８一），女 ，工程 师 ，主要 研 究 方 向为 发 动 机 仿 真 分 析 ，Ｅ—ｍａｉｌ：ｍｉ过 程 【｛１共 有 根排 气管 开 裂 ，裂纹均 发生 靠 近缸盖 法 誓的 网角 处 ， 扩 展 贯穿 至排 气管侧 而及法 兰盘 底 而 、其 中有 两根排 气管 裂纹 发 生在左 侧 ，另一根 发， 在 彳彳侧 、通 过 对 断 广】的初 步 分 析 ， 发现疲 劳破 坏特 征 ．、
· ２４ ·
柴 ｝Ｉｔｔ十Ｊ【
第 ４（）卷 １蝴
波纹 管结 构 复杂 ，川施加 Ｊ 刚 度的 弹簧单 庀进
行模拟 简 化 ，弹 簧 单 元 寸 卜ｊ实 际 波纹 管 长度 一
基于FEMFAT的柴油机活塞低周热疲劳寿命预测
０ 前 言
脱 今 发 动 机 强 化 程 度 在 逐 渐 提 高 ， 随 着 发 动
机燃 烧 审温 度及 爆 发压力 的提升 ．燃 烧 室关 键结 构 件 缸 盖 、活 塞 承受 的热 负 筒 及 机 械 负倚 越 来 越 严 酣， 发 生疲 劳 失效 的 几率 陡增 ，可靠性 成 为进 一 步提 高 柴油 机强 度化 程度 的瓶颈 问题 就燃 烧室 关 键结 构 件活 采来 说 ，负荷 的增 加经 常 导致 活 塞销 座 开 裂 、环 椭 损 、顶 而烧 蚀 以及燃 烧 喉 ［ １ 边缘 热 裂等 故 障 ，严重 影 响发动 机 的＿ ｌ Ｊ ： 常运 行” 。 借 助 仿 技 术 对 活 塞 失 效 的 风 险 、部 位 及 原 进 行 分析 ，为 活塞 材料 设 计 、结 构 设计及 优化 提 供 依 拊 ，以提 高 发动 机 的 町靠 性 ，这 种研 发模 式 越
基于 ANSYS／FE-safe 的桥式起重主梁疲劳寿命分析
ＴＡＮＧ Ｆ ａ ｎｑ ｉ ｎ ， Ｗ ＥＩ Ｈｕ ａ ． ｚ ｈ ｏ ｎｇ ， Ｓ ＨＵ Ａｎ ｑ ｉ ｎ ｇ ， Ｌ Ｉ Ｘｉ ｎ — ｙ ａ ｎ ｇ
（ １ ．Ｗｕ ｈ ａ ｎ Ｉ ｎ ｓ ｔ ｉ ｔ ｕ ｔ ｅ ｏ ｆ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ｙ ，Ｗｕ ｈ ａ ｎ ４ ３ ０ ０ ７ ３ ，Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ； ２ ．Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ Ｓ ｐ ｅ ｃ ｉ ａ ｌ Ｅ ｑ ｕ ｉ ｐ ｍ ｅ ｎ ｔ Ｉ ｎ ｓ ｐ ｅ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ Ｒ ｅ ｓ ｅ ａ ｒ ｃ ｈ Ｉ ｎ ｓ ｔ ｉ ｔ ｕ ｔ ｅ ，Ｂ ｅ ｉ ｊ ｉ ｎ ｇ １ ０ ０ ０ １ ３ ，Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ）
ｐ ｌ ａ ｔ ｅ ａ ｎ ｄ ｗｅ ｂ ｐ ｌ ａ ｔ ｅ ．Ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ ｋ ｅ ｙ ｎ ｏ ｄ ｅ’ Ｓ ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ ｅ Ｕ ｌ ￣ Ｔ ｅ ａ ｎ ｄ ｉ ｔ ｓ ｃ ｏ ｒ ｒ ｅ ｓ ｐ ｏ ｎ ｄ ｉ ｎ ｇ ｌ ｏ ａ ｄ ｓ ｐ ｅ ｃ ｔ ｒ ｕ ｍ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｃ ｒ ａ ｎ ｅ ｍａ ｉ ｎ ｇ ｉ ｒ ｄ —
柴油机连杆疲劳失效的影响因素分析
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。
机载设备随机振动疲劳寿命分析-曹立帅
3σ的概率为0.27%。可以看出，随机变量超出3σ量级的可能性已很小，采用
3σ已可以满足工程要求。
由上可知，大于3σ的应力仅仅发生在0.27%的时间内，假定其不造成任何损
伤。在利用Miner线性累积损伤理论进行疲劳计算时，将应力处理成上述3个水平，
总体损伤的计算公式就可以写成：
D = n1σ + n2σ + n3σ
(4)
N1σ N2σ N3σ
n1σ ：等于或低于1σ水平的实际循环数目(0.6831)； n2σ ：等于或低于2σ水平的实际循环数目(0.271)； n3σ ：等于或低于3σ水平的实际循环数(0.0433)。
N1σ ， N2σ ， N3σ 分别为根据疲劳曲线计算求得的1σ、2σ和3σ应力水平对 应的许可循环的次数。 2.3 随机振动疲劳寿命分析流程
次对材料的损伤为 D/N1,经 n1 次循环作用后，σ1 对材料的总损伤为 n1D/N1,如此
类推，当各级应力对材料的损伤综合达到临界值 D 时，材料发生破坏。用公式表
示为
n1D + n2D + n3D +... = D
(1)
N1 N2 N3
推广到更普遍的情况，即有
∑∞ ni = 1
(2)
N i=1 i
约束：试验台的底面设为固定约束； 载荷：在 X、Y、Z 三个方向上分别施加功率谱密度。
图 4 功率谱密度曲线
3.3 疲劳寿命评估 通过对计算结果的分析，得到控制壳体上危险部位出现在耳片位置上，同时
分别得到该部位三个方向上 1σ、2σ和 3σ应力。
图 5 X 方向加载时耳片危险部位最大 1σ应力图
材料抗拉强度σb =490MPa
7
N3σ=5.44×10 。
基于有限元方法的16PA6STC柴油机曲轴疲劳强度分析
境下 的整体坐 标系 内 。仿真模 型及 各机构 的运 动
副关 系见 图 １ 。
阻尼单元 ， 模拟 机 体 与 曲轴 之 间润 滑 油膜 的 弹性 支 撑及 阻尼 作用 。原 刚体 的质 量 、 心等 固有 属 重
性均 转移 至柔性 体 曲轴 。
３ 仿 真 结 果 分 析
１Ｐ Ｓ ６ Ａ６ ＴＣ型柴 油机 为 四 冲程 中速 机 ， 曲轴
曲柄臂过 渡 圆角处为 应 力集 中最严 重 的部位 。其
应 力值 为 ３０ ５ ５．２ＭＰ 。将 曲轴进 行柔性 ２ ．￣４ ７９ ａ
化 以后 ， 刚体模 型 的 固有特 性 离 散 为柔 性体 的 原
各 阶模 态特 性 ；受各缸 的气 体爆 发压 力及 连杆 惯
图 ２ 曲轴 的 有 限 元模 型
ｒｎ中设 置 曲轴 的外 接 节点 单 元 ， ＭＰ — Ｂ ２ ａ 即 ＣＲ Ｅ 单元 ， 图 ２ 见 。
图 ３ 曲轴 动 态 加 载及 应 力 云 图
可 以看 出在 各缸 发 火 做功 过 程 中 ， 曲轴 应 力
最 大时刻 出现 在仿真 时 间为 ０ １ ９２Ｓ 曲柄销 与 ． ０ ，
』 Ⅵ
Ｋ Ｑ（） ￡
系统 质量 矩 阵 ；
系统 刚度矩 阵 ； 节 点载 荷 向量 。
Ｃ 系统 阻尼 矩 阵 ； ＿
变动性 ， 部又存 在 着高 度 的应力 集 中 ， 接决 定 局 直 了 曲轴 易 产生 疲 劳 破 坏 ｌ 。结 合 多 体 动 力 学 仿 １ 真技术 及 有 限 元 计 算 方 法 ， 用 ＭＳ 采 Ｃ公 司 的 系
ｏ． ８ ｏｏ
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一…
ｎ ｎ ８５ １ｓ 其值 为 一Ｏ （ ４ ｎ ６ ７ ， ・）
随机振动载荷下机械零部件疲劳寿命预测研究
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
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文献综述表
用有限元分析得到的应力
FE-Fatigue
以8A型转向架侧架为例，介绍 了有限元技术应用于构件疲劳
寿命分析的过程
ANSYS和FEFatigue
进行疲劳寿命分析与以往 根据实测应力或根据材料 力学方法算得的应力主要 不同之处在于疲劳强度降
低系数取值不同
共晶焊的特性
实现了 7 mm 厚 Mg-Gd-Y 系 镁合金板的搅拌摩擦焊接，用 光学电子显微镜、扫描电子显 微镜等手段对焊接接头进行分
实验观察与分 析
了解了关于共晶焊的基础 知识和与其相关的力学性
能
焊点的疲劳分 析
对三种不同加速度功率谱密度 幅值的窄带随机振动疲劳试
验，并对失效焊点进行金相剖 面分析，探究球栅阵列(BGA) 无铅焊点在随机振动载荷下的
三种加速度功率谱密度幅
实验观察与分 值的随机振动试验中BGA无
析
铅焊点的失效机理并不相
伤。
焊点的疲劳分 析
建立了一个在能源转换时为 SMD芯片焊点的热-形变疲劳的 数值模拟分析模型来进行可靠
性预测
实验和COMSOL Multiphysics
4.3a
展示了一种适合研究焊点 疲劳行为的三维建模的方 法。展示了一种决定哪些 应力需要带入Coffin–
Manson方程的方法
焊点的疲劳分 析
基于振动测试的评估方法和有 限元分析来预测电子元件随机 振动载荷作用下的疲劳寿命。
刘芳， 孟光， 王文
自动化学院； 上海交通 大学机械系统与振动国家
重点实验室
振动与冲击 2011第6期P269-
271，276
In--3Ag低温焊料与Cu、 Ni基板间界面反应及可靠
性研究
李永君
fesafe随机振动载荷谱
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
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
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
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
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
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
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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。
基于ANSYS／FE-SAFE分析的当量结构应力法焊缝疲劳评定
杨旭 ，钱才富
（ 北京化工大学机 电工程学院，北京 １ ０ ０ ０ ２ ９ ）
摘
要 ：介 绍 了ＡＳ ＭＥ Ｖ Ｉ Ｉ Ｉ ． ２ 中所采 纳的 当量 结 构应 力法进 行 焊 缝 疲 劳评 定 的原 理 ，并 以某 回流罐 为工
程 实例 ，使用有 限元分析软件Ａ Ｎ Ｓ ＹＳ ／ Ｆ Ｅ ． Ｓ ＡＦ Ｅ 对回流罐上手孔与罐体之 间的焊缝疲劳寿命进行分析， 同时考察 了网格 大小、单元 类型以及填角焊缝的影响。结果发现，基 于当量结构应 力法进行 焊缝疲 劳 评定得到的疲劳寿命对网格 密度不敏 感，受单元类型的影响很 小：填 角焊缝的存在有利 于提 高焊缝的
合理地 表示出构件的几何特征 ，结构应力的结果将与
单元 的类型也无关 ，壳单元与实体单元建 Nhomakorabea 得到的疲
劳寿命相差不大 ； 采用一个统一的“ 主 一 Ⅳ曲线”预
ｉ 贝 ０ 焊接疲劳，这条主 ． Ⅳ曲线使用一个 “ 等效 结构应 力幅参数 ”的概念，将各类 焊接方式 的疲劳分析合而
为一，Ｂ ａ ｔ ｔ ｅ ｌ ｌ ｅ 中心通过对 比分析数千个焊接疲劳试验 数 据，涵盖各种不 同的焊接类型、焊板厚度、载荷模
焊缝 的影 响。
工程 师 Ｐ ｉ ｎ ｇ ｓ ｈ ａ Ｄ ｏ ｎ ｇ 研 究 的可 以相对准 确计算 焊缝 疲劳寿命 的最新方法——结构应力法 ， 又称为 “ Ｍｅ ｓ ｈ
ｉ ｎ ｓ ｅ ｎ ｓ ｉ ｔ ｉ ｖ ｅ Ｓ ｔ ｒ ｕ ｃ ｔ ｕ ｒ ａ ｌ Ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ Ｍｅ ｔ ｈ ｏ ｄ ” （ ＭＳ Ｓ法 ） ， 即 “ 网
Ａ Ｎ Ｓ Ｙ Ｓ ／ Ｆ Ｅ ． Ｓ Ａ Ｆ Ｅ Ｖ Ｅ Ｒ Ｉ Ｔ Ｙ 模块 中的应用
fesafe疲劳分析实例-安世亚太
6、选中添加的数据集，右击 选择Add User Loading
疲劳载荷定义
7、定义疲劳载荷的历程系数
表示载荷按+50MPa、-50MPa、 +50MPa变化变化过程为一个载荷 历程（或一个循环）
8、点击OK按钮
9、点击OK按钮，疲劳 载荷定义完毕
摘 要
• 有限元计算
• 有限元结果读入
• 疲劳载荷定义
结果文件信息：含应力、材 料属性、单元、节点等。
摘 要
• 有限元计算
• 有限元结果读入
• 疲劳载荷定义
• 材料疲劳参数定义
• 疲劳计算 • 疲劳计算结果查看
疲劳载荷定义
1、点击Loading按钮 2、OK、进入载荷编辑器
3、如果以前有数据，则删除它。
疲劳载荷定义
4、点击数据集σ1
5、右击Block，选择ADD Dataset
• 材料疲劳参数定义
• 疲劳计算 • 疲劳计算结果查看
疲劳计算结果查看
1、回到ANSYS界面 进行结果查看
2、选择疲劳计算结果 文件；点击打开按钮 。
疲劳计算结果查看
1、点击OK按钮。
2、点击Last Set，读 入疲劳计算结果
3、点击Close
疲劳计算结果查看
4、对数寿命（SX）
对数寿命为6.412，即实 际寿命为106.412=2.58E6
已知参数为：薄板长L=1m、高H=0.5m、厚 T=0.005m、圆孔半径R=0.13m、拉应力 P=50MPa；薄板为钢材，其材料牌号为SAE950C-Manten，弹性模量E=2.03×1011Pa、 泊松比ν=0.3、密度ρ=7850kg/m3。
摘 要
• 有限元计算
FeSafe
轮毂疲劳寿命
排气管热疲劳
(A) 热应力循环 (B)热应力分布 (C) 不考虑高温蠕变疲劳寿命 (D) 考虑高温蠕变疲劳寿命 结论：高温蠕变效应使C与D疲劳位置和寿命完全不同
内燃机活塞高温蠕变疲劳
FE-SAFE
MCAE-SAFE-P09
info@
■ Fe-safe/TMF™ 热-机械疲劳分析模块
● 考虑变化的温度和应力对结构的影响，提供快速精确的疲劳寿命分析 ● 可以考虑应变率和瞬态温度对循环应力-应变响应的影响 ● 可以考虑瞬态温度对应变-寿命曲线的影响 ● 可以考虑在每个循环中的应力和温度的相位关系的影响 ● 体积应力松弛 ● 可以考虑应变老化对疲劳强度的影响
应力-应变滞后环
Turbolife应用实例
■ Fe-safe/Rotate™ 旋转机械疲劳分析模块
● 利用结构的循环对称性提高了旋转部件的疲劳分析效率 ● 疲劳分析时间缩短：自动产生一系列不同旋转角度上的应力结果 ● 有限元计算时间缩短：一次静力计算可以用来定义一个循环的疲劳载荷谱 ● 有限元计算结果文件更小：求解规模降低 ● 想要旋转角度增量小于模型对称角，则需要额外的有限元求解 ● 支持完整模型、一半模型和奇、偶对称的扇区模型
济南分公司 电话：86-31-86072996 传真：86-31-85180808
基于结构应力法的焊接疲劳求解技术
焊接疲劳寿命计算实例
FE-SAFE
FE-SAFE
高级疲劳耐久性分析和信号处理软件
■ Fe-safe/Turbolife™ 涡轮机械疲劳分析模块
● 与ANSYS等主流FEA软件的直接接口 ● 由弹性有限元计算结果来计算应力及温度的时间历程 ● 支持多轴塑性松弛准则，用来估计实际的应力和应变 ● 蠕变损伤、疲劳损伤的评估以及蠕变疲劳的计算 ● 综合考虑蠕变机理对疲劳寿命的影响 ● 多种计算参量的输出与图形化显示
基于有限元的疲劳分析方法理论研究
基于有限元的疲劳分析方法理论研究邹建胜【摘要】本文通过对传统的应力严重系数法(SSF法)和疲劳额定系数法(DFR法)进行研究,借助理论分析,将数值模拟分析得到的局部应力与DFR法中的远场应力等效,并最终形成了一套可用于疲劳分析的基于有限元的DFR修正方法.【期刊名称】《科技视界》【年(卷),期】2018(000)009【总页数】2页(P126-127)【关键词】应力严重系数法;疲劳额定系数法;疲劳;有限元【作者】邹建胜【作者单位】上海飞机设计研究院,中国上海 201210【正文语种】中文【中图分类】TU6620 前言金属结构的抗疲劳设计方法有很多种，包括传统名义应力法、应力严重系数法及疲劳额定系数法（DFR法）等，其中DFR法被广泛应用于民机结构件分析，其主要针对民机结构典型连接形式，而实际制造过程中出现的制造偏离，会对DFR法所描述的典型连接形式的DFR估计值产生影响，如疲劳细节危险部位的堵孔修理等。
一般传统的做法是进行试验研究，得出不同制造偏离对结构DFR值影响的修正系数，但是实际研究过程，制造偏离种类繁多，若通过完整的试验研究获取DFR修正结论，试验费用较高。
因此非常有必要开展理论研究，先期预测试验趋势，降低试验成本。
目前，国内对于民机DFR法的理论及试验研究较多，但是结合数值仿真结论进行研究的相对较少。
本文借助应力严重系数法和疲劳额定系数法的理论推导，研究基于有限元的疲劳工程分析方法。
1 DFR法和SSF法的定义1.1 DFR法定义疲劳额定系数法DFR法的定义为（1）疲劳寿命服从双参数 Weibull分布；（2）N=104～106范围内，当平均应力为常数的时候S-N曲线在双对数坐标中为直线；（3）指定N值对应的等寿命曲线为直线，即有式中σa0为σm=0（应力比 R=-1）对应的应力幅值σa；σm0为等寿命曲线与横坐标轴交点的横坐标，并假定其为材料常数。
1.2 SSF法定义应力严重系数SSF的定义为式中，α为孔表面状态系数，β为孔填充系数，Ktz为应力集中系数，为疲劳细节部位紧固件孔边沿轴向的最大应力，σck为参考应力，即取截面的毛面积应力。
基于FEMFAT的柴油机活塞低周热疲劳寿命预测
基于FEMFAT的柴油机活塞低周热疲劳寿命预测
许春光;王根全;文洋;李鹏;景国玺
【期刊名称】《内燃机》
【年(卷),期】2017(000)002
【摘要】我们应用abaqus有限元分析软件,对某型柴油机活塞进行了起停工况下活塞温度场、材料高温下塑性及蠕变性能的应力应变场计算.采用FEMFAT疲劳分析软件进行了活塞低周热疲劳寿命的预测,分别考虑了疲劳及蠕变损伤的影响,为柴油机活塞的研发及结构改进设计提供参考.
【总页数】4页(P55-57,62)
【作者】许春光;王根全;文洋;李鹏;景国玺
【作者单位】中国北方发动机研究所,天津 300400;中国北方发动机研究所,天津300400;中国北方发动机研究所,天津 300400;中国北方发动机研究所,天津300400;中国北方发动机研究所,天津 300400
【正文语种】中文
【中图分类】TK413
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采用了ＡＮＳＹＳ的热一应力直接耦合场分析方法。 在分析时，将热边界条件和振动边界条件同时施加在模 型上，通过直接耦合场分析方法得到总的应力值［１引。
关键词：内燃机；排烟管；振动；有限元；疲劳
Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ＩＣ ｅｎｇｉｎｅ；ｅｘｈａｕｓｔ ｍａｎｉｆｏｌｄ；ｖｉｂｒａｔｉｏｎ；ＦＥＡ；ｆａｔｉｇｕｅ
中图分类号：ＴＫ４２２．４
文献标识码：Ａ
Ｏ概述
对柴油机的疲劳强度分析研究主要集中于连 杆、曲轴等柴油机承载部件，象排烟管等非主要部 件，由于其所承受的动、静载荷均不大，往往会忽 略对其疲劳强度的研究；同时由于采用了高强度 的材料，通常认为不会出现因振动引起的安全问 题而忽视了疲劳强度校核。随着柴油机的强载度 的提高，对非主要零部件由于振动等工作条件的 变化所引起的疲劳强度等问题的研究显得非常 重要。本文针对某强载型柴油机运转过程中排烟 管断裂，通过对排烟管裂纹金相分析及检修发现： 断裂产生的原因是由于疲劳破坏及振动剧烈而引 起的。
收穑日期：２００７－０４一１３ 作者简介：易太连（１９７２一Ｊ．男．博士生．主要研究方向为动力机械结构设计与优化．Ｅ．ｍ叫：”ｌ埘一ｈｇ＠ｓｔⅡ＾∞ｍ。
万方数据
２００８年第３期
内燃机工程
断口金相分析表明：排烟管的破坏属于疲劳破 坏，疲劳裂纹源在管体和法兰盘接合部的根部。
２传统疲劳强度设计
图１排烟管断裂宏观形貌
ｕｍａｊｏｒ ｓｉｇｎ ｏｆ ｕｎｍａｊｏｒ ｃｏｍｐｏｎｅｎｔ ｃａｎ ｎｏｔ ｂｅ ｉｇｎｏｒｅｄ ｗｈｅｎ ｔｈｅ
００ｍｐｏｎｅｎｔ ｂｅａｒｓ ｇｒｅａｔｅｒ访ｂｒａｔｉｏｌｌ．
摘要：运用有限元法和疲劳分析ＦＥ—ＳＡＦＥ软件对某型柴油机排烟管由于振动引起的疲 劳断裂原因进行了研究。研究结果表明：随着柴油机强栽度不断的提高，对柴油机部分零部件 的疲劳设计略显不足；当出现较大的振动时，不能忽略非主要零部件的疲劳强度设计问题。
图４疲劳断裂画上条形 附近形貌
图ｊ疲劳断裂面上 的裂纹
限；口。为平均应力。 在计算部件的工作安全系数时，根据相应的规
定和使用条件，通过查阅相关手册，可以得到各个相 关系数Ｋ，，￡，口，口一，的参数值ｍ１…。这些数值大部分 通过经验得到，因此结果有一定的误差。
对于均匀材质，材料性能离散程度小，且应力计 算又比较准确，可取Ｎ＝１．３～１．５［引。
传统的疲劳强度设计及计算的步骤为 （１）确定应力分量。 （２）计算等效应力，对于钢结构的零件，通常选 取最适合钢结构零件的Ｖｏｎ—Ｍｉｓｅｓ畸变能量理论。 （３）确定完全反向的弯曲应力Ｓ。，。 （４）查找疲劳寿命。根据材料的Ｓ—Ｎ曲线，可 查出这种材料耐久极限应力Ｓ。和断裂极限应力Ｓ，， 与之对应的应力交变循环值Ｎ。和Ｎｔ。从而可以得 到疲劳寿命Ｎ。，。
ｌ排烟管断口金相分析
图１为排烟管管体与法兰盘连接部分断裂面的 形貌实例。由图可见：在断口的表面上有代表着疲 劳断裂特征的贝纹线。在§５７０型电子显微镜下观 察断口形貌（图２）可见：断口具有海滩标记形貌（它 是发生疲劳破坏的一个标记），根据其走向可以找到 产生疲劳断裂的裂纹源。图２清晰地显示了条纹花 样汇聚指向一个源点Ａ，此处较为平坦，为明显的颗 粒状（结晶状）断口形貌，因此Ａ点即为疲劳裂纹源。 在高倍下进一步观察断口形貌（图３），尽管受到使用 时振动摩擦影响，但在断口上某些区域还是发现了 疲劳裂纹。这进一步说明了排烟管在复杂应力作用 下发生疲劳断裂的历程。
根据排烟管的实际尺寸（图６）建立三维有限元 模型，假定整个排烟管在制造过程中不会产生残余 应力；同时简化波纹管，利用等刚度圆筒替代方法建 立了波纹管的模型（图７）。在进行网格划分时，选用 热一应力耦合四面体单元ＳＯＬＩＤ９２，整体上规定了 所划分后得到的单元最大边长不能大于８ｍｍ，同时 打开程序的Ｓｍａｒｔ ｓｉｚｅ控制功能，让程序决定在某 些曲面变化较大的地方进行细化，自由网格划分后 不存在不合格单元，网格划分后的模型见图７（图中 单位：ｍｍ）。排烟管使用材料为Ｘ１５ＣｒＮｉＳｉ２０一１２，通
易太连１，吴杰长１，刁爱民２。欧阳光耀１ （１．海军工程大学船舶与动力学院，武汉４３００３３；２．海军工程大学科研部）
Ｓｔｕｄｙ ｏｎ Ｆａｔｉｇｕｅ Ｌｉｆｅ ｏｆ Ｖｉｂｒａｔｉｎｇ Ｅｘｈａｕｓｔ Ｍａｎｉｆｂｌｄ ｏｆ ａ Ｄｉｅｓｅｌ Ｅｎｇｉｎｅ
Ｕｓｉｎｇ ＦＥＡ ａｎｄ ＦＥ－ＳＡＦＥ Ｓｏｆｔｗａｒｅ
排烟管的疲劳强度及疲劳寿命分析采用ＦＥ— ＳＡＦＥ疲劳分析软件，ＦＥ—ＳＡＦＥ是进行耐久性分析 的专用模块，包括材料数据库、载荷组合、高级的多 轴疲劳分析功能，并自动识别疲劳“热点”。ＦＥ— ＳＡＦＥ通过读取有限元分析计算出的单位载荷或实 际工作载荷下的弹性应力，然后根据实际载荷工况 和交变载荷形式计算疲劳寿命。
由于排烟管受到的载荷为多次重复变化的周期 性载荷，虽然最大应力值始终没有超过排烟管材料 的强度极限，甚至比弹性极限还低很多，但在周期性 载荷作用的情况下，排烟管就有可能发生疲劳破坏。
该型柴油机发生断裂的排烟管是长排烟管，对 裂纹进行金相分析结果表明：排烟管的断裂为疲劳 断裂，裂纹源出现在长排烟管与法兰头相连部位。 因此，有必要从理论上对排烟管进行疲劳强度及疲 劳寿命分析。
疲劳安全系数计算方法是由下式得到
肚矿喾一缈杀“
＠）
式中，盯一。为应力比为“一１”的疲劳极限；Ｋ。为有效
应力集中系数；ｅ为尺寸系数；ｐ为表面系数；口。为应
力幅，ｃｒｌ一，塑ｆ 生一产，，ｒ ｄ。＝塑坠，｝ｔ业；１＿盯＾ 。，、盯。ｉ。分别为
相对应节点的最大应力和最小应力；亿为不对称循
环度系数，钆一生ｌ二曼，叮。为应力比为“Ｏ”的疲劳极
（２）振动。排烟管上端固定连接到废气涡轮增 压器上，在工作过程中，排烟管上端是随着废气涡轮 增压器一起振动的。相同条件下，由振动测量检测 结果可知：．在转速为１ ２５５ ｒ／ｍｉｎ时，排烟管没有发生 断裂的柴油机的排烟管上端法兰端相对于下端波纹 管底部的相对振动位移的最大振幅为ｏ．１５ ｍｍ，而 排烟管发生断裂的柴油机为０．６０ ｍｍ。
（ａ）＋０．１５ｍｍ 图９排烟管温度为５００℃在士０．１５ｍｍ振幅下Ｖｏｎ－Ｍｉｓｅｓ
应力分布云图
３．５振幅为０．６０ｍｍ应力 当最大振幅为±ｏ．６０ｍｍ时，排烟管的应力分布
情况，如图１０所示。由图可见：相对振动位移最大振 幅为＋０．６０ ｍｍ时，排烟管管身的最大应力为 ４８７．０２１ ＭＰａ；相对振动位移最大振幅为一ｏ．６０ ｒｎｎｌ 时，排烟管管身的最大应力为６６Ｌ １５４ＭＰａ，最大Ｖｏｒ卜 Ｍｉｓｅｓ应力基本上都位于排烟管管身与法兰头相连部 位，整个管身的应力没有超过材料的许用应力范围。
ｄｉｅｓｅｌ ｅｎｇｉｎｅ ｕｓｉｎｇ ＦＥＡ ａｎｄ ＦＥ—ＳＡＦＥ ｓｏｆｔｗａｒｅ． Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔ ｓｈｏｗｓ ｔｈａｔ ａｌｏｎｇ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ｒａｉｓｉｎｇ ｏｆ ｔｈｅ ｌｏａｄ ＩｅＶｅＩ ｏｆ
ｄｉｅｓｅｌ ｅｎｇｉｎｅ，ｔｈｅ ｆａｔｉｇｕ｝ｓｔｒｅｎｇｔｈ ｏｆ ｔｈｅ ｕｎｉｍｐｏｎａｎｔ ｃｏｍｐｏｎｅｎｔｓ ｓｅｅｍｓ ｔｏ ｂｅ ｉｎｓｕｆｆｉｃｉｅｎｔ． Ｔｈｅ ｆａｔｉｇｕｅ－ｓｔｒｅｎｇｔｈ ｄｅ—
【ａ）＋Ｏ．６０ｍｍ 图１０排烟管温度为５００℃在±Ｏ．６０ｍｍ振幅下
ｖｏｎ－Ｍｉｓｅｓ应力分布云图
从排烟管在振动条件下应力计算和分析可知： 无论振动位移振幅为０．６０ ｍｍ还是为Ｏ．１５ ｍｍ，整 个排烟管的应力都符合要求。
４疲劳寿命分析
通常，疲劳破坏首先在某一点（一般接近构件表 面）产生微小的裂纹，其起点叫“疲劳源”，而裂纹从 疲劳源开始，逐渐向四周扩展。由于反复变形，裂开 的两个面时而挤紧，时而松开，这样反复摩擦，形成 一个平滑区域。在交变载荷继续作用下，裂纹逐渐 扩展，承载面积逐渐减少，当减少到材料或构件的静 强度不足时，就会在某一载荷作用下突然断裂。
某强载型柴油机在运转过程中，其排烟管发生 了断裂。由于排烟管的工作过程为动态振动过程且 受力复杂，因此需对整个振动过程做一个动态分析 的疲劳寿命分析与强度校核。在分析过程中，应根 据排烟管的实际情况来施加载荷和约束。
排烟管在整个动态工作过程中，主要受到２种 载荷的作用：
（１）热载荷。燃烧后的废气流过排烟管，使得 整个排烟管的温度升高后产生膨胀，从而在整个排 烟管内产生热应力的作用，当工作过程稳定下来后， 即排烟管的温度达到稳定后，热应力也就达到了稳 定状态。废气实测平均温度７００℃，通过计算［１１｜。可 以得到排烟管管身平均温度大约为５００℃。
第２９卷第３期 ２００８年６月
内燃机工程 Ｃｈｉｎｅｓｅ Ｉｎｔｅｒｎａｌ Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ Ｅｎｇｉｎｅ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ
文章编号：１０００—０９２５（２００８）０３一０７６一０５
Ｖ０１．２９ Ｎｏ．３ Ｊｕｎ．２００８
２９００５４
基于有限元和ＦＥ—ＳＡＦＥ的柴油机排烟管 振动下的疲劳寿命
２．０ｆｆｉｃｅ ｏｆ Ｒｅｓｅａｒｃｈ ａｎｄ ＤｅｖｅＩｏｐｍｅｎｔ，Ｎａｖａｌ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：ｌｔ ｗａｓ ｓｔｕｄｉｅｄ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｒｅａｓｏｎ ｏｆ ｆａｔｉｇｕｅ＿ｂｒｏｋｅｎ ｏｆ ｔｈｅ ｅ）【ｈａｕｓｔ ｍａｍｆｏｌｄ ｒｅｓｕｌｔｅｄ ｆｒｏｍ访ｂｒａｔｉｏｎ ｉｎ ａ
图２疲劳裂纹源和海滩标记
图３疲劳断口上的疲劳条带 对图１断口上其它地方进一步观察（图４）可发
现，中间（箭头所指）是一个韧带，两边具有解释断裂 的相貌特征，这说明裂纹扩展在此停顿。当裂纹重 新扩展所产生的在断裂面上可以看到的裂纹，如图５ 所示。
目前，传统的疲劳强度设计及计算所采用的方 法是将有限元法与传统的安全系数设计相结 合‘１￣引，由于传统安全系数计算的经验公式所适用 的范围各不相同，导致在计算零部件的疲劳寿命时，ＷＵ Ｊ ｉｅ．ｃｈａｎ９１，ＤＩＡＯ Ａｉ—ｍｉｎ２，ＯＵＹＡＮＧ Ｇｕａｎｇ－ｙａ０１ （１．Ｃｏｌｌｅｇｅ ｏｆ Ｎａｖａｌ Ａｒｃｈｉｔｅｃｔｕｒｅ ａｎｄ Ｐｏｗｅｒ，Ｎａｖａｌ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｗｕｈａｎ ４３００３３，Ｃｈｉｎａ；