热机械疲劳范文

2024-05-14

热机械疲劳范文（精选8篇）

热机械疲劳第1篇

排气歧管在汽车零部件中承受的工作条件是最为恶劣的,其腔内的排气温度在全速全负荷工况时最高可达1 000℃以上,而怠速下其温度将降低600℃以下,因此汽车在使用过程中,排气歧管将会受到交变热循环冲击。目前,排气歧管常用的材料主要有铸铁、不锈钢、铸钢等,这些材料都具有良好的耐热性能和机械性能,但在排气歧管日益恶劣的工作条件下,仍然存在开裂失效的风险[1]。因此,排气歧管供应商往往在开发阶段要花费大量的经费和时间进行歧管开裂试验。为了缩短开发周期以适应激烈的市场竞争,CAE分析技术已被广泛应用于产品设计,该技术方法能有效提升产品设计的合理性与安全性,对节省开发周期,降低研发成本有着显著价值。

我们拟就研究一种应用于发动机歧管设计的CFD与FEA耦合分析技术方法,主要利用通用CFD软件Star-ccm+和结构分析软件Abaqus耦合分析技术,对排气歧管进行CFD分析,提取有效热疲劳分析所需的边界条件,在利用Abaqus进行热疲劳分析,根据分析结果对结构强度设计不合理地方进行改进设计,达到低成本高效研发满足热机械疲劳性能的产品的目的,分析流程见图1。

1 CFD分析

CFD分析的目的是获得排气歧管在全速全负荷工况下循环变化的温度分布,歧管内、外表面的对流换热系数。

1.1 温度场理论分析

对瞬态及有内热源导热问题的导热微分式:

式中,ρ为密度,λ为导热系数,c为比热容,为单位体积内产生的内源。

对稳态导热问题,导热微分式如下:

由(1)式可知,瞬态导热考虑了热量在结构中的传播过程,温度的分布受到密度、比热、热传导系数的影响,随时间发生变化。由(2)式可知,稳态导热计算的只是温度分布的一个最终稳定状态,不随时间发生变化[2]。

1.2 热疲劳分析边界条件

影响热疲劳分析准确度的主要边界条件如下:歧管内、外表面换热系数,歧管温度分布。我们主要利用Star-ccm+模拟分析歧管在全速全负荷工况下的换热系数及温度分布,针对我们研究的排气歧管利用Star-ccm+建立的CFD分析模型见图2。

经分析得到排气歧管的内、外表面换热系数及温度分布,其中内、外表面换热系数以文本格式导出,温度分布见图3。

2 热机械疲劳分析

2.1 建立热机械疲劳分析模型

在HyperMesh中进行网格离散,对排气歧管、催化器端锥、催化器筒体、加强支架、焊缝用壳单元来模拟,排气歧管法兰板和连接螺栓采用实体单元来模拟,得到的有限元模型见图4。

2.2 材料属性

由于排气歧管的工作温度最高可达到1 000℃以上,因此排气歧管、催化器端锥、催化器筒体、螺栓等部件的材料参数都考虑了温度相关性及塑性变形曲线,以便模拟不同温度下的应力和塑性变形[3]。

2.3 非线性结构计算

为了准确模拟排气歧管的热变形,分析模型中包括螺纹啮合处均采用了接触的的配合方式,以避免过分刚性的约束影响排气歧管的正常变形为了能准确模拟螺栓处的应力值在螺栓处施加了螺栓预紧力[4]。

3 分析结果

3.1 温度场结果

将前面Star-ccm+分析得到的温度场及换热系数,映射到FEM模型上,在Ahaqus中进行传热计算得到有限元计算输入温度。计算得到的全速全负荷工况下稳态温度分布见图5。

稳态结果中,歧管除了法兰面的大部分区域温度都高于500℃,温度最高为696℃,主要分布在歧管气流交汇处,与实际相符。

3.2 热疲劳强度

完成温度场计算后进行热应力计算。此计算模拟排气歧管装配,然后全速全负荷工况状态,最后停机冷却至常温的过程。实际上,排气歧管除此之外还承受振动载荷,由于本计算主要考虑热变形问题,在此计算中忽略振动载荷[5]。

计算共分七步。第一步施加螺栓预紧力的装配载荷;第二步施加传热计算的温度载荷;第三步使温度恢复至常温;第四步施加传热计算的温度载荷;第五步使温度恢复至常温;第六步施加传热计算的温度载荷;第七步使温度恢复至常温。温度载荷从全速全负荷工况到常温进行了三次循环。

排气歧管的破坏主要是由于在交变温度与交变应力的耦合作用下,不断累积的塑性变形导致裂纹萌生、扩展而致。根据温度分析的结果可知,在一定的循环次数之后,歧管的温度基本保持稳定,因此可使用稳定循环状态下的温度场来计算歧管塑性变形变化过程[6]。由于在到达稳定状态的循环过程中,歧管的塑性变形情况是不断变化的。比如,某些区域在升温过程中是拉应力,而在降温的过程中是压应力,两种应力状态虽对塑性变形的贡献不一样,但都会引起裂纹的扩展。目前国内外对此评价有的是采用第一个循环的等效塑性应变增量,也有采用第二个和第三个循环的等效塑性应变增量的,不同的企业也有不同的标准。我们根据与实验的对比经验建立了自己的标准,采用第二个循环的等效塑性应变增量△PEEQ来作为是否会发生裂纹扩展的指标。等效塑性应变PEEQ物理定义为整个过程中塑性变形的累积[7]。

式中,。表示初始等效塑性应变[8]。

经计算第二个循环的等效塑性应变增量△PEEQ分布见图6。

从图中可以看出,第二个循环中等效塑性应变增量的最大值发生在结构过渡处,此处的过渡圆弧较小,在板料冲压成型时容易使材料减薄,最大值为1.147%,数值较大,根据经验判断此处有疲劳破坏的危险,需要优化。优化时将该处的过渡圆弧增大,使过渡更平缓,优化后经计算第二个循环的等效塑性应变增量△PEEQ分布见图7。

从图中可以看出,优化结构第二个循环中等效塑性应变增量的最大值仍发生在结构过渡处,最大值为0.623%,与原结构相比降低了0.524%,根据经验判断不会有疲劳破坏的危险,优化后排气歧管的热机械性能得到了提高。

4 结论

我们基于CFD分析的结果利用结构分析软件Abaqus对排气歧管的热机械疲劳进行分析评估,分析可得到如下结论:

a.排气歧管实际工作状态下的温度场可以通过在全速全负荷工况、怠速两种典型工况下循环的温度场计算来模拟。

b.通过第二个循环下排气歧管等效塑性应变增量的计算可以对排气歧管的热机械疲劳安全进行预测与评估。

摘要：通过研究一种应用于发动机歧管设计的CFD与FEA耦合分析技术方法,模拟分析发动机歧管在特定工况下的热-机械疲劳特性,依据一个直列四缸发动机排气歧管热-机械疲劳分析结果,合理改善热机械疲劳强度风险较高地方的结构设计,有效提升产品热机械疲劳强度和开发效率,降低产品设计中的耐久试验次数与成本。

关键词：排气歧管,热机械疲劳,等效塑性,应变增量

参考文献

[1]Takafumi Masuda,Yasushi Norla Thermal Fatigue Life of Exhaust Manifolds Predicted by Simulation SAE TECHNICAL PAPER SERIES,2006.

[2]B.I.桑多尔.循环应力与循环应变的基本原理[M].北京:科学出版社,1985.

[3]Pierre-Olivier Santacreu,Laurent Faivre Arcelormittal,Antnine Acher Aperam Life Prediction Approach for Stainless Steel Exhaust Manifold SAE TECHNICAL PAPER SERIES,2012.

[4]Yoshimasa Watanabe,Kazuhiko Shiratani Thermal Fatigue Life Predicted for Stainless Steel Exhaust Manifolds SAE TECHNICAL PAPER SERIES,1998.

[5]Pierre Santacreu,Laurent Faiver Ferritic Stainless Steel Grade with Improved Durability for High Temperature Exhaust Manifolds SAE TECHNICAL PAPER SERIES,2011.

[6]Taner Gormez,Udo Deuster An Integral Engineering Solution for Design of Exhaust Manifolds SAE TECHNICAL PAPER SERIES,2009.

[7]G.Chinouilh,P.O.Santacreu,J.M.Herbelin Thermal Fatigue Design for Stainless Steel Exhaust Manifolds SAE TECHNICAL PAPER SERIES,2007.

热机械疲劳第2篇

对(Ba1-xPbx)TiO3基PTCR热敏元件进行的热疲劳研究发现:元件的.热疲劳特征与热循环温度以及材料的居里温度密切相关.当热循环温度低于材料的居里温度时,元件的室温电阻率随热循环次数的增加而增加;但当热循环温度高于材料的居里点时,元件的室温电阻率在初始热循环阶段出现负增长现象,然后才随循环次数的增加而增加.对不同温度下的热疲劳机理进行了探讨,并提出Bi是提高(Ba1-xPbx)TiO3系热敏元件性能稳定性较为理想的掺杂元素.

作者：张鸿周海涛李璐君李志成 ZHANG Hong ZHOU Haitao LI Lujun LI Zhicheng 作者单位：中南大学材料科学与工程学院,长沙,410083 刊名：材料导报 ISTIC PKU英文刊名：MATERIALS REVIEW 年，卷(期)：2007 21(8) 分类号：V254.2 关键词：PTCR铁电陶瓷热疲劳电性能

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热机械疲劳第3篇

针对柴油机缸盖缸体结构强度的研究分析,目前主要是利用流固耦合及缸盖缸体整体化热-机耦合的计算方法来实现[1,2,3]。此外,柴油机的低、高周疲劳寿命预测也是可靠性分析需要解决的关键问题。柴油机低周疲劳是指在“起动-停机”或负荷升降过程中由于热负荷大幅度变化而带来的热疲劳,高周疲劳是指由于内燃机正常工作循环引起的机械疲劳[4]。影响零件疲劳寿命的主要因素是交变载荷和材料特性,交变载荷主要分为低周和高周,而材料特性主要分为弹性(线性)和塑性(非线性)。低周和高周疲劳有时会同时出现,材料的弹性和塑性变形有时也会同时产生,甚至有时还需要考虑材料的蠕变、氧化对零件疲劳寿命的影响[5,6,7]。由此可知,对缸盖的低、高周疲劳寿命的预测也是仿真计算的重点和难点。

本文中以一台重载车用柴油机为研究对象,研究计算了柴油机缸体-缸盖在热-机械应力耦合作用下的结构强度,并进行了低、高周疲劳寿命的预测分析。结合柴油机冷却系统试验和缸盖火力面温度场测量试验,获得准确的缸体缸盖三维稳态温度场,完成缸体缸盖模型在冷装配、热负荷、最高燃烧压力和轴承载荷下的结构有限元计算,提出了完整的多场耦合进行缸盖结构强度和疲劳寿命计算分析的方法。

1 冷却水套流场的CFD计算分析

水套的冷却情况和缸内的燃烧温度会直接影响缸盖火力面的温度分布,而获得缸盖温度分布是计算热-机耦合应力的关键之一。为此,要先对水套和缸内燃烧进行三维CFD计算。

对于冷却水套的CFD流动计算,其总网格数为160 万。进口流量为200L/min,进水口温度为83℃,出水口设置为零梯度,水套初始压力定义为0.15MPa,缸盖水套初始壁面温度为110℃,缸体水套初始壁面温度为100℃,水套计算的边界条件按照发动机在2400r/min工况(试验环境)给出。由于试验机型设计进口温度较低,故计算中并没有考虑沸腾换热的影响。其他计算设置为:稳态计算,湍流模型采用k-ζ-f模型,壁面处理采用标准壁面函数。缸盖水套的流速分布和传热系数分布如图1所示。

对于缸内三维燃烧计算,计算参数按照柴油机最高燃烧压力为19MPa的标定工况设置:转速2400r/min,喷油器采用八孔喷射,一次预喷+一次主喷的喷油策略。

2 CFD-FEA热边界流-固耦合

传热问题中主要包括三类边界条件:第一类边界,已知目标物体边界各点的温度值;第二类,已知边界壁面的热流密度;第三类边界,已知壁面的对流换热条件。本文中流固耦合传热分析主要采用第三类边界条件,如式(1)所示,将近壁面流体的温度和对流传热系数作为热边界施加给缸盖来计算温度场。

式中,λ为固体热导率,W/(m·K);T/n为温度在n方向上的导数;α为局部对流传热系数,W/(m2·K);Tf为流体温度,K;Tw为壁面温度,K。

通过CFD计算可以得到Tf、α,已知材料的λ,理论上可以比较容易地求解固体温度场。然而,实际上由于CFD和FEA在边界上网格并不能完全对应,因此CFD的计算结果不能提供给FEA网格直接使用,需要采用网格投影和插值算法来完成流固耦合界面的数据传递[8]。

利用软件中CFD-FE耦合模块将冷却水套和燃气侧的流体温度和传热系数映射到有限元的结构壳网格上。壳网格与固体网格的节点重合,通过多点自由度约束(MPC)即可将热边界条件赋予固体网格,缸盖热边界的定义方法流程如图2 所示。此过程也可以反过来将固体边界映射给流体。

计算缸盖温度场时,首先利用经验数据设定一个水套壁面初始温度,然后将CFD计算得到的热边界利用图2流程赋给固体,并计算固体温度场。为了获得更加准确的计算结果,需要将固体温度场的壁面温度再次映射给流体做边界条件,重新计算流体CFD,如此“流-固”和“固-流”耦合3~4 次,可以获得相对比较准确的温度场计算结果。在获取CFD计算结果的传热数据时,对于水套取计算结果的稳态值,对于燃烧室则取计算结果的时间平均值。耦合计算流程如图3所示。

3 缸盖温度场计算及试验测量

缸体缸盖一体化的计算方法有助于提高模型温度场的准确性和完整性。通过建立缸盖-气缸垫-气缸套-缸体之间的传热模型(本机型为整体式缸套,缸体和缸套一起铸造成型),并考虑缸垫的复合材料的热导率,能够更加准确地模拟实际缸盖传热情况。要建立完整的传热计算模型,除了最重要的缸内和水套的耦合边界外,还需要根据经验数据或测量值定义进排气道、油道、气门阀座处及其周围环境等区域的热边界条件。

为了获取缸盖温度场分布的实际值,进行了缸盖底板温度场的测量试验。缸盖底面温度传感器布置如图4所示。试验中分别选取1#、3#、4#缸的排气阀-排气阀侧(简称排-排)、喷油器附近、进-排侧共三个位置,并且在距缸盖底面垂直方向的3mm和8mm处分别布置两个测点,共计六个测点。采用模拟计算获得的距缸盖底面3mm和8mm处的计算温度分布如图5 所示。图6 为实测值与模拟值的对比。

温度场试验是在1#、3#、4#缸分别测量排-排之间、喷油器附近、进-排之间三个位置的温度值,而模拟计算则在单独的一缸中取值,由于4#缸紧临主上水孔,其冷却情况比其他缸要好,会使进-排之间测得的温度比其他缸偏低,从图5中也可以看到进-排之间的实测温度明显低于计算温度。从整体的趋势来看,温度场计算的结果与试验测得的结果比较吻合,温度的分布规律都是T喷油>T排-排>T进-排,除开进-排之间的结果,最大计算误差为4.1% (排-排8mm处),在允许范围内。试验与模拟对比结果表明:流固耦合的方法可以有效地计算出柴油机缸盖的温度场。

4 缸体缸盖整体耦合应力场计算

应力计算同样采用缸体-气缸垫-气缸套-缸盖-主轴承座整体化计算,这样就必须要考虑缸垫与缸体、缸盖之间的接触关系。由于缸垫是复合非线性材料,在缸体和上水口处采用的是密封材料,因此缸垫的压力分布实际上是非常不均匀的。在处理气缸垫模型时,可以采用非线性单元并结合材料的压缩回弹曲线来模拟实际缸垫的受力状态。这样可以更加准确地计算出缸盖和缸体在螺栓预紧力、高温和最高燃烧压力等作用下的应力和应变。

为了节省计算时间,在满足计算精度情况下缩减整个柴油机模型保留第二缸及与之相邻的两个半缸。图7 为零部件的网格模型。模型总网格数为128万,节点数为216万,缸垫网格为六面体1阶单元,其他部件网格为四面体2阶单元。

考虑到模型在实际计算中收敛的难度及疲劳计算的需要,需要将结构计算的载荷分步施加在装配模型上:分析步1,施加螺栓预紧力(冷装配);分析步2,固定螺栓预紧力;分析步3,施加温度场(热负荷);分析步4,施加最高燃烧压力;分析步5,施加轴承载荷。其中,分析步1和分析步3用于模拟缸体-缸盖在冷起动-热负荷-停机的工况下的低周疲劳;分析步3~5则用于模拟缸体缸盖在标定工况下的高周疲劳。

缸盖鼻梁区的应力分布情况如图8所示。在施加螺栓预紧力之后,进-进和进-排之间出现30~70MPa的拉应力(第一主应力),在施加温度场和最高燃烧压力之后,由于螺栓约束的作用,火力面几乎全部为压应力(第三主应力),最高压应力达到330MPa,出现在排-排之间。图9 为缸盖排气道上方一个应力集中较严重的位置,此处的最大拉应力达到245MPa。

5 疲劳计算分析

本文中缸盖疲劳分析主要是基于有限疲劳寿命法和Miner线性累计损伤理论[9]。有限寿命法允许零件的工作应力超过其疲劳极限,从而减轻自重,航空发动机、汽车等对自重有较高要求的产品会使用这种方法。线性累计损伤理论是指在循环载荷作用下,疲劳损伤与载荷循环数的关系是线性的,而且疲劳损伤可以线性累加,各个应力之间相互独立和互不相关;当累加的损伤达到某一数值时,试件或构件就发生疲劳破坏,如式(2)所示。

式中,D为总损伤;ni为第i级应力水平下经过的应力循环数;Ni为第i机应力水平下达到破坏时的应力循环数。当D =1 时,则认为零件开始破坏。

基于线性累计损伤原理的疲劳分析准则主要有两种:应力-循环(S-N)准则和应变-循环(ε-N)准则[10]。S-N准则一般用于应力幅值较低疲劳分析中。对于一些塑性材料,如果载荷超过其屈服极限,应力和应变出现非线性关系时需要采用ε-N准则。柴油机缸盖通常为灰铸铁材料,由于灰铸铁材料为脆性材料,屈服特性不明显,因此一般的疲劳分析可直接利用材料S-N曲线来计算。精确的材料S -N曲线需要进行大量的试棒疲劳试验后绘制而成,仿真分析中常用幂函数并结合材料参数来描述S -N曲线[11],如公式(3)和图10所示。其中,SRI1(stress range intercept one)为材料一个循环就失效的应力;Δσ为应力幅值;Nf为循环寿命;b1和b2分别为第一和第二强度指数;UTS为抗拉极限;Nc1为疲劳转折点,通常设置为106;Nfc为疲劳计算终止点,当疲劳寿命超过此点时损伤忽略不计。式(3)表示S-N曲线第二段,曲线第一段由UTS修正得到,曲线第三段由b2和Nfc获得。

试验用机的缸盖材料为灰铁250,其S-N曲线参数见表1。得到材料的S-N曲线后,再考虑平均应力、应力集中、表面粗糙度、温度等因素,利用修正方程得到零件各处S -N曲线,最后估算出疲劳寿命。高周疲劳分析结果采用安全系数表示,计算如式(4)所示。

式中,SF为安全系数;σa为在某一循环特征R下的允许应力幅值;σ 为在同一循环特征R下的实际应力幅值。

5.1 高周疲劳计算结果

图11为试验裂纹位置与模拟预测的对比情况。从图11可以看出,实际疲劳裂纹产生的位置与模拟计算的危险位置完全一致,出现在排气道上方的一个倒角处,应力计算结果也表明此处存在较大的拉应力。如图12所示,裂纹处的安全系数的计算值最低为1.05,小于安全系数的设计许可值1.20。

裂纹出现的位置实际就是图9 中应力集中处,此处靠近缸盖螺栓,并且处于排气道附近,在缸盖螺栓的机械负荷和高温热负荷共同作用下,出现了高达245MPa的拉应力,接近材料的抗拉极限,当缸盖处于高负荷的最高燃烧压力循环作用下,由于此处的平均应力已经很高,因此出现高周疲劳损伤。

5.2 低周疲劳计算结果

缸盖低周疲劳是热应力发生较大幅度的变化造成的疲劳损伤,而缸盖鼻梁区的热负荷非常严重,因此一般的低周疲劳裂纹容易出现在鼻梁区附近。如图13所示,鼻梁区的低周疲劳计算结果表明最低寿命为19 300循环,出现在进气口与排气口之间的鼻梁区位置,大于设计要求10 000循环数,处于安全范围内。发动机在实际的疲劳试验中也并没出现鼻梁区开裂的情况。

结合图8中鼻梁区应力分布可以看到,低周疲劳出现的位置与鼻梁区热应力(或压应力)较大的位置基本一致。在冷装配下,进-排和进-进鼻梁区之间已经出现一定拉应力;在热态下,四个都出现较大热应力,其中排-排最大,进-进最小。从受拉到受压,使得鼻梁区的应力变化幅值很大,从而出现低周疲劳。

6 优化改进措施

针对缸盖出现的裂纹,本文中提出了两种优化方案。方案1是通过增加裂纹处的壁厚来提高此处的强度,如图14所示。在原缸盖网格模型上修改局部网格,达到模拟增加壁厚的效果,重新计算并观察其结果。如图15所示,增加壁厚之后,危险处的拉应力从原来的245MPa下降到230MPa。

方案2是通过更换更高强度的材料来提高可靠性。为了研究不同的材料特性对缸盖可靠性的影响,方案2中将缸盖原始材料灰铁换为蠕铁,原因是蠕铁的抗拉强度和材料的弹性模量均比灰铁要高,如图16所示。更高的弹性模量意味着更高的抗形变能力,更换材料参数后的计算结果显示危险处的拉应力从245MPa下降到179MPa,如图17所示。由此可知,更换蠕铁材料不仅提高缸盖抗拉强度的上限,而且对缸盖整体的应力应变情况也会有很大的影响。

计算分析发现缸盖水套腔壁面安全系数较低的位置主要出现在靠近排气侧的倒角和拐角处。这是由于靠近排气的水套体积比进气侧多,导致靠近排气侧的缸盖刚度要低于进气侧,在应力场和温度场的共同作用下,会造成缸盖排气侧的变形大于进气侧,从而容易出现较大的拉应力,造成这些位置的平均应力较高,因此安全系数较低。优化方案的计算结果表明:通过增加壁厚能够在一定程度上降低应力集中,原因是增加壁厚提高了局部位置的刚度;而更换材料则加强了缸盖的整体刚度和强度。

7 结论

(1)采用缸体-气缸套-气缸垫-缸盖-主轴承座整体化耦合的柴油机热-机械疲劳分析方法,可以更准确完整地反映出缸体缸盖的传热和受力情况,使缸盖温度场和应力场计算结果更加接近实际情况。

(2)应力计算和疲劳计算结果表明:出现高周疲劳的主要原因是装配力和热负荷令缸盖局部位置会出现较大的拉应力,使得疲劳平均应力较大,在最高燃烧压力的循环作用下更容易出现高周疲劳损伤;而对于底周疲劳,主要是由于冷装配下缸盖鼻梁区已经出现一定的拉应力,而热态下又出现较大的压应力,使得疲劳应力幅值很大,因此会在“起动-停机”循环下出现低周疲劳损伤。

(3)对于高周疲劳危险区,可以通过提高结构或材料的刚度来降低或者转移此处的应力,从而达到提高安全系数的目的。

(4)结合CFD和FEA的模拟分析方法,不仅能够准确地预测出缸盖的结构危险区,而且可以辅助缸盖的结构设计和优化,为柴油机的缸盖开发提供可靠的技术支持。

摘要：以一台重载车用柴油机为研究对象进行了缸内燃烧和冷却水套的三维CFD计算、缸盖温度场流固耦合计算、缸体-缸盖耦合热-机械应力分析、缸盖低周和高周疲劳预测分析,提出了完整的多场耦合进行缸盖结构强度和疲劳寿命计算分析的方法。计算结果表明:缸盖温度场的计算值与缸盖底板温度场的测量值一致,缸盖计算预测的疲劳危险区与实际缸盖裂纹产生的位置一致。针对原机存在的排气道裂纹问题,提出了两种优化方案。研究结果表明:增加壁厚之后,裂纹处的应力从245MPa降至230MPa,而将缸盖材料从灰铁更换为蠕铁后,应力也得到明显下降。

某重型燃机高温透平热疲劳试验研究第4篇

根据热应力理论, 对于燃气轮机转子这样的轴对称体, 在旋转载荷的作用下, 在叠加上热载荷, 有可能在某部分结构区活点上发生热应力集中, 由于热冲击而导致透平叶片某些部位产生裂纹或断裂现象, 发生不可估量的损失。对于燃气轮机而言会经常在非设计工况下工作, 尤其是透平根据实际情况进行调节时更是如此, 因此对透平的抗热冲击性能提出了极高的要求。当重型燃机工况发生变化时, 特别是启停过程中, 叶片会产生巨大的热应力, 反复出现时会形成周期性的热疲劳, 严重时会穿线裂纹并使裂纹扩展[1], 高温透平叶片总寿命的四分之三都是由于热疲劳引起的[2]。

1 试验台及试验状态参数

该试验叶片是透平高温第一级动叶, 其一级动叶前的设计温度是透平入口温度的94%, 考虑到试验是在静止的状态下进行的, 无旋转因素试验叶栅如图2 所示, 动叶进口绝对总温与相对总温的关系对应的就是进口绝对总焓与相对总焓的关系, 绝对总温与绝对速度相关, 相对总温与相对速度相关, 绝对总温与相对总温关系式如下:动叶进口绝对总温T10=TH1, H1=HT1+C12/2;动叶进口相对总温TW1=HH2, H2=HT1+W12/2。

总温T10与静温T1的关系式为。其中T10=1573K, k=1.28 (绝热指数) , Ma=0.73 (静叶出口马赫数) 代入上式得到动叶前静温T1。根据燃气物性表查得动叶进口静焓值为H1, 速度三角形如图2所示, 已知C1、U1, 根据速度三角形算出相对速度W1。则相对总焓为H2=HT1+W21/2, 再根据得到的相对总焓值和燃气物性反查出试验叶片的进口相对总温。

2 试验方法及试验结果分析

2.1 试验方法

燃机透平转子叶片典型关键部位包括气膜孔边缘、叶尖端面等, 在叶片循环过程中经受交变的压应力和拉应力。叶片经受温度循环变化所造成的疲劳破坏, 造成热疲劳破坏的最主要因素是叶片温度循环梯度和热循环次数。该试验以叶片在整机使用中经受的的起动→最大负荷→停车 (0→M→0) 的温度历程作为标准循环。影响叶片的热疲劳寿命的主要因素是叶片温度水平、温度分布和温度循环变化范围。降低试验参数后, 通过冷气量的调整, 保持最大负荷状态叶片平均温度和最高温度。试验叶片的中截面的热电偶实测温度分布与设计点工况叶片三维数值模拟计算结果一致。冷却空气温度的调整主要目的是为了保证低温保持叶片的温度水平。由于叶片较厚, 热容量大, 为了保证叶片温度循环范围, 采用了喷水降温和降低叶片冷却空气温度对叶片进行降温, 但叶片温度仍接近300 ℃。试验参数调整后, 叶片经受的冷、热冲击循环载荷未收到影响。在外壁温不变, 降低冷气温度, 由Nu=h·D/λair=0.023·Re·D0.8·Pr0.4可计算得出, 叶片内壁面换热系数下降约12%。根据表面换热微分方程-λw· (鄣TW/鄣X) =h (T (W.in) -TC) 和冷气物性参数变化, 多次迭代可评估出叶片内表面壁温降低23~25 ℃。根据两种不同的两种内外壁温差, 约束结构的刚体位移进行强度计算可以得出 △σV=8 MPa, 由此可见局部热应力水平提升有限。

2.2 试验结果分析

试验过程分别在50 个循环、150 个循环、300 个循环、500 个循环后进行了叶片表面裂纹观察, 其中前三次检查使用的是便携式视频检测仪, 终检时利用荧光或视频显微镜检查确定叶片表面状态, 检查结果见表1, 考核叶片的终检照片分别见图3 和图4。

3 结论

1) 两片重型燃机高温透平考核叶片经500 次热冲击试验后叶身无表面裂纹, 可对叶片基体材料进行分析。

2) 带热障涂层叶片部分区域涂层开裂脱落, 脱落面积约占叶身面积的9.5%。叶片底层出现开裂鼓包现象, 黏结强度有待提高, 需要加强喷涂材料和喷涂工艺控制。

3) 试验陪衬叶片在前缘气膜孔出口薄边出现微裂纹, 表明孔型和打孔工艺还需完善。

参考文献

[1]平修二, 郭廷伟.热应力与热疲劳[M].北京:国防工业出版社, 1984.

热机械疲劳第5篇

直升机一般在大气层对流层以下飞行,因而很容易遭遇大量低于冰点而仍未冻结的液态水滴,即“过冷水滴”。过冷水滴撞击直升机表面,易在旋翼桨叶表面发生结冰现象,桨叶结冰会危及飞行安全[1,2]。为了防止桨叶结冰, 在飞机上安装电热防/除冰系统是一种主流的技术。在研制机载防/除冰系统之前必须进行地面热疲劳加载试验。地面试验的目的是探索加热模式、热流密度、加热元件间隔、加热/冷却时间比4个关键因素对桨叶传热特性的影响。桨叶表面升温速度越快越有利于除冰,但是要受到机载电源输出功率的制约。现设计的系统可以为地面热疲劳做加载试验,以便通过试验得到最优的桨叶防/除冰设计方案。

1控制系统总体设计

1. 1主要功能

系统需要实现的功能主要有: 温度测试功能,加热及温度控制功能,监控加热元件、测温传感器、导线状态的功能,同时系统要能实现连续性加热和周期性加热两种加热方式。

1. 2加热组件分布

桨叶的结冰范围与翼展半径和翼型有关。根据文献报道,目前直升机旋翼桨叶展向的除冰防护范围为20% ~ 99%[3]。该试验控制系统为了探索更大范围内的桨叶防除冰特性,使桨叶在沿展向10% ~ 99% 布置。在加热组件数量的选取上要权衡利弊,确定一个最优化的分区数和需用功率。因为加热组件数量少,加热所用时间长,总功率增大; 加热组件数量多,分区数增加,分区数太多会使控制系统变得复杂,而且增加了质量。因此,为了更好的达到桨叶的防/除冰效果,要尽可能选用较短的加热时间及较大的加热比功率,根据文献[4]的试验结果表明,除冰装置分成3 ~ 7组比较合适,试验系统按最大值确定布置7组加热电阻。如图1所示,加热组件沿桨叶弦向分别命名为A区、B区和C区。3个分区分别连接三相交流电源的A相、B相和C相成星形接法。

其中每个加热电阻R的电阻值为1. 5 Ω,试验时,每个加热元件的最大电流为15 A。7组加热组件的具体连接方法见表1。

1. 3温度传感器( 热电阻) 分布

测温传感器要求既能测量环境温度,又能测量加热组件的温度,因此将温度传感器布置在试验件表面和试验件内部两个位置,如图2所示。

内置测温传感器埋置在加热组件和桨叶本体之间。传感器沿桨叶的展向分布,分别在加热组件的A区、B区和C区各放置4个,共12个传感器。

外表面测温传感器粘贴在加热组件表面。传感器沿桨叶的展向分布,分别在加热组件的A区、B区和C区各放置4个,共12个传感器。

1. 4加热控制系统组成方案

整体设计方案使用欧姆龙PLC作为整个控制系统的核心控制器,该控制系统通过PLC控制功率调压器的启动、停止及输出电压调节。PLC的作用还包括: 1) 通过RS - 485总线读取功率调压器的状态信息; 2) 通过RS - 485总线实现与温度巡检仪的通信,实时读取24个测温点的温度值及测温通道的状态信息,并将所有信息显示在触摸屏上; 3) 通过信号隔离变换器及电流互感器读取加热组件三相导线的电流值,监控及报警加热元件及导线的损伤情况。另外,通过触摸屏可以向PLC发送现场指令。控制系统网络如图3所示。

2控制系统软件设计

2. 1通信设计

PLC要能与触摸屏、功率调压器和温度巡检仪3种设备通信,现选用的欧姆龙CJ2M - CPU32型号的PLC只有1个RS - 232接口和1个RS - 485接口。因而,采用欧姆龙PLC的通信协议宏功能设计通信程序,以实现PLC通过1个RS - 485接口与功率调压器、温度巡检仪2种设备、3种类型的数据的通信。

使用CX - Protocol支持工具,根据功率调压器和温度巡检仪提供的通信帧格式定义通信序列,然后由PLC的PMCR协议宏指令执行相应的通信序列就可以实现与带有RS - 485端口的外围设备读/写数据交换。如图4所示为协议宏通信序列。

通信序列中发送数据帧的含义如表2所示。例如, Message4的含义是从终端设备地址为01H的从机( 功率调压器) 的寄存器上,从地址28H开始连续读取10( 0AH) 个数据。

通信序列中接收数据帧的含义如表3所示。例如, Message5的含义是: 将从终端设备地址为01H的从机( 功率调压器) 上读取的20( 14H) 位数据写入到PLC CIO区从地址CIO290开始的20个位上( W( CIO 0290) ,20) 。

创建步,对Message进行调用,基于Modbus应答机制,Send和Receive要对应使用,Message调用完毕后,还需要对通信时间、重试时间等系统参数进行设置[5],否则数据响应有可能只会响应一次。设置完毕后,将协议下载到PLC的通信单元的相应端口中。

在CX - Programmer编程软件中调用PMCR指令,参照指令格式,指定相应的内部逻辑端口,调用协议宏中相应的协议号,在执行条件中指定逻辑端口的网络通信可执行标志位,即可完成对协议宏的调用。图5为协议宏调用程序。图5中第1条语句为设置定时器3 s触发一次@ PMCR,读取功率调压器和温度巡检仪的寄存器数据; 第2条为协议宏调用指令@ PMCR,发送字和接受字参数都取0; 第3,4条语句中位1534. 15是协议宏状态位,A621. 01是协议宏重启设置位,当1534. 15一直为ON时,说明协议宏通信堵塞,需要重启通信。

2. 2加热控制程序设计

热疲劳加载试验加热及温度控制系统要实现连续性加热和周期性循环加热两种模式。通过触摸屏设置加热/ 冷却时间比,如果加热/冷却时间比为0,则启动连续性加热模式; 如果加热/冷却时间比大于0,则启动周期性加热模式。系统运行时,每隔一定的时间( 根据试验要求调整) 读取一次测温值,如果传感器测得的试验件蒙皮表面温度超过设定上限值,功率调压器就断开传输给试验件所有加热元件的供电; 当其中一个传感器测得的温度值低于下限值,将恢复供电。图6是系统的控制流程图。

2. 3人机界面设计

在欧姆龙触摸屏上应用NB - Designer组态软件编写人机界面,使触摸屏能够显示系统的温度、电压、电流、功率、故障等信息,同时可以在触摸屏上输入加热切换时间、温度上限、温度下限、功率调压器输出百分比等重要参数以便及时地向PLC发送现场指令,根据现场情况控制系统的运行状态。图7是触摸屏的参数设置界面。

在判断温度传感器、加热元件和导线的损坏情况时需要区别对待。因为温度巡检仪自带各通道的超量程、断线断偶指示等自诊断功能,诊断结果存储在设备存储器的PSW通道状态字中,根据测温通道状态字的定义,可以直接判断判定测温通道( 传感器、导线) 的故障情况。加热状态的判断依据是通过电流互感器及信号隔离变换器采集A、B两线的电流,直接判断A、B相的通断情况,同时经过计算也可以判断出C相的状态。因为在理论上,对于三相星形连接、中性点不接地的对称负载,某相电阻断路后: 断路相电流为零,其他两相负载上的电流减小到原来的0. 866倍; 某相短路后: 短路相负载线电流增至原来的3倍,其他两相负载上的电流增至原来的1. 732倍。根据现场调试结果,断路电流不能指定为“0”,因为设备的测量误差等原因,最终将短路判断电流设定为50 m A; 短路电流的判断以短路相电流的1. 15倍大于其他两相的和最为可靠。图8为加热电阻的状态显示图。

3结语

以欧姆龙PLC为核心控制器,设计了一套应用于直升机桨叶地面热疲劳加载试验的加热及温度控制系统,设计中使用的触摸屏和PLC都具有很强的稳定性、安全性, 可以适应工程现场的恶劣环境。经测试,该系统运行稳定,通信稳定可靠、满足系统时间要求,控制精度较高,操作简洁,能够满足桨叶热疲劳加载试验的控制需求。

摘要：设计了一套应用于直升机桨叶地面热疲劳加载试验的加热及温度控制系统;阐述了加热组件和温度传感器的布置型式和位置;介绍了系统的总体设计方案;编制了基于协议宏的通信程序;以欧姆龙PLC为核心控制器,编制了系统的控制程序;设计了人机交互界面。系统采用集中安装,维护操作方便;系统运行效果良好,可以满足试验的要求。

热机械疲劳第6篇

气缸盖用来密封气缸的顶部,与活塞顶和气缸内壁共同组成内燃机的燃烧空间[1]。气缸盖的结构非常复杂,受力也很复杂,承受着脉动的气体作用力、气缸盖螺栓的预紧力、气门座圈的过盈装配力和气门导管的装配过盈力。同时,气缸盖各部分的温度也很不均匀,所以气缸盖承受的机械应力和热应力都很大,容易形成疲劳损坏[2]。

目前,对气缸盖的研究方法主要是进行疲劳试验和仿真模拟计算。由于气缸盖的体积较大,疲劳试验受到了限制,只能选取少数几件来验证其结构寿命,而仿真计算却不受限制。因此通过仿真计算不仅可以缩短设计周期,而且可以降低研究费用。

2004年,梁莎莉等人[3]计算了不同设计方案下的气缸盖温度场和应力场,对气缸盖破损原因进行强度分析,为气缸盖的改进设计和优化设计提供了理论依据。2007年陶建忠等人分析了6200型柴油机在功率提升前后的气缸盖的拉应力分布,对气缸盖的疲劳安全系数进行了计算分析[4]。2008年胡定云等人[5]用数值仿真方法对某柴油机气缸盖的疲劳可靠性进行了预测,并与试验结果进行了对比。 2009年骆清国等人[6]对由“缸体—缸套—缸盖—冷却水”组成的系统进行了耦合传热分析研究,探索了整机模拟技术的难点和重点。对耦合系统在标定工况下进行计算,得出了柴油机缸盖、缸套的温度场以及冷却水的流场,提出了冷却水道的改进措施。

总体而言,有关气缸盖强度分析的报道并不多,特别是疲劳寿命计算方面。基于某机型的气缸盖,本研究提出一种计算气缸盖疲劳寿命的便捷方法,对气缸盖的应力场进行分析,并计算气缸盖的疲劳寿命。

1 气缸盖的有限元模型

本研究采用Hypermesh软件对气缸盖模型进行有限元网格划分,如图1、图2所示。气缸盖结构复杂,用六面体为主的单元难以考虑细小结构,因此采用10节点四面体二次单元。在燃烧室周边区域加大网格的密度,而其他地方则可以适当疏一些。同时利用Hypermesh软件中单元检查的选项,严格控制单元的质量,以提高仿真计算的精确性。

气缸盖的材料参数如表1所示。

2 气缸盖温度场的计算

气缸盖温度场的计算需要给定热边界条件,即各个介质的温度和传热系数[7]。但是气缸盖处在复杂的工作条件下,实际的热边界条件受到很多因素的影响,所以无法精确的求出。因此在实际的计算中,基本是按照经验公式求出平均温度和平均传热系数,再根据试验测量来反复修正热边界,最后让计算温度和实测温度误差在允许范围内为止[8,9,10]。另外,由于发动机工作过程中燃烧室中发生换气、燃烧等复杂过程,气缸盖燃烧室火力表面热边界条件变化较大,为提高计算精度,在计算中,将其划分为3个区域,如图3所示。

标定工况下,气缸盖各表面的稳态传热边界条件如表2所示。

按表2施加热边界条件进行计算得到气缸盖的温度场计算结果如图4所示。由图4可以看出,两排气门之间的鼻梁区温度较高,最高温度为180.3 ℃。

3 气缸盖稳态应力场的计算

3.1 稳态热应力场

由于发动机转速很高,可以近似认为气缸盖的温度在工作过程中保持不变以提高计算效率。由气缸盖的温度场可以得到气缸盖的热应力场。计算结果如图5所示。由图5可以看出,燃烧室火力面区域和排气门侧应力比较大,这与温度分布场的结果相吻合,最大值为224 MPa。

3.2 装配应力场

气缸盖装配载荷包括缸盖螺栓预紧力、气门座圈过盈装配载荷和气门导管过盈装配载荷。由于气缸盖和机体通过螺栓来进行连接,需要机体、螺栓、导管和座圈等的网格模型。整个网格模型如图6所示。

根据厂家提供的数据,每个气缸盖的螺栓预紧力为46.67 kN,气门座圈装配过盈量和气门导管装配过盈量在半径方向上分别为0.05 mm和0.02 mm。边界约束条件为限制机体底端面的所有自由度。本研究在Abaqus软件中设置相关选项计算后便得到气缸盖的装配应力场[11,12]。计算结果如图7所示。由图7可以看出,螺栓压紧面区域和气门导柱接触面区域应力比较大,最大应力值为162.3 MPa。

3.3 耦合稳态应力场

由于气缸盖温度场近似为稳态,由温度场所产生的热载荷为稳态。因此,气缸盖所承受的稳态载荷包括热载荷和装配载荷。本研究在装配应力场的基础上叠加温度场,边界约束条件不变,就可得到气缸盖稳态应力场,计算结果如图8所示。由图8可以看出,叠加温度场后,气缸盖燃烧火力面区域的应力比较高,特别是排气门座圈区域。在此区域的最大应力值为240.9 MPa。

3.4 耦合应力场计算

气缸盖在额定工况下除承受稳态载荷外,还要承受随发动机工作循环而变的交变载荷,即缸内燃气压力—燃气最大爆压为16.5 MPa。本节在稳态应力场的基础上,叠加最大交变工作载荷,边界约束条件不变,即计算得到气缸盖最终的耦合应力场[13]。计算结果如图9所示。

由图9可以看出,气缸盖耦合应力场的高应力区域为排气门鼻梁区及排气门周围区域,与工程实际相符,最大应力值为242.6 MPa。

由图8和图9对比可以发现,两者所显示的缸盖应力场分布规律基本相同,只是图8所示的缸盖耦合应力场各点的应力值比图7所示的耦合稳态应力场稍有增加,表明缸盖所承受的稳态载荷(主要是热载荷)的影响远大于交变的缸内燃气压力载荷。

4 气缸盖的疲劳寿命分析

发动机在工作时,气缸盖上存在的载荷包括螺栓预紧力、气门导管装配预应力、气门座圈装配预应力、燃气压力和温度场引起的热应力。螺栓预紧力、气门导管装配预应力、气门座圈装配预应力和均为装配应力,并且是静态应力,而热载荷如前节所述,也可近似认为是静态的。燃气压力为循环变化的载荷,并且是动态的载荷,因此气缸盖的载荷可以理解为以装配应力和热应力为静态应力,燃气载荷产生的应力为动态应力的交变载荷。因此,按照疲劳强度理论,针对交变动态载荷进行疲劳计算时,本研究采用Goodman图法对气缸盖进行无限寿命设计的疲劳寿命计算。

本研究采用MSC-Fatigue软件进行计算,气缸盖的材料为ZALSi7Mg1A,材料力学参数已由表1给出。其中,抗拉强度为355 MPa,弹性模量E=70 000 MPa。由此近似得到气缸盖材料的S-N曲线,如图10所示。

在疲劳载荷的定义中,由于本计算实例近似为交变的动态载荷,选择半正弦曲线,并关联有限元应力分析结果,计算得气缸盖的寿命如图11所示。

由图11可以看出,疲劳危险区基本保持在高应力区域,即在燃烧火力面区域,特别是进气门和排气门区域。这些区域需要改进,以加强疲劳强度。本研究选取最危险的20个节点,如图12所示。

5 结束语

本研究针对某机型气缸盖,采用有限元方法,分析计算了气缸盖的强度和疲劳寿命,主要研究成果归纳如下:

(1)在温度场的计算中,根据经验给定热边界条件。将燃烧室火力面划分成3个区域,提高了计算精度,更符合实际。

(2)在装配应力场的计算中,对涉及到计算的机体等部分也进行了网格划分,通过施加接触、螺栓预紧力等边界条件,让整个计算模型更符合实际。通过计算发现,排气门鼻梁区应力比较大。

(3)在疲劳寿命计算中,气缸盖材料的S-N曲线虽然是近似得到的,但是可以定性得到气缸盖各区域相对疲劳寿命的分布。另外,将热载荷近似为静态载荷,提高了计算效率的同时不影响结果的准确性。通过计算发现,气缸盖燃烧火力面一侧容易产生疲劳破坏,特别是进气门和排气门区域。

热机械疲劳第7篇

坩埚作为镁合金熔炉的关键部件之一[1,2],在生产停顿和恢复过程中,需反复承受温度梯度导致的较大交变热应力[3]。有研究表明,交变热应力使坩埚表现出了明显的低周疲劳现象[4]。目前,多数关于坩埚结构性能的研究一般将Von-Mises等效应力作为坩埚性能优劣的评判依据[5]。实际上,低周疲劳现象表明,热循环载荷引起的热应力已超出材料的屈服极限,故静强度分析不再适用,热疲劳分析更能合理反映坩埚实际结构性能。

对于低周疲劳问题,研究者一般认为塑性应变幅决定了材料的低周疲劳性能,通常采用Manson-Coffin方程来研究其塑性应变-循环疲劳寿命关系[6]。然而,在循环变形过程中,材料往往表现为循环软化或硬化行为,同时塑性应变幅依赖于断裂面方向。而塑性应变能密度是一个数值变量,它能更好的表征材料的循环软化或硬化行为。基于此,Marrow等[7]提出了疲劳寿命-塑性应变能密度的关系式,即Halford-Marrow方程。

本研究利用有限元法对复合型坩埚进行多物理场模拟分析,获得坩埚温度场分布,并与实验测量值进行比较验证。最后,利用Halford-Marrow方程和模拟获得的塑性应变能分布,研究分析坩埚几何突变处倒角和内外层材料厚度对坩埚热疲劳寿命的影响,并实现设计优化。

1 分析模型

1.1 熔炉结构

镁合金熔炉主体结构如图1所示,其主要由坩埚、加热棒、熔炉支架、保温层、耐火层等组成。加热棒对称布置在坩埚的两侧面,为坩埚提供均匀的热源。

1—保温层;2—耐火层;3—加热棒支架;4—加热棒;5—坩埚;6—镁液;7—漏镁盘;8—坩埚隔板

1.2 坩埚有限元模型

本研究采用的复合型坩埚的初步几何尺寸如图2所示,其中内层厚度n=15 mm,外层厚度w=5 mm,倒角r=5 mm。由于坩埚的对称性,笔者取1/4模型为分析对象。本研究采用了间接的多物理场耦合法,首先采用Solid 70热分析单元进行温度场模拟,然后转化为Solid 45结构分析单元,并设置结构边界条件及温度场边界条件,以进行热-结构耦合分析。

坩埚是受加热棒的辐射加热,在有限元模型中对坩埚外表面施加热流密度进行加载。为了确定热流密度函数,将坩埚受热面上的热流密度的分布,近似地用高斯数学模型来描述(如图3所示)。距受热o中心任一点A的热流密度可表示为:

式中:q(r)—A点的热流密度;qm—加热中心o点最大热流密度;—有效加热半径;r—A点离加热中心的距离;K—能量集中系数,。

则由图3可得,单根加热棒有效功率Qa可对式(1)沿加热棒总长l作面积分获得,即:

最后利用式(2)可得最大热流密度qm同加热棒有效功率之间的关系式为:

则可得热流密度函数为:

为了缩短计算时间,提高分析效率,本研究对模型作了如下基本假设:(1)传热分析主要考虑坩埚受热情况,忽略坩埚自重和镁锭质量;(2)热棒均匀分布在坩埚两个侧面,在坩埚两侧面加载热源;(3)坩埚法兰下表面施加无摩擦刚性约束,上表面为与空气自然对流换热;(4)忽略焊接残余应力。

1.3 材料物性参数

本研究采用的复合型坩埚的内壁材料为普通碳素钢Q235b,外层材料为316L不锈钢。相关材料物性参数[8]如表1所示。为了获得塑性应变能密度,本研究在ANSYS塑性分析中选用了基于Von-Mises准则的等效强化多线性材料模型。用于塑性分析的内外层材料在室温下的应力应变拉伸数据[9]如表2所示,其屈服极限分别为225 MPa和220 MPa。

为了预测高温下坩埚疲劳寿命,本研究利用文献[10]中测试获得的不同温度下316L不锈钢的疲劳寿命关于塑性应变能密度分布,确定了Halford-Marrow方程中的材料参数,其具体表达式为:

式中:Δwp—循环塑性应变能密度,Nf—疲劳寿命。

2 热疲劳寿命分析及优化

为了对坩埚疲劳寿命进行模拟及优化,必须保证数值模型的正确性,而正确设置热分析边界条件是保证数值模型正确性的最为关键之处,因此本研究对坩埚进行了温度场的实物测量,从而确定热分析边界条件,以保证模型的正确性。镁合金达到浇注温度时稳态条件下的坩埚温度场分布云图如图4所示。由图4可见,与镁液接触部分温度约为670℃,法兰处的试验测试点温度在470℃,该值接近实际测得的温度值。

基于有限元数值模型,本研究利用正交试验法及极差分析对坩埚热疲劳寿命进行了分析及结构设计优化。设计变量为内、外层厚度及倒角半径(如图2所示);设计目标为在满足疲劳寿命要求的前提下,材料成本最小,其数学表达式为:

式中:ρ1,q1—内层材料的密度和单价;ρ2,q2—外层材料的密度和单价;n,w,r—内、外层厚度及倒角半径;P—坩埚疲劳寿命。

式(6)中各个设计变量的区间上、下限根据实际可行性和加工条件获得,其单位为毫米。并由当前内外层材料的市场价格可得q1=10元/千克,q2=20元/千克。

为了分析各个结构几何尺寸对坩埚疲劳寿命的影响及设计优化,并缩短模拟时间,本研究安排了如表3所示的试验因素及其水平,并设计了如表4所示的正交试验表。基于表4,笔者模拟获得了各个试验组合下的塑性应变能密度分布。结果表明其最大值均位于外层坩埚拐角处。

故研究者可利用316L的Halford-Marrow方程和最大塑性应变能密度处温度值,求得坩埚疲劳寿命。在计算坩埚疲劳寿命时,本研究参考了ASME和BS5500的锅炉疲劳设计规范,将非承压坩埚的疲劳安全系数取为5,其最终计算结果和坩埚每平米材料成本如表4所示。

为了分析各参数对坩埚使用次数和材料成本的影响程度和规律,从而寻得最优参数组合方案,本研究采用了极差法对模拟试验结果进行分析讨论。极差是指一组数据中最大值和最小值之差,是用来划分因素重要程度的依据。某因素的极差值越大,说明该因素的改变所引起的实验结果变化最大,因素越关键。由极差法计算获得的结果如表5所示。基于表5的结果,本研究获得了各个因素同疲劳寿命和坩埚材料成本之间的关系图,如图5、图6所示。

对图5和图6分析后可得:(1)内层厚度仅在第3水平处满足使用次数要求(不小于200),内层厚度越厚对疲劳性能越有益;(2)可通过减小外层厚度坩埚使用次数;(3)坩埚疲劳寿命关于倒角尺寸呈抛物线趋势;(4)内、外层厚度增加坩埚材料成本上升,该结果符合常识;(5)外层厚度对材料成本的影响较高于内层厚度对材料成本的影响。综合图5和图6结果可得,在满足使用次数(不小于200)的前提下,材料成本最优的组合为A3B1C2,即内层厚度为25 mm,外层厚度为7.5 mm,倒角尺寸为5 mm。

3 结束语

针对熔炼镁合金用复合型坩埚,本研究利用有限元法、Halford-Marrow和正交试验法,实现了坩埚热疲劳分析及设计优化。分析结果表明:疲劳危险区域基本位于外层坩埚拐角处;复合型坩埚内外层材料厚度对疲劳寿命具有相反的影响结果,而坩埚凸缘倒角几何尺寸对坩埚疲劳寿命影响较大。

同时,本研究在一定意义上为复合型坩埚热疲劳寿命分析起到了借鉴作用,研究成果具有一定的工程实践意义。

摘要：为了提高复合型坩埚热疲劳寿命,利用有限元法和Halford-Marrow方程,对复合型坩埚进行了热疲劳模拟分析,并在此基础上利用极差分析法,研究分析了坩埚几何突变处倒角和内外层材料厚度对坩埚热疲劳寿命的影响,最终实现了复合型坩埚热疲劳寿命的设计优化。模拟分析结果表明:疲劳危险区域位于外层坩埚拐角处;坩埚凸缘倒角对坩埚疲劳寿命影响较大;可通过采用增大内层厚度或减小外层厚度的方法,以延长坩埚疲劳寿命。

关键词：复合型坩埚,有限元法,Halford-Marrow,热疲劳寿命

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热机械疲劳第8篇

针对机械零部件常规疲劳强度的研究现状, 进行了详细系统的分析总结, 希望能对进一步深入研究起到促进作用。

1 机械强度设计的步骤

在机械强度设计中, 一般先以静强度计算确定零部件的初步尺寸, 然后在此基础上, 对危险部位或截面, 经常在最高峰值应力处, 进行疲劳强度的校核计算。校核计算, 常用安全系数, 此时的疲劳强度判据为:计算安全系数应大于或等于其许用安全系数, 即n≥[n]。疲劳强度设计的另一内容是, 对零部件寿命进行估算, 是它满足使用期限要求。

2 常规疲劳设计的方法

常规疲劳设计是指假设零部件没有初始裂纹, 用标准试样疲劳试验先得到材料的疲劳极限、S-N曲线及疲劳极限图等, 在考虑零部件由于尺寸、表面状况及几何形状引起的引力集中等影响因素而进行疲劳强度设计的方法。以对数坐标得到的S-N曲线一般是由两根直线组成的折线, 按水平线部分进行设计计算称为无限寿命设计, 按斜线部分进行设计计算称为有限寿命设计。

3 无限寿命设计

无限寿命设计要求零部件或构件在无限长的使用时间内不发生疲劳破坏。S-N曲线的水平段表示零部件的疲劳寿命是无限的。所以将零部件或构件的工作应力限制在它的疲劳极限以下, 就可得零部件结构的寿命在理论上是无限的, 这是做早的疲劳设计准则, 利用这种准则来进行设计, 常会造成零部件或构件尺寸较大, 过于笨重, 但对长时间运转的零部件或构件, 这一准则仍是一个较好的疲劳设计准则。

4 有限寿命设计

某些机械产品, 如飞机、汽车等等, 因为技术发展很快, 更新要求较快, 不需要很长的使用寿命。还有些产品, 例如导弹、鱼雷等, 则是一次性消耗的, 除此之外, 减轻重量亦是提高这类产品性能水平的关键。为此, 即使整台产品需要较长寿命, 也愿以定期更换某些零部件的办法, 使其设计寿命缩短而重量减轻。为了充分利用材料的承载能力, 减小零部件或构件的截面积, 减轻重量, 在确保零部件或构件的使用寿命前提下, 采用超过疲劳极限的工作应力来进行疲劳设计, 以避免发生疲劳破坏, 这就是有限寿命设计准则, 也称为安全寿命设计准则。按此准则进行疲劳设计及寿命估算, 其基本依据是零部件、构件或材料的S-N曲线, 其中主要是曲线的斜线部分, 设计计算的重点是裂纹的形成寿命。有限寿命设计是根据迈因纳 (Miner) 定理进行的。

5 迈因纳理论

1624年, 帕尔姆格伦旧提出了疲劳损伤累计是线性的这一理论, 他在估算滚动轴承的寿命时, 假设损伤累计与轴承转动次数成线性关系, 其后, 在1945年迈因纳又重新提出在疲劳试验中, 试样在给定的应力水平反复作用下, 损伤可以认为与应力循环次数成线性累积关系, 当损伤累计到某一临界值时, 就产生破坏, 这就是帕尔姆格伦———迈因纳理论。

值得指出的是, 这里“线性”一词是针对各种寿命损伤累计分量的求和方法而言, 即零部件在各个应力下的疲劳损伤时相互独立的, 总损伤可以加起来, 而并不是说损伤过程本身是线性的。

图1为一规律性的不稳定循环应力与σ-N曲线的示意图。应力σ1作用n1次, σ2作用n2次等, 根据σ-N曲线, 可以找出仅有σ1作用而使材料发生疲劳破坏的应力循环次N 1。假设D为最终断裂时的损伤临界值, 根据线性疲劳损伤累计理论, 应力σ1每循环一次对材料的损伤为D/N 1, 经n1次循环后, σ1对材料的损伤为Dn1/N 1。同样可以找到仅有σ2作用而使材料发生疲劳破坏的应力循环次数N 2, 应力σ2每循环一次对材料的损伤为D/N 2, 经n 2次循环后, σ2对材料的损伤为Dn2/N 2, 依次类推, n3次循环的σ3对材料的损伤为Dn3/N 3。

图1中σ4小于材料的疲劳极限σ-1, σ4就可以作用无限多次循环而不引起疲劳破坏。所以, 可认为小于材料疲劳极限的工作应力对材料不起损伤作用, 在计算时可以忽略。

当各级应力对材料的损伤总和达到最终断裂时的损伤临界值D时, 材料及发生破坏, 以公式表示为:

上面的关系式可推广到普遍情况

或写成∑ni/Ni=1

6 结论

许多实验证明, ∑ni/Ni=1与实验结果并不完全符合。原因有两个:

1) 是疲劳损伤的累积不但决定于当前的应力状况, 而且还与过去的应力经历有关, 不同的应力经历, 导致材料性能有不同的改变, 从而影响后来应力循环的损伤.即材料以前的应力经历对以后循环的损伤有干涉效应, 使得∑ni/Ni实际上并不等于1。

2) ∑ni/Ni=1没有考虑载荷顺序的影响, 实验表明, 先加低载荷, 还是先加高载荷, 得到的结果是不一样的, 因而使得∑ni/Ni也不等于1。

但由于∑ni/Ni计算方法比较简单, 且用它来近似估算零部件或构件的寿命有一定可靠性, 因此被工程上广泛使用。

参考文献

[1]周传月, 郑红霞, 罗慧强.MSC.Fatigue疲劳分析应用于实例[M].北京:科学出版社, 2005.

[2]徐灏.疲劳强度[M].北京:高等教育出版社.1988.