圖 5 條件疲勞極限壽命圖
Peterson 根據(jù)大量的實驗數(shù)據(jù),得到在蠕變溫度以下,描述承受交變載荷機械零件的交變應(yīng)力幅、平均應(yīng)力與材料機械性能關(guān)系的方程:
式中 σa——交變應(yīng)力幅;
σm——平均應(yīng)力;
σb——材料抗拉強度。
材料在不同對稱循環(huán)極限應(yīng)力作用下,都有σm=0,代入式(5)得:σa=σ-1,符合對稱循環(huán)應(yīng)力的特性。在脈動循環(huán)條件下,脈動循環(huán)極限應(yīng)力 σ0與脈動循環(huán)疲勞載荷應(yīng)力幅 σa0、平均應(yīng)力 σm之間關(guān)系式為:
代入式(5)中可得材料在同一壽命下所對應(yīng)的脈動循環(huán)極限應(yīng)力與對稱循環(huán)極限應(yīng)力的關(guān)系式為:
式中 σ0——脈動循環(huán)極限應(yīng)力。
由式(4)與式(7)可得材料發(fā)生疲勞破壞時的循環(huán)周次與對應(yīng)的脈動循環(huán)極限應(yīng)力的關(guān)系式:
從而得到泵閥在脈動循環(huán)應(yīng)力作用下的疲勞壽命曲線,如圖6。
圖 6 泵閥疲勞壽命圖
閥盤在沖擊閥座的過程中,所承受最大局部集中0.955×109Pa。根據(jù)泵閥疲勞壽命曲線,對應(yīng)的脈動循環(huán)周次為 2.1×105,即泵閥的使用壽命約為 25h~30h。由于以上簡化模型求解時忽略了實際工況中存在的兩個因素,因此得出的結(jié)果與實際泵閥壽命可能略有出入。現(xiàn)對這兩因素分析如下:
一方面,在泵閥關(guān)閉階段簡化模型和泵閥沖擊過程有限元動力學模型中認為,閥盤在高度 5.6mm處,由于強大壓力推動快速下落,從而完全忽略水力摩阻和導軌摩阻。在此階段閥盤受力平衡方程中,由于阻力忽略,求出閥盤下落時的速度與加速度比實際情況下的速度與加速度大。在實際工況下,閥盤從最高位置到與閥座接觸,時間極短。閥盤運動下方的液體受到壓縮變得相對稠密(密度增大),而閥盤上方的液體又會變得相對稀?。芏葴p?。?,液體會由稠密的地方向稀薄的地方流動,由于快速運動的閥盤上方產(chǎn)生了液體稀薄區(qū)域,閥盤下方的液體就會極力繞過閥盤向閥盤上方流動,并帶動四周的液體快速填補這一區(qū)域,這樣便形成了流體渦旋。有渦旋的地方液體運動加速,壓強會進一步減小,因此,對于快速運動的閥盤,下方受到的液體壓強遠遠大于上方渦旋處的壓強,上下壓強差對閥盤產(chǎn)生了一個向上的阻力,這個阻力跟渦旋有關(guān),定義為渦旋阻力。在流體中運動的閥盤所受的阻力包括摩擦阻力和渦旋阻力,渦旋阻力要比摩擦阻力大得多,所以在求解時不叮忽略。
另一方面,在 ANSYS 模擬時也并未考慮密封圈的緩沖作用。密封圈工作錐面的錐度一般與閥盤(或閥座)錐度相同,而且前者突出于閥盤錐面以外。這樣當閥盤下落時,密封圈首先與閥座接觸,對閥盤與閥座金屬面之間產(chǎn)生的剛性接觸起緩沖作用。同時,由于密封圈首先與閥座接觸,在閥盤與閥座之間密封液體,這樣在閥盤與閥座金屬尚未接觸之前便在金屬間形成“液墊”,從而可以減少閥最后關(guān)閉時的沖擊。