Перейти к публикации

Локальные пластические деформации в стальной конструкции


Рекомендованные сообщения

@@kol, может в общих цифрах обозначите те ограничения по пластике, которые Вам удалось вырвать из инофрмации для служебного пользования. Можно даже  на конкретных примерах...

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах


Ну если взять рекламенты FKM, то там для деталей машиностроения величина пластических деформаций дается. Без дальнейшей конкретики...

"рекламенты FKM" - не знаком (я как бы отвечаю за рускоязычную часть.. ), по первой букве могу судить о буржуйском происхождении... :) 

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах
"рекламенты FKM" - не знаком

 

FKM-Richtlinie "Rechnerischer Festigkeitsnachweiss fuer Maschinenbauteile", по-нашему будет: директива FKM "Оценка прочности деталей машин"

 

Что-то типа этого:

post-26227-0-41092900-1431684402.png

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах
это ( 0,2%) предел деформаций в узле  (фермы например) при котором (до которого) можно считать узел работающим как сферический шарнир (просто шарнирное соединение)

Позвольте пару вопросов:

1. модель балочная имеется в виду? деформации осредненные по соседним элементам?

2. а при больших деформациях? нельзя считать сферическим? а чем считать?

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

 

это ( 0,2%) предел деформаций в узле  (фермы например) при котором (до которого) можно считать узел работающим как сферический шарнир (просто шарнирное соединение)

Позвольте пару вопросов:

1. модель балочная имеется в виду? деформации осредненные по соседним элементам?

2. а при больших деформациях? нельзя считать сферическим? а чем считать?

 

" а при больших деформациях? нельзя считать сферическим? а чем считать?" - не правильная постановка вопроса... можно считать что расчет не верен - нужно менее податливую конструкцию делать что бы не было поворотов в узлах (в общем то это классический тер мех; можно вообще всю фtрму считать без узлов но тогда это уже не по классике и c большей степенью ""неопределимости").

@@kol, может в общих цифрах обозначите те ограничения по пластике, которые Вам удалось вырвать из инофрмации для служебного пользования. Можно даже  на конкретных примерах...

 сталкивался со строительными конструкциями и их испытывал на разрушение, так что по строительным посмотрю (но это не снипы и госты и прчие НД это доклады о НИОКР и тому подобное), а по остальным нет (по ряду причин). Но как я уже говорил что это актуальная тема т.е. она "открыта" для обсуждения :) спецами в том числе....

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

Нужно - отойти от регламентации по напряжениям и перейти к расчету на предельные состояния (нагрузки).

 

В этом случае  - уже ваше дело считать с пластикой или без. Сравниваете разрушающую нагрузку с действующей и показываете запас.

 

Нормативы в соотв. отрасли по расчетам с учетом пластики я бы попробовал поискать по ключевым фразам - Сozzone method,  Ramberg-Osgood

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах
  • 3 недели спустя...

Допускаемая величина локальных пластических ... зависит от многих факторов и прежде всего от циклической нагруженности и вида НДС (многоосное - нет).

И конечно от того, насколько они локальны, то есть о чем собственно речь идет. В особых точках напряжения и деформации теоретически бесконечны - хоть в линейной, хоть в нелинейной постановках, говорить о каким то лимите бессмысленно.

1) Да - есть метод предельных состояний (по пластике), в том числе для конструкций (AISC LRFD spec) и для сосудов давления (ГОСТ не помню номер)

 

2) Если конструкция имеет сварные швы - в них непременно есть дефекты. Да дефекты есть и без швов - просто в прокатной стали. Это вам те же острые концентраторы. Подход к расчетам базируется на механике разрушения https://youtu.be/SaHBhzg7778

Такого рода расчеты конечно трудоемки и на моей памяти их выполняли не меньше чем для каких нибудь деталей космических спутников или атомных ректоров. Просто дефект заменяют условной эллиптической трещиной и исследуют не напряжения-деформации, а КИНы. На практике для обычных массовых случаев есть инженерные методы и нормы (в которых вопрос о локальном НДС прямо не стоит - все оценивается по фибровому НДС типа сигма= P/A, M/W и тд.

 

3) С точки зрения теории правильно ставить вопрос - не какие там напряжения и деформации, а будет ли расти трещина или нет. Например сингулярности часто встречаются в таких зонах конструкций, где трещины никогда на практике не фиксируются. То есть - напряжения бесконечны, а зона не опасна с точки зрения практики - совершенно.

 

4) Наконец к вопросу о локальности = строго говоря, если у вас максимальные градиенты напряжений-деформаций приходятся на очень малую область, соизмеримую с размером кристаллов, то там теория упругости и пр. строго говоря не применимы, так как это не вполне однородный континуум. В технике этот факт учитывается величиной называемой "коэффициентом чувствительности к концентрации напряжений". Вообще, хотя в вузах и вдалбливают в голову, что разрушают материал напряжения - это не так. Разрушают материал напряжения, осредненные на некоторой области. Поэтому более современные критерии механики разрушения - двухпараметрические. То есть величина напряжения/деформации и та зона, на которой они осреднены. Сейчас постепенно развивается дискретный подход к МТТ, то есть исходящий как раз из дискретной структуры материала. Возможно когда нибудь все сведут к одному (силовому) параметру.

Довольно много литературы в которой все это объясняется и приводятся цифры. Рекомендую эту книгу http://dwg.ru/dnl/4395

(ее особенность в том, что изложение построено с огладкой как раз на численные расчеты МКЭ)

Из всяких строительных кодов = посмотрите "Пособие по усилению к СНиП Стальные конструкции". Там ориентировочно даны величины деформаций (фибровых, т.е M/W) в зависимости от группы конструкций. Вообще в строительстве локальное НДС оценивают косвенно, просто разделяя все возможные концентраторы на 8 групп по степени. Посмотрите раздел расчета на усталость в СНиП II-23-81* или расчет на прочность при низких температурах пособия по усилению того же СНиП

Это как раз дает возможность "в общих цифрах обозначить те ограничения по пластике" - и совсем не надо вырывать из каких то еврокодов, то есть демонстрировать каргокульт в действии

 

 

Я вообще заметил, что тут на форуме народ с сетками не парится. Все тетрами считают. А при таком подходе получить "политически правильный" результат не проблема.

 

 

А чем вам тетры хуже хексов? И то и другое с квадратичной аппроксимацией поля перемещений (second order) сходится к теоретическому решению по теории упругости. Тетров чутка более требуется для одной и той же точности, чтобы приемлемый aspect ratio получить. Особенно с учетом того, что в свете вышесказанного, без отсутствия четких критериев в нормах (применимых к численному анализу) - ваши локальные напряжения в ансисах и прочих имеют практической ценности чуть менее чем нисколько.\

 

ЗЫ

Коль все практические критерии построены на осреднении (методик которого много и все приближенные) - то вот вам одна из них от итальянского товарищка https://youtu.be/b_MVUAZU2DA

Естественно, все подобные методы по определению верны для какого то одного рассматриваемого вида конструкций, в заданных условиях эксплуатации, но никак ни в целом. В целом верен метод предельных состояний и расчет на усталость/живучесть.

Изменено пользователем etcartman
Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

Да, еще вспомнил - один из классических случаев расчета на прочность - шестеренки передач. Там напряжения в корне зуба определяются как раз с учетом концентрации и осредняются на небольшой области. Соответственно допускаемое при заданном числе циклов получается довольно большим. Можете погуглить "Расчет передач".

По ссылке в справочнике ссылку на который я выложил в разделе "Малоцикловая усталость" как раз описана процедура корректировки деформаций с учетом коэффициента чувствительности к концентрации (в зависимости от вида НДС). Методика тесно переплетается с этими нормами http://meganorm.ru/Index2/1/4293842/4293842075.htm

Оно все, надо сказать - аналогично тому что и везде, в том числе в программы вшито. Просто сама по себе любая методика связанная с усталостью дает очень большой разброс по циклам и применяется с большими коэффициентами запаса (3-10 по числу циклов и 1,5-3 по деформациям). 10 это как раз для реакторов и проч., причем с учетом приближенного вычисления напряжений-деформаций.

Надо всегда смотреть какой конкретно коэффициент запаса применен в S-N curve (в программах берут большой запас и никаких "коэффициентов чувствительности" не применяют, оставляя уточнение на усмотрение пользователей)

Изменено пользователем etcartman
Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах
  • 3 недели спустя...

Еще косынку...

Господа прочнисты - добавлю в спор по-поводу косынок -  построил простой профиль - уголок

нагрузил ЧИСТЫМ моментом

- задача линейная поэтому абсолютное знасение не играет роли

во-первых угол надо оставить свободным /см, модели/ наличие косынки снижает значительно напряжения

Из моей практики - вваривание косынки с полным закрытием угла привело к быстрому развитию усталостных трещин и именно от угла

А косынки оставляющие угол открытым решили проблему

Моделирование объемными элементами тонокостенных конструкций - идет от лени или непонимания и в итоге

проиводит к ошибочным результатам 

Пластичность - наличие концентратора и как следствие развитие пластичности лучше всего проверить на локальной модели

а не стрелять из гаубицы по воробьям

Для этого и используется локальный анализ с нормальной сеткой способной схватить высокие градиенты напряжений

Если пластические деформации в итоге на такой модели не превышают 0,2% значит пластичности нет

Хорошая и правильная модель - это красивая модель /перефразируя Туполева/ 

post-47293-0-09511600-1434786806_thumb.jpg

post-47293-0-63908100-1434786808_thumb.jpg

post-47293-0-43109000-1434786811_thumb.jpg

post-47293-0-36534500-1434786814_thumb.jpg

post-47293-0-67350100-1434786817_thumb.jpg

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

Моделирование объемными элементами тонокостенных конструкций - идет от лени или непонимания и в итоге

проиводит к ошибочным результатам 

 

Очевидная глупость - моделировать конструкцию нужно такой какая она есть. Объемные элементы самый общий случай а оболочки - приближение для тонкостенных. В том случае если конструкция оболочечная результат всегда сходится к одинаковому (для обеих типов элементов) при соответствующей сетке. Моделирование - численное решение для задачи теории упругости а теорему единственности решения ТУ никто не отменял.

В данном примере без всякого моделирования можно сказать что при нулевом радиусе скругления будет иметь место сингулярность (бесконечные напряжения) в угле. При конечном радиусе - просто острый концентратор. И в данном случае это скорее всего приведет к развитию трещин при циклической нагрузке - если уровень номинальных напряжений высок . (поэтому такие сварные узлы избегают делать там где циклические нагрузки высокой повторяемости и интенсивности). Косынка естественно разгружает угол передавая часть напряжений на перпендикулярный элемент. Чем дальше ее отодвините - тем лучше для снижения номинального НДС. И это тоже ясно безо всяких моделирований и элементов - во всяком случае любому кто содержание  курса сопромата примерно представляет.

Изменено пользователем etcartman
Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

Очевидная глупость - моделировать конструкцию нужно такой какая она есть. Объемные элементы самый общий случай а оболочки - приближение для тонкостенных. В том случае если конструкция оболочечная результат всегда сходится к одинаковому (для обеих типов элементов) при соответствующей сетке. Моделирование - численное решение для задачи теории упругости а теорему единственности решения ТУ никто не отменял.

В данном примере без всякого моделирования можно сказать что при нулевом радиусе скругления будет иметь место сингулярность (бесконечные напряжения) в угле. При конечном радиусе - просто острый концентратор. И в данном случае это скорее всего приведет к развитию трещин при циклической нагрузке - если уровень номинальных напряжений высок . (поэтому такие сварные узлы избегают делать там где циклические нагрузки высокой повторяемости и интенсивности). Косынка естественно разгружает угол передавая часть напряжений на перпендикулярный элемент. Чем дальше ее отодвините - тем лучше для снижения номинального НДС. И это тоже ясно безо всяких моделирований и элементов - во всяком случае любому кто содержание  курса сопромата примерно представляет.

"Очевидная глупость - моделировать конструкцию нужно такой какая она есть. Объемные элементы самый общий случай а оболочки - приближение для тонкостенных." - вы в итоге получаете "идеальную" модель CAD без допусков размеров и прочих погрешностей, далее её "апроксимируете" сеткой что еще более отдаляет от реальной геометрии... Тут нужно чётко представлять то место которое необходимо "упростить" (огрубить плоской геометрией или балочным элементом) и то место где следует уточнить... приходит это с практикой :) просто дерзайте и все получиться!

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

 "идеальную" модель CAD без допусков размеров и прочих погрешностей, далее её "апроксимируете" сеткой что еще более отдаляет от реальной геометрии...

 

А оболочечные элементы никаких допусков и погрешностей не учитывают. Единственное преимущество - более эффективны в вычислительном отношении на больших моделях (при тонкостенной геометрии). Но по сравнению с объемными они не точнее в прицнципе. Для тетраэдров (которые в Solidworks Simulation например) нужно контролировать aspect ratio. Если грубо разбить оболочечную конструкцию объемниками - результат будет неверный конечно же. Конечно тонкостенные оболочки рационально считать оболочечными элементами. Но считать ими все подряд не рационально. Тем более какой то бракет из швеллера - считается влет объемникми. Распределение напряжений то же самое что и чем угодно. А локальные напряжения в особых точках - их просто нет чисто математически (решение уравнений ТУ дает бесконечность как 1/x^0.5 при x->0). При разной сетке и разных видах элементов будет разное значение. С таким успехом можно раскинуть пасьянс и угадать случайную величину в интервале от 0 до бесконечности. Программы, типы элементов - в данном случае не причем.

Изменено пользователем etcartman
Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

А оболочечные элементы никаких допусков и погрешностей не учитывают. Единственное преимущество - более эффективны в вычислительном отношении на больших моделях. Но по сравнению с объемными они не точнее в прицнципе. Единственное замечание что для тетраэдров (которые в Solidworks Simulation например) нужно контролировать aspect ratio. Если грубо разбить оболочечную конструкцию объемниками - результат будет неверный конечно же. Конечно тонкостенные оболочки рационально считать оболочечными элементами. Но считать ими все подряд не рационально. Тем более какой то бракет из швеллера - считается в лет объемникми. Распределение напряжений то же самое что и чем угодно. А локальные напряжения в особых точках - их просто нет чисто математически (решение уравнений ТУ дает бесконечность как 1/x^0.5 при x->0). При разной сетке и разных видах элементов будет разное значение. С таким успехом можно раскинуть пасьянс и угадать случайную величину в интервале от 0 до бесконечности. Программы, типы элементов - в данном случае не причем.

"А локальные напряжения в особых точках - их просто нет чисто математически (решение уравнений ТУ дает бесконечность как 1/x^0.5 при x->0). При разной сетке и разных видах элементов будет разное значение." - я тут не совсем вас понял... скажем если говорить о концентраторах то например вокруг отверстий можно определить напряжения в МКЭ, для тех мест где радиус притупления стремиться к нулю нет (это понятно)... что за особые точки?

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

Вот у меня реальный "прициндент" - узел: две балки в крест друг на друге. Проанализировал как балку с распределенной нагрузкой а потом с сосредоточенной, выбрал сечение. Потом уточнил в объеме и вижу что под верхней полкой на вертикальной стойке перегрузка (ну что надо усиливать, а нечем).... Пластики не так моного, хотя кому как... :) Я отказался от этого двутавра а вы что думаете? :)

 

post-33033-0-01583900-1435285742_thumb.jpg

post-33033-0-00317900-1435285974_thumb.jpg

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах
Я отказался от этого двутавра а вы что думаете? :)

 

Хотелось бы побольше информации. Как определили, что перегржено? Сравнивали с допускаемым напряжением? Каким? Не могу сходу понять, что показывает напряжение по Beam section.

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

 - я тут не совсем вас понял... скажем если говорить о концентраторах то например вокруг отверстий можно определить напряжения в МКЭ, для тех мест где радиус притупления стремиться к нулю нет (это понятно)... что за особые точки?

 

Концентратор - это всегда конечное значение, которое существует при заданных граничных условиях. Оно единственно по теореме теории упругости и может быть найдено. Особые точки (с нулевыми радиусами и тд) - там нет напряжения, оно бесконечно, то есть не существует. Численным методом при заданной сетке, типе элемента, получится какое то конечное значение всегда. Чем мельче сетка - тем оно больше. Опять же с учетом  чувствительности к концентрации напряжении, для неидеального материала с зернистой структурой, такие особые точки имеют только теоретическое значение, а не практическое. Вы конечно можете закруглять что угодно и получать бешеные напряжения. Но если вы посмотрите на реальную конструкцию (например сварную) - там все не идеально, и дефектов кстати всегда много, и на вашу модель оно не похоже совсем.

Если хотите почитать про особые точки - гуглите "механика разрушения", выше я кстати ссылки давал на учебники и видео.

По примеру с балкой: балочные элементы - дают фибровые осредненные напряжения. Они во первых всегда конечны, во вторых по определению не учитывают никаких концентраций и никаких локальных эффектов. В большинстве норм когда приводятся допускаемые напряжения - именно фибровые напряжения и имеются в виду. Например в изгибаемом элементе - фибровое M/W равно 160 МПа. Просверлите дырку в поясе - коэффициент концентрации =3, 160*3 = 480 МПа. Это локальное напряжение, к нему то же самое "допускаемое" из норм уже не применимо. Все практические балки всегда имеют концентраторы. В строительных приложениях при расчетах на усталость - все виды концентраторов делят на 8 групп (см. Таблица 83* тут http://www.vashdom.ru/snip/II-23-81/index-13.htm )

Резьба в болтовом соединении - логично всегда создает локальную концентрацию.

Вот собственно и все - куда вы не пойдете, везде масса примеров того, что в любой практически конструкии полно локальных зон с большими напряжениями. И когда вы их считаете объемниками - они у вас логично выплывают в результатах. И если вы будете сравнивать их везде со значением 160 МПа - это методологически неверно. Если вы с таким подходом будете что то проектировать - в любых программах, вы потратите много времени и получите неверный результат и тяжелую неконкурентноспособную конструкцию-машину. Лучше уж тогда считать на бумажке по нормам.

Острые концентраторы и особые точки - совершенно отдельная песня. Естественно их учет тоже важен в случае циклической нагрузки. Но просто так, с ходу, c "допускаемыми напряжениями" к этой проблеме не подойдешь.

Изменено пользователем etcartman
Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

"там нет напряжения, оно бесконечно, то есть не существует"

Плохо воспринимается такой большой пост... не ясно что вы хотели этим сказать...

В реальной конструкции напряжение в любом случае конечно! Оно так и называется предел ******....! Дальше я углубляться не буду чтоб троллинга не получилось :) Ну с резьбой проблему худо бедно решили - её делают накаткой, а что до отверстий то там есть вариант треснет или нет этот материал возле отверстия или поплывет - первое страшнее :) Усталость отдельная тема я её не затрагиваю вообще. И вас никто не заставляет всю конструкцию усиливать а только те места где завышены напряжения (концентраторы или прочие точки...), если избавиться от них не судьба.

На моих картинках все напряжения по мизесу. 

Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

Да я не пишу ничего что бы не было очевидным и обьективно подтверждаемым массой источников. Напряжения это вообще в принципе теоретическое понятие в рамках механики твердого деформируемого тела. И бесконечные напряжения не секрет с 20-30 годов прошлого столетия когда была уже известна формула Гриффитса. Я таки не призываю мне верить или не верить. Наука это не религия и там все ясно и имеет обьяснение. Проспекты к программам надо читать после а не до изучения теоретических основ. А без приобщения к таковым спорить бесполезно.

Изменено пользователем etcartman
Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

Очевидная глупость - моделировать конструкцию нужно такой какая она есть. Объемные элементы самый общий случай а оболочки - приближение для тонкостенных. В том случае если конструкция оболочечная результат всегда сходится к одинаковому (для обеих типов элементов) при соответствующей сетке. Моделирование - численное решение для задачи теории упругости а теорему единственности решения ТУ никто не отменял.

В данном примере без всякого моделирования можно сказать что при нулевом радиусе скругления будет иметь место сингулярность (бесконечные напряжения) в угле. При конечном радиусе - просто острый концентратор. И в данном случае это скорее всего приведет к развитию трещин при циклической нагрузке - если уровень номинальных напряжений высок . (поэтому такие сварные узлы избегают делать там где циклические нагрузки высокой повторяемости и интенсивности). Косынка естественно разгружает угол передавая часть напряжений на перпендикулярный элемент. Чем дальше ее отодвините - тем лучше для снижения номинального НДС. И это тоже ясно безо всяких моделирований и элементов - во всяком случае любому кто содержание  курса сопромата примерно представляет.

"Очевидная глупость - моделировать конструкцию нужно такой какая она есть"

Где же Вас учили  , не говорю о теории упругости , но и элементарный сопромат

Такого непонимания не встречал еще , следуя Вашей логике мы бы до сих пор таскались бы в звериных шкурах

А как же все что наработано до сего дня - вот тут--то и беда что все тычут в кнопки не понимния что они делают

А нарисовать на бумаге конструкцию и подумать как она работает по-видимому лень

А все теории - пластин , оболочек и прочее - выбпосим с корабля истории , Пушкина уже тоже выбрасывали

Но как-то и самолеты летают расчитанные по простейшим теориям и корабли плавают , не говоря уже о ракетах и спутниках

созданных задолго и без МКЭ - как-то все успешно работает не говоря о сегодняшних провалах

Изменено пользователем dbarlam
Ссылка на сообщение
Поделиться на других сайтах

Присоединяйтесь к обсуждению

Вы можете опубликовать сообщение сейчас, а зарегистрироваться позже. Если у вас есть аккаунт, войдите в него для написания от своего имени.
Примечание: вашему сообщению потребуется утверждение модератора, прежде чем оно станет доступным.

Гость
Ответить в тему...

×   Вставлено в виде отформатированного текста.   Вставить в виде обычного текста

  Разрешено не более 75 эмодзи.

×   Ваша ссылка была автоматически встроена.   Отобразить как ссылку

×   Ваш предыдущий контент был восстановлен.   Очистить редактор

×   Вы не можете вставить изображения напрямую. Загрузите или вставьте изображения по ссылке.

  • Сейчас на странице   0 пользователей

    Нет пользователей, просматривающих эту страницу.




×
×
  • Создать...