Локальные пластические деформации в стальной конструкции

[Guterfreund 75]

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

[kol 12]

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... :) 

[Guterfreund 75]

"рекламенты FKM" - не знаком

 

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

 

Что-то типа этого:

[soklakov 1 485]

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?

[kol 12]

 

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....

[FSA-FSA 249]

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

[etcartman 23]

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 1 июня 2015 пользователем etcartman

[Guterfreund 75]

@@etcartman, спасибо за комментарии и ссылки! 

[etcartman 23]

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 2 июня 2015 пользователем etcartman

[dbarlam 184]

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/ 

[etcartman 23]

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 20 июня 2015 пользователем etcartman

[kol 12]

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!

[etcartman 23]

 "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 26 июня 2015 пользователем etcartman

[kol 12]

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?

[kol 12]

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? :)

 

[Guterfreund 75]

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.

[etcartman 23]

 - 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 26 июня 2015 пользователем etcartman

[kol 12]

"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. 

[etcartman 23]

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 28 июня 2015 пользователем etcartman

[dbarlam 184]

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 28 июня 2015 пользователем dbarlam