许用应力概述Word文档格式.docx
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5.塑性不稳定——增量破裂；
6.高应变，低周疲劳
应力的种类对于各种破坏形式其设计的许用值是不同的，它们可以归纳为下面的四种类型：
Ⅰ许用一次应力
Ⅱ许用的二次+一次应力
Ⅲ低周疲劳的限制
Ⅳ挠曲的限制
因为应力状态是由设计的细节来控制的，所以设计的限制应当与西屋公司的应力计算程序一起使用，应力许用值的规范如下。
Ⅰ许用的一次应力
一次应力极限是为了防止塑性变形，同时为延性破坏压力和控制蠕变与应力破裂的破坏形式提供名义上的安全系数。
压力、真空、重量、KW扭矩和其他的不能减载的负荷都给了一次应力系统一个增加量，在某种程度上这是为了满足平衡规律。
二次应力系统则需要满足协调性，这些是设计者在用公式来表示拉力断裂或蠕变断裂的规范时所最关心的事情。
一次的薄膜应力（平均值）的许用值必须大大低于屈服强度、极限强度和持久性的蠕变断裂强度。
影响许用应力的公式的其他问题是：
透平中在那些长期保持尺寸的稳定性是至关重要的地方，在邻近的零件之间要求限定间隙。
由于起因于热膨胀的应力能够引起过度的蠕变或塑性变形，所以还应当限定许可的一次薄膜应力。
例如：
由热膨胀所造成的应力，在结构部件的横截面上或者可以以纯轴向力加载或以剪切力加载，或者以弯曲应力加载，因为弯曲应力能造成过度的弹性随动变形，所以由热膨胀所造成的应力应作为一次应力处理。
A.弹性随动处理为一次应力
基于弹性的控制变形的应力区域的计算必须考虑到弹性随动的可能性。
当仅仅结构的一个小的区域是处于非弹性应变而结构系统的较多的区域是处于弹性状态时，负载力、应力和应变的计算应当考虑到整个系统的情况。
在这些情况中，由于储存在连接着的结构的其余部分中的比较大量的弹性能的弹性随动，使最柔部分会遭受应变集中。
当不同柔性的结构零件处于串联状态，同时最柔的部分处于受较高的温度之下，或处于二者之一时，必定引起应变集中。
一些特殊的例子是：
1.横截面尺寸的局部减少
2.较弱的材料的局部使用
3.在一个同一尺寸的简单的关系中，这个系统结构的大部分接近于假设的连接两个支持点的直线上，仅有一小部分越出了这一直线，而且这一小区域吸收了大部分的膨胀应变。
上述这些情况在设计上，一般都是要避免的。
在那些不可能避免的地方，这些应变诱导的应力应当为许用的一次应力所限定。
另一方面，应当作出分析，以便估价并将这个非弹性的应变（塑性应变和蠕变或二者之一）限定在一个可接受的水平上。
一般说来，起因于单调负载（非周期性或不是不断增加的负荷）总的积累的等效非弹性应变不应当超过：
2%的簿膜应变（整个厚度上的平均应变）
3%的弯曲应变（在表面上的应变，用整个厚度方向上的应变是等效的线性分布的）
5%的局部应变（间断的应变）
对于焊接区域的热影响区域的极限应变应当是整体金属允许值的一半。
上面的设计的极限值是基于如下的假定：
认为材料是充分柔性的，由标准拉伸试验或蠕变破坏性试验取样作为普通报告，其材料具有断面收缩率不小于30%，同时其延伸率为15%。
当考虑起因于压力和温度的部件总的挠度时，应当包括了起因于计算应变的部件的挠度。
要保证安全可靠、经济运行，透平部件尺寸上的长期稳定性是必不可少的。
在特殊的情况中许用的非弹性应变应当减少到小于上述建议的极限值。
三维的拉应力状态可以通过限定材料中的应变来减小固有的韧性。
在考虑上述的设计的极限应变和进行非弹性应变分析时不允许漏掉这种可能性。
将在“C”款项中详加讨论。
B.局部一次薄膜应力
假若满足了下面的条件，那麽局部的一次薄膜应力可以超过通常的许用的一次薄膜应力。
1.在下述距离内，局部一次薄膜应力超过许用一次薄膜应力的1.1倍对壳体结构来说，在子午线（纵向）方向的尺寸限定在
以内，而对于其它的区域这个距离不小于
（R=平均半径，t=壁厚）
2.总应力——一次薄膜应力（一般的或局部的）加上横跨A截面的厚度的一次弯曲应力，不超过一般的许用的一次薄膜应力的1.5倍。
C.其它的考虑
1.多向应力
在结构中的任何一点的应力状态可以由所给的三个主应力的大小和方向来确定。
当应力状态是处于二向或者三向时，单向屈服的关系可以借助于强度理论来确定。
最常用的强度理论是：
最大主应力理论、最大剪应力理论（还称为Teresa准则）和应变能理论（又称为八面体剪切理论Octahedralsheartheory和VonMisses准则），最大剪应力理论和应变能理论对于预示韧性金属中的屈服和疲劳裂纹的开始要优越于最大主应力理论。
试验数据表明：
应变能理论比最大剪应力理论更精确。
然而，当应力状态是所有的主应力都是正的和其韧性是减少的，使用最大主应力理论是安全的。
注意：
这个VonMisses准则和Teresa准则，当所有的主应力都相等时，它们所提供的应力的指标是零。
最大主应力理论和应变能准则已经用来预言蠕变断裂或高温断裂的时间。
相适应地，西屋公司依据最大主应力理论或应变能理论有了一套适合于设计压力容器的方法，无论哪一个都是稳妥。
这可能似乎是矛盾的，同时有时又是稳妥的。
但是当缺少一个适用于所有的应力状态、各种材料、各种破坏形式和温度的准则时，这两种准则的结合提供了较好地全面的对各种破坏形式的保护，这些破坏形式包括起因于压力的断裂（蠕变和亚蠕变两者）超过屈服限和起因于由三向拉伸所造成的可能的韧性失败的灾难性的破坏。
最大主应力理论还易于应用在静态应力分析和周期性应力的分析，在大多数情况下它是比较稳妥的，因而它被选作为汽轮机压力容器设计的指导性的准则。
在PH24801.01页到PH24801.03页上的图1~3给出了主应力——等价应力间的关系曲线。
利用这些设计的参考曲线，可以迅速地确定最大主应力和VonMisses等价应力之间的相对数值。
请注意：
当主应力之一是负值时，这个VonMisses等效应力要比最大主应力稳妥得多，在设计高压阀蒸汽室或汽缸时记住它，这是很重要的。
在这些地方由蒸汽压力产生的平均的径向应力是负值，当两个主应力是负值的时候，这不是很常见的，屈服的VonMisses规范总是要比最大主应力准则稳妥得多。
2.稳态蠕变应力：
西屋公司的高温压力缸的稳态蠕变应力计算，考虑到了径向温度和厚壁汽缸的影响，因此结果形成了一个非线性的径向应力分布。
这个计算得到的最大的稳定蠕变应力的许用值可以比给定温度范围的基本的一次薄膜应力高一些。
这个一次薄膜应力的许用值是和试验的品质、对材料及金属所指定的检验有关系，并为其限制。
在那些提出了许用应力值的地方也就给定了品质因素。
轧制钢板在穿过厚度方向上是比较弱的和韧性较差的，而不同几何形状的焊接接头是有不同的性能，轧制钢板穿过厚度方向上的许用应力的修正系数及不同的几何形状的焊接接头的许用应力的修正系数在PH24810章节中给出了。
D.极限计算（LIMITDESIGN）
一次薄膜应力的许用值W是σA，但是对薄膜应力加弹性弯曲应力的许用极限是1.5σA。
薄膜应力加弹性弯曲应力的这个较高的许用极限值是依据于极限设计原理的，这个原理可以简短地描述如下：
为了使分析简单化，假想了一个图1中所表示的理想化的应力应变曲线，即假设材料呈现没有应变硬化的完全的塑性状态。
σys
应力
应变
0
图1理想化的应力——应变关系
施加轴向载荷F达到屈服应力σys时，一个用这种理想化的材料制成的矩形梁就会拉伸破坏。
然而如果一个梁承受弯曲的化，那麽直到弹性弯曲应力Mc/I的应力达到1.5σys时，才可能发生破坏。
这是由于弯曲应力的塑性重新分配的结果。
这种重新分配必定允许所有的纤维在形成一个“塑性铰（plastichinge）”之前都达到屈服应力σys。
M
图2弯曲中的全塑性应力的分布
通过弯曲和轴向载荷的联合也可以产生一个塑性铰，（图3）弯曲和轴向载荷的联合要引起中性轴偏移中线，而且偏移的大小取决于弯曲与轴向载荷之间的比率。
P
图3在弯曲加轴向载荷的情况下，
全塑性应力的分布
在图4中画出了由计算所得到的为了产生塑性铰所需要的薄膜应力加弹性弯曲应力的最大值。
请注意：
那个极限应力取决于拉伸应力和弯曲应力之间的比率。
当平均的拉伸应力（薄膜应力）σm等于零时，弯曲的极限应力是1.5σys。
当平均的拉伸应力是σys时，就可能不能承受附加的弯曲应力σb。
一次薄膜应力的许用值σA小于0.57倍的屈服应力，为了简化对于许用极限的择定，可以选任意一个1.5σA（≤0.855σys）的值作为薄膜应力加弹性弯曲应力（σm+σb）的许用极限值。
图4中阴影矩形面积就代表可供选择的设计极限值。
对于极限应力（σm+σb）选择1.5σA，这就提供了足够的安全性。
1.6极限应力
1.4
1.2
（σm+σb）
σys1.00.855设计极限
0.8
0.6
0.4
0.20.57
00.20.40.60.81.0
σmσys
图4拉伸应力和弯曲应力联合作用时的极限应力（矩形截面）
对于薄膜应力加弹性弯曲应力的情况，1.5σA的许用应力值可以直接适用于主要的缸体结构。
在那儿剪应力是低的，然而，在缸体中局部加载的明显的不连续性可能发生高的剪切应力。
在这种情况下，剪切分量是不能忽略的。
在薄板或薄壁的结构中，横向剪力以抛物线的形式分布，最大的剪力处于中央，在表面上剪力为零。
制定一个像图4所表示的那样的极限设计值的包络曲线（它包括了拉伸应力，弯曲应力和剪切应力的影响）那是非常复杂的。
如果平均的剪切应力大于15%的薄膜应力加弯曲应力的最大组合应力，那麽下面的步骤可以用作为一个简单的程序：
步骤1.找出以平均剪切应力和平均的拉伸应力为基础的主应力，这个主应力的许用值是σA。
步骤2.计算以平均的剪切应力和拉伸力（此拉伸应力等于薄膜应力加弹性弯曲应力的总和）为基础的主应力，这个主应力是以1.5σA的极限设计的许用值为条件的。
当应力场是多向应力场时，就要计算基于应变能理论中的等效应力，这个等效应力和最大主应力服从于步骤1和步骤2中同样的许用极限的支配。
注意：
如果这个薄膜应力是像在上面B节中所描述的那样，那麽可以不考虑步骤1中的计算。
上面的简化了的程序对于某些非壳体结构是不适用的。
在PH24710中，凸椽的应力计算就是它的一个例子，用来计算凸椽的应力的复合凸椽应力公式是极限设计的近似法。
它包括了剪力，塑性弯曲应力和应力重新分布的影响。
在这种情况中许用应力是σA而不是1.5σA，在PH24331.07页上所表示出的曲线也可以极限设计原理为基础的，在新做的曲线中已经考虑到了应力的塑性重新分配的影响。
这时，对于以这些曲线为基础的组合应力，它们的许用极限是σA而不是1.5σA。
上面所叙述过的，可以参看PH24710和PH24331.07的这个极限应力是一个假想的应力，只有在达到极限载荷时，才可能获得应力计算中所假想的全塑性应力分布。
由于在实际中，一次应力水平仅仅是屈服应力的一个分数，所以不可能达到塑性。
像在下面的表1中所表示的那样，在计算二次应力或进行疲劳分析时不允许使用极限设计时所产生的那种假想的塑性应力，对于用于这种情况的可适用的应力是在步骤2中所计算那种弹性应力。
Ⅱ许用的二次应力加一次应力
人们打算用二次应力加一次的极限的结合来控制过度的塑性变形，控制增量破裂（incrementalcollapse）可能性，同时在进行疲劳估价时，可以作为应用弹性分析法的一个验证。
A.自限的二次应力
二次应力是自平衡的，即局部的屈服和较小的变形可以满足突变的条件或由约束热膨胀所引起的应力。
二次应力发生在结构上突变的地方，同时是由于附近的材料的约束或是由结构上的自身的约束而产生的，二次应力与其说必须满足于一个所采用的应变模型，倒不如说它是处于局部载荷的平衡。
二次应力可能是由不能减载负荷（non-relievingload）或由差动膨胀产生的。
一次应力和二次应力之间的主要差别是：
当一个结构所承受的一次薄膜应力超过屈服时，此时应变硬化不足以阻止进一步变形，这个结构就会遭受严重的变形；
从另一方面来说，当由二次应力产生局部屈服时，由于邻近的弹性区域提供了某种约束，因此就不会使结构陷入严重的变形，这就是二次应力的自限特性和自平衡特性。
在计算二次应力时计入了严重的结构的突变的影响，但没有计入局部应力集中的影响（缺口、圆角等等）。
从下面的例子来看，这是显而易见的，那个由不同的热膨胀所引起的二次应力是自平衡的，因为它是由极限应变产生的。
然而，当它是由不能减载负荷所产生的时候，这是不明显的。
在接管段和刚性壁之间的连接处，这里的弯曲应力被归类为二次应力，而薄膜应力分量则归类为一次应力。
二次应力的一些例子是：
1）.在结构上严重突变地方的弯曲应力；
2）.由部分圆柱壳体上轴向温度梯度所产生的应力（计入了突变的影响）；
3）.由互相连接着的接管段和壳体之间的温度差所产生的弯曲应力；
4）.由热膨胀而出现在管系中的弯曲应力，在那儿载荷不能产生局部区域的过度的变形；
5）.由截面厚度方向上的线性径向热应变所产生的通常的热弯曲应力，或是由等效线性分布图所代表的非线性的径向热应变所产生的热弯曲应力；
6）.对于更多的典型的二次应力的分类请参看表B。
B.热棘轮
二次应力加一次应力的强度关系到可能引起热棘轮（逐渐增加的增长或连续的周期加载的变形）。
为了这个理由，二次应力加一次应力被限制在3被的一次薄膜应力许用值：
3σA。
（二次应力加一次应力助长低周疲劳方面，研究表明可以限制二次应力水平在小于3σA）。
另一方面，在某些特殊的条件下，在低于蠕变区域的温度的情况下，二次加一次应力区的许用值可以增加到周期性屈服应力的二倍（周期性屈服应力极限是0.67倍的极限应力）。
超过二倍周期性屈服极限的二次加一次应力区必须满足特殊的设计要求，这正像在特殊的透平部件的“验收准则”里所描述的那样。
PH24501页上的“低压设计标准”。
Ⅲ低周疲劳极限
A.控制低周疲劳的应变定义
低周疲劳（LCF）它使材料在不变的应变极限之间处于周期性地循环。
现有的轴向疲劳资料通常提供了小试样的疲劳损坏的循环数，类比的弯曲疲劳寿命是形成裂纹的循环数（可见裂纹），通常认为高周疲劳与低周疲劳之间的区分的界限大约是104到105循环数。
一般来说，疲劳寿命低于104循环数的被认为是低周疲劳，而循环的寿命范围在104到106循环数的被认为是低周疲劳与高周疲劳之间的转变区域。
S.S.Manson已用作为指南的主要的通则，对于大多数韧性金属来说，大约有1%的总的变形范围，将会大体上产生104疲劳循环断裂。
对于低于中等强度的缸（抗拉极限强度=130，000磅/平方英寸）此变形范围的百分量轻微减小，高应变范围会导致在较低的循环数下断裂。
这个通则对于小于或等于700℉的中等温度来说都是对的；
在高的温度下，金属受到蠕变，周围环境和其它冶金学方面的相互作用，对于给定的应变范围来说，疲劳循环数减少了，同时要视时间而定。
上面的定义没有考虑到材料的应力——应变特性，因此一些研究者比较喜欢这样去定义低周疲劳为疲劳寿命的范围，因为在此时循环期间所经历的塑性应变大于总的应变的一半。
对于像用于中等温度的压力容器部件的低碳钢，上面所引证的两个定义是可比较的。
假定：
有一种钢的有用疲劳数据（钢的极限强度是100，000磅/平方英寸；
断面收缩率60%）。
在10，000疲劳循环数下的应变范围是：
总应变范围=0.8%（±
0.4%）
范围=弹性应变区=0.4（±
0.2%）
低周疲劳是高应变疲劳，循环的塑性应变不会消除试验的试样中的任何的残余应力。
这意味着：
喷丸硬化和某些机械加工过程中，在表面上留下了残余的压应力在低周疲劳时不会有什麽影响。
另一方面，现在已经知道：
残余压应力对于高周疲劳是有好处的。
B.低周疲劳的分类、用途和分析
低周疲劳的分析的主要用途是确定裂纹开裂的疲劳寿命，防止脆性断裂。
仅从低周疲劳的角度来看，它与应力和应变有关，且必具有这种特性，在反复加载时并不引起显著的畸变，所发生的任何屈服应力都必须限制在局部区域里。
在疲劳分析中所考虑的二次应力加一次应力必须计入应变集中的影响。
峰值应变和局部热应变都属于这个范围，不是非常集中的应变也可以归类于这个范围，并已经证明了它是一种在反复加载下不会引起显著畸变的那种类型的应变。
这些例子是：
1）.某些热应变它可以产生疲劳裂纹，但不产生周期性的畸变；
2）.由热冲击或容器壁的非线性径向热应变所产生的表面应变；
3）.在外包覆材料中的热应变，这种材料具有不同于母体金属的膨胀系数；
4）.缺口、圆角等处的应变，见表B.
一般来说，在压力容器部件中所遇到的金属材料的低周疲劳，在本质上是由应变引起，即由一次应力所产生的应变分量仅是总应变的一小部分。
中等温度下的疲劳破坏是由非弹性的循环应变引起的；
高温下的疲劳破坏，不仅是由循环塑性应变引起的，还是由蠕变和蠕变松弛应变二者或二者之一，以及周围环境所引起的。
由于这些原因，低周疲劳极限可以分成为两类，即：
（1）在亚蠕变或中等温度下的低周疲劳，疲劳寿命相对地来说是不受时间的影响的；
（2）高温下的低周疲劳，时间和频率对疲劳寿命的影响很大。
由于金属温度的偏差，透平不见里的应变循环数目和严重程度取决于透平的运行循环（dutycycle）（见报告D-301）。
典型的运行循环可能由冷态启动、瞬态启动、热态启动、甩负荷、负荷变化等等所组合而成。
在这些偶然事件中的每一种情况中，温度变化的速率都会造成严重的热应变。
既然高温下的低周疲劳是与频率有关的，那麽每次循环的时间也就必须是已知的。
人们使用热传导分析从透平的载荷循环的这些偶然事件中计算金属的温度分布，在那种情况下，以这些金属温度分布为基础，通过壳体分析和有限单元法或者通过二者中之一来计算热应变。
最大的应变一般发生在局部区域，例如发生在一个应变集中区域。
在PH24400、PH24550和PH24860这些章节中讨论了特殊的材料和温度的低周疲劳的设计曲线，讨论了由于透平的载荷循环的各种偶然事件所造成的应变区的疲劳破坏系数的计算。
C.脆性断裂
防止脆性断裂，这在设计中是必须加以考虑的。
间接地，可以采用以下的几种方法：
（1）采用韧性材料（它具有较高的断裂韧性Kic）；
（2）采用质量检查、试验和制造方面的制度保证；
（3）既要考虑到材料的屈服应力，又要考虑到拉应力强度来决定不易确定许用应力值；
而且，汽轮机压力容器的钢材，在中等温度和高温的使用中，要保持高的断裂韧性。
如此设计的压力容器，其破坏方式是在容器要破坏之前，就会局部破裂并可以看见涉漏，在这些情况中，期望进行附加的保护或在考虑使用新的较高的强度，较小的韧性的材料时，应当进行更严格的检查和附加的韧性试验。
对于现行的材料选择、检查、试验、制造和作为解决上述原因的许用应力来说，虽然应用断裂力学的概念并不是一种强迫进行的设计程序，但是它确实是一种有用的工具，并且作为一个设计人员应当熟悉它。
Ⅳ挠度极限
在汽轮机设计中，叶片通道汽封以及端汽封和平衡活塞是事先调整到一个最佳的间隙，以确保一个高效率的热力学性能，确保可靠的运行。
确定汽封的间隙需要在下列因素中进行工程上的统筹选择：
（1）取小间隙，以便旁路漏泄量为最小，确保最佳的效率；
（2）取大间隙，以确保静止部分和转动部分之间在运行期间不发生摩擦，这样就可以防止部件可能发生的破坏；
这种统筹选择包含了以下的考虑：
1）确定静止部分和转动部分的瞬态和稳态的变形；
2）确保汽轮机压力容器以及转动部件尺寸的长期稳定性；
3）确定和控制转动部分和静止部分之间的相对运动，其中包括确定和控制在转子系统和汽缸结构系统之间在运转期间的热膨胀差；
4）当两零件相对运动时，能有效地利用密封装置，以及选择合理的密封间隙，使转动部分和静止部分之间的漏泄量为最小。
上面的第1、2两项要求压力容器的设计者在确定间隙过程中要考虑到并提供的东西。
可以用下面的二种方法之一来满足这个要求：
1）在结构零件规定的许用挠度极限范围之内进行设计；
2）正确地确定部件的实际挠度，并把数据通知那些确定间隙的人。
这些要求是汽轮机全部的设计程序的一部分，并且已在“透平设计的流量图表资料”的下面的页数中给出了：
高压设计在PH24083.04页上
中压设计在PH24083.07页上
高——中压设计在PH24083.011页上
低压设计在PH24083.11页上
因为在运行中获得最大的可靠性和高效率是重要的，因此压力容器结构部件的挠度或畸变极限在设计的大部分区域里将作为基本控制准则而超过许用应力准则。
压力容器部件特别是那些包含叶片通道或转动的部分，应当既校核瞬态又要校核稳态的挠度或畸变，这种挠度和畸变是由下列原因所引起的：
1.压力、重量和外加的载荷；
2.热膨胀；
3.起因于不同的温度分布的热应力；
4.所使用的材料的蠕变（在事先所提到的载荷之下，并加上时间和温度的影响）。
既然一次薄膜应力的许用值被限定在小于屈服应力，并在105小时内蠕变小于1%，那麽弹性和温度挠度分析通常也就是够了。
温度和机械载荷的组合使二次加一次应力生高了，它可以超过屈服应力。
然而，当讨论许用应力时，二次应力必须是自限的。
局部的屈服和较小的畸变在衰减周期期间将满足由二次应力所产生的被迫负担的应变。
在这个过程中，如果应力不超过许用值，那麽部件会处于尺寸的稳定状态。
焊接构件其残余应力会引起塑性变形，在机加工之前，对这样冷作构件进行适当的退火处理，这对于减少机加工后的畸变是很必要的。
在局部区域的高应力峰值，例如在一个缺口的根部，对尺寸的稳定性的影响可以忽略不计。
特殊的部件的许用变形应当与对这类部件所给出
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