提高大功率风电机组高强度连接螺栓疲劳设计寿命的方法研究

摘

要：分析了高强度连接螺栓疲劳寿命影响因素及其受力特性袁提出了改善高强螺栓疲劳寿命的有效方法袁并通过有

龚学进，郑大周

限元分析验证了部分改善措施的有效性遥文中提出的改善措施对螺栓疲劳寿命的设计和运行后期发生螺栓疲劳失效的补救措施提出了有力的理论支撑袁具有研究和指导意义遥关键词：风电机组曰高强度螺栓曰疲劳寿命曰VDI2230曰刚度曰FEA中图分类号：TK83

文献标识码：A

文章编号：1672-545X（2019）05-0096-05

0引言

高强度连接螺栓作为大功率风电机组最常见尧最关键的传力连接部件袁常用于轮毂与转轴及变桨轴承连接尧变桨轴承与叶片连接尧偏航轴承与主机架连接尧塔筒法兰连接等重大结构部件间袁其承受来自叶片传递的气动载荷尧大部件自身的重力载和热载荷遥这些静态载荷尧周期载荷尧随机载荷和内部惯性载荷通过高强度连接螺栓组传递到各主要受力结构上袁同时使螺栓承受轴向力尧弯矩尧横向力和扭矩组合载荷的作用遥通常大功率风电机组法兰连接面螺栓组承受10~30MN窑m的极端弯矩载荷和特定载荷幅值下高达1E6~1E7次的循环载荷袁其螺栓型号通常为M30~M72袁安装预紧力遍布300~2500kN区间遥因此高强度螺栓的可靠性直接关系到风电机组的安全运行和相关作业人员的人身和财产安全遥

为保证大功率风电机组在设计寿命内高强度螺栓不发生疲劳失效袁螺栓连接必须具有良好的疲劳力学性能尧可控的安装工艺和界面状态尧精准可靠的疲劳寿命计算尧良好的后期维护等要素遥国内相关人员[1-8]在大功率风电机组螺栓失效方面做了大量理化特性分析尧理论计算和有限元仿真工作遥本文在研究国内外相关文献和总结大量工程经验的基础上袁详细分析了外载作用下螺栓受力特性袁提出了降低螺栓附加外载荷的三条有力措施渊即减小螺旋轴向相对刚度尧增加连接件弯曲刚度尧增加残余夹紧力和界

面摩擦系数冤袁最后通过有限元分析实例验证了部分改善措施遥

1影响螺栓疲劳寿命的主要因素

确保大功率风电机组高强度连接螺栓不发生疲劳失效袁除良好的后期维护策略外袁必须从材料力学性能尧安装工艺和界面状态尧螺栓受力特性这几这个主要因素展开分析遥疲劳等级和摩擦系数等力学性能可以通过特定的制造工艺加以改善袁安装工艺可以通过适当安装工艺控制来保证袁而螺栓的受力特性与其连接接口直接相关遥螺栓设计直接关系到结构连接接口受力性能和机组设计的性价比袁螺栓连接接口一旦确定其传力特性就确定下来袁后期若想改变螺栓受力特性异常困难遥1.1材料力学性能

10.9级袁材质为碳合金钢袁根据标准[9袁10]其屈服强度

常用大功率风电机组高强度螺栓性能等级为

940MPa袁抗拉强度1000MPa袁弹性模量2.06E5袁泊松比0.3遥螺栓的疲劳等级DC直接反应螺栓疲劳性能高低袁DC越高袁疲劳性能越好遥目前国内常用的三种不同表面处理工艺生产的螺栓分别为院热锌螺栓尧发黑螺栓尧达克罗螺栓遥海上风机认证规范[11袁12]对螺栓疲劳等级做了明确规定袁通常为设计保守考虑袁DC取50袁材料局部安全系数PSF取1.15遥如图1所示遥

收稿日期：2019-02-05

作者简介：龚学进渊1982-冤袁男袁硕士袁湖北麻城人袁工程师袁主要从事风电机组结构强度分析工作遥

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100N=ND觹渊吟滓D/吟滓冤3

吟吟滓AN=ND10

滓D觹渊吟滓D/吟滓冤5

1

1.00E+05

NA=2E6ND

5.00E+06

应力循环次数N

2.50E+08

图1螺栓SN对数设计曲线（M42，DC=50，PSF=1.15）

1.2安装工艺和界面状态

对于大功率风电机组用的高强度螺栓袁目前常用的安装工具有液压扭矩扳手尧液力控制的拉伸器袁其紧固系数琢A分别为1.6和1.2袁其理论安装预紧力对应的分散度吟分别约为依23.08%和依9.09%袁分散度计算公式如下院

吟越渊Fmax-FFmin冤/2=琢Am渊1冤袁F琢A-其中琢A=Fmax目/F标min预max和F紧力为min+1分1别为理论最大尧最小安装预紧力袁Fm袁则液压扭矩扳手和依23.08%液力控尧制F拉伸器的实际理论安装预紧力分别为Fmm在保证螺栓依9.09%极限遥

应力满足要求的前提下袁预紧力越大袁连接界面开口和滑移的可能性越小袁外载下螺栓因开口和滑移而引起的弯曲变形越小袁螺栓的轴向弯曲应力增量越小袁工作载荷下螺栓的疲劳寿命越高遥螺栓连接界面的摩擦系数滋k是影响界面抗滑移的能力另一重要因素遥滋k越大袁连接抗滑移能力越强袁外载下螺栓因滑移而引起的弯曲变形越小袁螺栓的轴向弯曲应力增量越小袁疲劳寿命越高遥

对于液压扭矩扳手袁扭矩力T尧预紧力Fm尧扭矩系数k和螺栓公称直径d间的关系为院T=k鄢Fmd遥而螺纹副间的摩擦系数滋g1和螺栓头与垫片间鄢的摩擦系数滋g2直接决定扭矩扳手扭矩系数k数值袁k的分散性是扭矩扳手实际施加扭矩值分散性的重要原因之一袁不同的润滑状态下扭矩系数k差异很大遥根吟据上面的分析可知袁滋g1和滋Fmin越越小大袁实袁际螺栓安装的连接预截紧g2的分散性越小袁琢A和面力的越滑稳移定和袁开最口小安的可能装预紧性力越小袁螺栓的疲劳寿命越高遥1.3螺栓受力特性

大功率风电机组中使用的高强度螺栓受力比较复杂袁一般都具有载荷偏心和连接几何偏心特点袁且不仅受拉伸载荷渊安装载荷FV和外载FA的附加载荷

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FSA冤作用发生拉伸变形袁还同时受弯矩渊螺栓上的外

载弯矩MB和轴向力引起的附加弯矩Msb冤作用而发

生弯曲变形遥而螺栓上附加外载荷是设计螺栓疲劳强度的决定因素袁通常螺栓组的受力分析也要简化为单颗螺栓受力研究袁若不考虑界面滑移和开口情况袁将螺栓尧螺母和夹紧件组成的连接系统当作一个理想的弹性体袁其最普遍的螺栓受力情况和各计算

相关参数如图2[10]所示遥

MB

SFAFV

0

S0ASa

sym

rX

fV

rFS

X

V

U

酌p

酌

vur

Ssym

rSFSsym

忆

aA

FAFSV0

S0忆MB

图2安装状态和工作状态螺栓受力特性和计算参数示意图

图2中夹紧酌P和酌S袁酌P力横截面积=尧酌S横=件截酌和面遥螺栓轴向螺栓弯惯的曲变性矩弹性和模形弯量的曲尧角位应力移截面直分系径别数尧分应

为

别为ES尧dS尧AS尧IS和WS袁IK为螺栓的自由夹持长度袁啄S和啄P分别为螺栓和夹持件的拉伸柔度袁茁S和茁P分别

为螺栓和夹持件的弯曲柔度袁kS螺栓和夹持件的拉伸刚度袁1/=茁1/S和啄S和kP1/茁P分=别1/啄P分别为为螺栓和夹持件的弯曲刚度遥假设螺栓和夹紧件遥拉若伸不变形的伸长量分别为X虑附加热载荷袁图21和X单颗螺栓2袁则X在外1越载X荷2越FXA作用下所考受的总轴向拉伸载荷FS袁max和总弯曲载荷MS可以通过下面的公式计算遥

FS袁max=X1/啄S=kS鄢X1越ES鄢IKAS鄢X1越FSA+FV渊2冤

MS=酌/茁S越ES鄢IKIS鄢酌=MB+Msb渊3冤

一般情况螺栓实际发生轴向变形X酌并不能直接测量出袁通常利用外载荷和1和弯曲变形

结构刚度等易获得的参量来分别计算螺栓的附加轴向力和附加

弯矩遥

螺栓轴向载荷因子为准en鄢袁外载FA对螺栓产生的附加轴向载荷计算公式院

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EquipmentManufacturingTechnologyNo.05袁2019FSA=准en鄢当载荷载荷传导因子鄢nFA渊4冤

=1袁且无外载弯矩尧无载荷偏心和几何偏心下时袁FSA可以按照图3简化弹簧模型计算袁图中FKR和FPA分别为连接界面的残余夹紧力和FA分配给夹紧件的附加外载荷遥图3中左边的弹簧代表夹紧件袁右边的弹簧代表螺栓袁螺栓弹簧由自由螺纹段尧旋合螺栓段尧夹持光杆段等若干弹簧串联而成遥

FA

FSA

FPA

FSP

FSA

1FSA2FRA

FA

啄FS

p

3啄s

FV

FSP

4FKR

FS

FSA

鄢

渊f螺栓F和P

夹紧件变开冤

F准A

nen越啄F=1

n鄢准=渊S=1/X1+k=XI渊2+/EA噎冤越X/FSA准AF越=FFSASA=啄啄F渊/+FSPA2+噎+啄i

+Xi冤/FSA1+鄢F准

SA+FSP冤越啄P渊/啄S+啄P冤SA=图3螺栓受力分析弹簧单元简化模型

（无外载力矩、无载荷和几何偏心）

若不考虑预紧力影响袁可计算出螺栓的附加弯矩渊具体推蓘导过程可参见VDI2230蓸PartI冤院

Msb=茁茁P1-Ssym鄢准鄢en+FMBA鄢a1-Ssym鄢SaSsym鄢准m蔀FA当鄢MBa

渊蓡5冤

M=0时袁上式可以简化为式渊6冤sb=茁茁PS蓸1-Sasym鄢准鄢蔀院

enFA鄢a渊6冤

同时袁螺栓在外载作用下产生的总附加轴向应力院

滓SAb=滓M+蓸滓F=MWsb+FSASA蔀S=茁茁PS鄢准鄢S1-asym鄢准enFAW鄢Sa+enA鄢SFA渊7冤

其中IS拉伸柔度尧弯/WS曲柔=dS度/2尧载袁准en鄢可以通过螺栓与夹紧件的

荷传导因子尧截面属性等参数计算得出遥引起螺栓弯曲变形的弯矩Msb与外载荷FA和MB尧预紧力FV尧弯曲载荷影子准m鄢尧载荷偏心距a和几何偏心距等Ssym因素有关遥

实际螺栓载荷理论计中袁若全部考虑上述影响参数将使计算变得繁琐而复杂袁且很多参数并不能直接获得袁这也是理论求解的局限性遥FEA避免了复

98

杂问题中螺栓受载理论求解的局限性袁还可以考虑渊非开线性口和材料滑移行为冤尧几何渊如非塑线性性和渊蠕如变模冤拟尧接预触紧非过线性程的大约束变形冤等理论计算中不能确定的影响因素袁通过详细的三维建模真实地体现了实际螺栓连接受力特性遥

2提高螺栓疲劳设计寿命的方法

对于承受高应力等级尧高频疲劳载荷的大功率风电机组用高强度螺栓袁在制造和安装工艺确定的情况下袁要提高螺栓疲劳强度就必须降低循环载荷下螺栓的应力幅袁也就是要降低公式渊7冤中螺栓在附加轴向拉伸力和附加弯矩载荷下的总轴向应力遥结合工程经验和式渊4冤尧式渊7冤和图3的计算结果袁提出为提高螺栓疲劳设计寿命而降低连接螺栓附加外载荷的渊三1冤条降主要低螺栓措施相院

对于连接件整体的轴向拉伸刚度袁即降低外载下螺栓轴向载荷因子准en鄢以达到降低

FSA遥如院换小号螺栓袁改为缩颈螺栓袁增加套筒或加厚垫片袁盲孔连接端增加沉孔深度袁夹持件换更高弹性模量渊的2冤材质增加袁增连接大螺栓件整布体置和节局圆部的直径弯和曲螺栓数目等曰

持刚件度换更袁从而减小螺栓弯曲变形以达到降低Msb遥如院夹高弹性模量的材质袁增大连接件整体厚度和尺寸等袁增大局部连接法兰的外径尧缩小法兰内径袁增大螺栓布置节圆渊直3冤径增和大螺栓连接数处目残袁连接余夹夹紧持力件和中界增面加摩擦厚法系兰数等袁曰

从而避免或减小界面局部开口和滑移的发生渊避免或减小界面接触非线性冤袁以达到降低螺栓的弯曲变形产生的附加弯矩遥如院提高目标预紧力袁降低安装预紧力的分散度袁增大螺栓布置圆直径和螺栓数目等遥

除以上三条措施外袁还可以提高螺栓材料疲劳等级和后期维护等级等因素遥实际操作中袁各项措施可能要兼顾使用袁具体要看螺栓实际受载时FSA和Msb分别产生的应力大小遥若螺栓轴向应力增量滓F较大时袁可按照措施渊1冤改善曰若螺栓弯曲应力增量滓M较大时袁可依措施渊2冤和渊3冤改善曰若滓F与滓M两者增量都大袁则需要综合三种措施同时实施遥

3某大功率风电机组主轴与轮毂连接螺栓疲劳强度有限元分析

一般对于3~12MW大功率风力发电机组关键连接位置且受力较复杂的高强度螺栓的疲劳强度设计袁要求实际计算中各重要影响因素都必须考虑到袁

叶装备制造技术曳2019年第05期

且要求计算结果足够准确袁通常采用有限元分析方法遥下面以某大功率风电机组主轴与轮毂连接螺栓为例袁分析对比设计中部分改进措施对提高螺栓疲劳寿命的影响遥图4为ANSYS16.0软件中建立的有

有限元建模

接触关系设置螺栓建模APDL

边界条件

单位载荷施加

改进措施袁如院增加螺栓数目尧节圆直径尧加沉孔或增加沉孔深尧增大法兰厚度或直径尧提高预紧力等等遥

1

ELEMENTS

主轴

轮毂

套筒

螺栓

螺母

沉孔深

ANSYSR16.0

APR252019

16院15院37

限元模型和螺栓疲劳设计寿命的计算流程图袁为安全考虑袁有限元法疲劳单位应力求解设置中取最小预紧力袁且分析中不考虑材料非线性的影响遥

有限元求解

后处理APDL

结果后处理

支撑反力检查接触状态检查

提取应力影响矩阵Matlab疲劳计算程序

时域载荷导入SN参数定义

标准接触

线性合成轴向应力时间历程雨流计数

计算疲劳设计寿命

满足要求结束

不满足要求或需要优化

图4某连接螺栓疲劳寿命计算分析流程图及有限元局部视图

表1为部分改进措施下螺栓疲劳寿命的变化情况袁表中各项参数改善增量是相对原设计参数而言遥为改善螺栓疲劳设计寿命还可以增大接触面摩擦系数尧增加螺栓数量尧增加螺栓分布圆直径等遥从表中可以看出院淤预紧力增加后螺栓疲劳寿命显著增加袁这说明原方案的预紧力是不够的袁这与有限元分析中连接界面发生局部开口和滑移相吻合曰于预紧力增加到一定的情况后袁疲劳寿命基本稳定袁这说明连接界面的残余夹紧力已经足够抵挡界面开口和滑移袁与有限元连接界面状态很好相一致曰盂当增加预紧力的同时改缩颈螺栓或增加沉孔后袁螺栓疲劳寿命也显著增加袁这间接说明螺栓轴向载荷因子很大袁由此导致轴向拉伸变形引起的轴向拉伸应力增量大曰榆当增加法兰厚度和轮毂壁厚后螺栓寿命也增加较大袁这间接说明连接件的弯曲刚度不够袁由此导致弯曲变形引起的弯矩轴向应力增量大遥

表1各项改进措施下螺栓疲劳寿命设计结果

方案1方案2方案3方案4方案5方案6方案7

预紧力增量百分比沉孔深H增量是否缩颈套筒高度增量法兰厚度增量轮毂壁厚增量

+35%+35%+38.5%+38.5%+41.8%+38.5%+38.5%0否000

+50否000

+100是000

+100是+4000

+100是+4000

+100是+40+200

+100是+40+20+5

4结束语

通过对大功率风电机组高强度螺栓详细受力分析和部分方案的有限元分析结果得出几点结论院淤明确了螺栓轴向应力增量是由外载尧加载偏心尧几何偏心尧接触界面的滑移和开口等带来的附加拉伸轴向载荷和附加弯矩载荷产生的曰于提出了提高螺栓疲劳寿命的三条主要措施袁即减小螺栓轴向相对刚度尧增加连接件弯曲刚度尧增加残余夹紧力和界面摩擦系数遥

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StudyontheMethodofImprovingtheFatigueDesignLifeofHigh

StrengthConnectionBoltsforHigh-PowerWindTurbines

GONGXue-jin袁ZHENGDa-zhou

渊DongfangElectricWindPowerCo.袁Ltd袁DeyangSichuan618000袁China冤

Abstract：Theinfluencefactorstothefatiguelifeofhighstrengthboltsandtheirmechanicalcharacteristicsareanalyzedindetail袁andgivingsomeeffectivemethodstoimprovethefatiguelifeofhighstrengthbolts.Theeffec原tivenessofsomeimprovementmeasuresisverifiedbyfiniteelementanalysis.Theimprovementmeasuresproposedinthispaperprovideastrongtheoreticalsupportforthedesignofboltfatiguelifeandremedialmeasuresforboltfatiguefailureinthelaterperiodofoperation袁whichhasgreatresearchandguidingsignificance.Keywords：windturbine曰highstrengthbolt曰fatiguelife曰VDI2230曰stiffness曰FEA

渊上接第80页冤4结束语

通过质量管理体系袁应用七大原则尧质量管理五大工具袁以及过程方法尧PDCA循环等思路袁建立了拧紧工艺管理的体系袁并在此基础上开发出精确管控系统袁在体系上进行了改进遥精确管控系统通过数据的二次开发袁将参数等不可见的抽象质量袁目视化为具体尧直观的图形袁大大强化了生产的管理袁便于监控质量问题袁并寻求改进机会遥本阶段精确管控系统主要以拧紧工艺为基础开发袁后续将可扩展到液体加注尧玻璃涂胶尧车辆信息渊铭牌尧燃油卡尧一致性证

书等冤等等有参数信息集成到此系统中袁更全面的管

理整车质量袁发挥质量体系以顾客为关注焦点尧领导作用尧全员积极参与等原则的功能遥

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ResearchonTighteningProcessManagementofAutomobileAssembly

渊GeneralAssemblyWorkshopofChongqingBranchofSAIC-GM-Wuling

AutomobileCo.袁Ltd.袁Chongqing401135袁China冤DENGZhi-liang袁HEWei-dong袁WANGJing-mou袁JIANGLei

Abstract：ThroughIATF-16949qualitymanagementsystem袁guidedbythesevenprinciplesofqualitymanagementriskthinking袁PDCAmethod冤袁thecurrentprocessqualitymanagementmodeofassemblyworkshopwasanalyzed袁andanaccuratecontrolsystemforassemblyworkshopmanufacturingprocesswasestablishedtoaccuratelycontrolcustomerrequirements.

vehicleCriticaltoqualitystatusandhigh-riskoperationstoensurestableoutputofmaximumtotalmassandmeetKeywords：qualitymanagementsystem曰processmethod曰riskthinking曰PDCAcycle

andfivetoolsofqualitycontrol袁combinedwiththebasicthinkingofqualitysystemmanagement渊processmethod袁

100