提高大功率風電機組高強度連接螺栓疲勞設計壽命的方法研究

龔學進，鄭大周

（東方電氣風電有限公司，四川 德陽618000）

0 引言

高強度連接螺栓作為大功率風電機組最常見、最關鍵的傳力連接部件，常用于輪轂與轉軸及變槳軸承連接、變槳軸承與葉片連接、偏航軸承與主機架連接、塔筒法蘭連接等重大結構部件間，其承受來自葉片傳遞的氣動載荷、大部件自身的重力載和熱載荷。這些靜態(tài)載荷、周期載荷、隨機載荷和內(nèi)部慣性載荷通過高強度連接螺栓組傳遞到各主要受力結構上，同時使螺栓承受軸向力、彎矩、橫向力和扭矩組合載荷的作用。通常大功率風電機組法蘭連接面螺栓組承受10~30 MN·m的極端彎矩載荷和特定載荷幅值下高達1E6~1E7次的循環(huán)載荷，其螺栓型號通常為M30~M72，安裝預緊力遍布300~2 500 kN區(qū)間。因此高強度螺栓的可靠性直接關系到風電機組的安全運行和相關作業(yè)人員的人身和財產(chǎn)安全。

為保證大功率風電機組在設計壽命內(nèi)高強度螺栓不發(fā)生疲勞失效，螺栓連接必須具有良好的疲勞力學性能、可控的安裝工藝和界面狀態(tài)、精準可靠的疲勞壽命計算、良好的后期維護等要素。國內(nèi)相關人員[1-8]在大功率風電機組螺栓失效方面做了大量理化特性分析、理論計算和有限元仿真工作。本文在研究國內(nèi)外相關文獻和總結大量工程經(jīng)驗的基礎上，詳細分析了外載作用下螺栓受力特性，提出了降低螺栓附加外載荷的三條有力措施（即減小螺旋軸向相對剛度、增加連接件彎曲剛度、增加殘余夾緊力和界面摩擦系數(shù)），最后通過有限元分析實例驗證了部分改善措施。

1 影響螺栓疲勞壽命的主要因素

確保大功率風電機組高強度連接螺栓不發(fā)生疲勞失效，除良好的后期維護策略外，必須從材料力學性能、安裝工藝和界面狀態(tài)、螺栓受力特性這幾這個主要因素展開分析。疲勞等級和摩擦系數(shù)等力學性能可以通過特定的制造工藝加以改善，安裝工藝可以通過適當安裝工藝控制來保證，而螺栓的受力特性與其連接接口直接相關。螺栓設計直接關系到結構連接接口受力性能和機組設計的性價比，螺栓連接接口一旦確定其傳力特性就確定下來，后期若想改變螺栓受力特性異常困難。

1.1 材料力學性能

常用大功率風電機組高強度螺栓性能等級為10.9級，材質(zhì)為碳合金鋼，根據(jù)標準[9，10]其屈服強度940 MPa，抗拉強度 1 000 MPa，彈性模量 2.06E5，泊松比0.3。螺栓的疲勞等級DC直接反應螺栓疲勞性能高低，DC越高，疲勞性能越好。目前國內(nèi)常用的三種不同表面處理工藝生產(chǎn)的螺栓分別為：熱鋅螺栓、發(fā)黑螺栓、達克羅螺栓。海上風機認證規(guī)范[11，12]對螺栓疲勞等級做了明確規(guī)定，通常為設計保守考慮，DC取50，材料局部安全系數(shù)PSF取1.15。如圖1所示。

圖1 螺栓SN對數(shù)設計曲線（M42，DC=50，PSF=1.15）

1.2 安裝工藝和界面狀態(tài)

對于大功率風電機組用的高強度螺栓，目前常用的安裝工具有液壓扭矩扳手、液力控制的拉伸器，其緊固系數(shù)αA分別為1.6和1.2，其理論安裝預緊力對應的分散度△分別約為±23.08%和±9.09%，分散度計算公式如下：

其中αA=Fmax/Fmin，F(xiàn)max和Fmin分別為理論最大、最小安裝預緊力，目標預緊力為Fm，則液壓扭矩扳手和液力控制拉伸器的實際理論安裝預緊力分別為Fm±23.08%、Fm±9.09%。

在保證螺栓極限應力滿足要求的前提下，預緊力越大，連接界面開口和滑移的可能性越小，外載下螺栓因開口和滑移而引起的彎曲變形越小，螺栓的軸向彎曲應力增量越小，工作載荷下螺栓的疲勞壽命越高。螺栓連接界面的摩擦系數(shù)μk是影響界面抗滑移的能力另一重要因素。μk越大，連接抗滑移能力越強，外載下螺栓因滑移而引起的彎曲變形越小，螺栓的軸向彎曲應力增量越小，疲勞壽命越高。

對于液壓扭矩扳手，扭矩力T、預緊力Fm、扭矩系數(shù)k和螺栓公稱直徑d間的關系為：T=k*Fm*d。而螺紋副間的摩擦系數(shù)μg1和螺栓頭與墊片間的摩擦系數(shù)μg2直接決定扭矩扳手扭矩系數(shù)k數(shù)值，k的分散性是扭矩扳手實際施加扭矩值分散性的重要原因之一，不同的潤滑狀態(tài)下扭矩系數(shù)k差異很大。根據(jù)上面的分析可知，μg1和μg2的分散性越小，αA和△越小，實際安裝的預緊力越穩(wěn)定，最小安裝預緊力Fmin越大，螺栓連接截面的滑移和開口的可能性越小，螺栓的疲勞壽命越高。

1.3 螺栓受力特性

大功率風電機組中使用的高強度螺栓受力比較復雜，一般都具有載荷偏心和連接幾何偏心特點，且不僅受拉伸載荷（安裝載荷FV和外載FA的附加載荷FSA）作用發(fā)生拉伸變形，還同時受彎矩（螺栓上的外載彎矩MB和軸向力引起的附加彎矩Msb）作用而發(fā)生彎曲變形。而螺栓上附加外載荷是設計螺栓疲勞強度的決定因素，通常螺栓組的受力分析也要簡化為單顆螺栓受力研究，若不考慮界面滑移和開口情況，將螺栓、螺母和夾緊件組成的連接系統(tǒng)當作一個理想的彈性體，其最普遍的螺栓受力情況和各計算相關參數(shù)如圖2[10]所示。

圖2 安裝狀態(tài)和工作狀態(tài)螺栓受力特性和計算參數(shù)示意圖

圖2 中夾緊件和螺栓彎曲變形的角位移分別為γP和 γS，γP= γS= γ。螺栓的彈性模量、應力直徑、應力橫截面積、橫截面軸向慣性矩和彎曲截面系數(shù)分別為 ES、dS、AS、IS和 WS，IK為螺栓的自由夾持長度，δS和δP分別為螺栓和夾持件的拉伸柔度，βS和βP分別為螺栓和夾持件的彎曲柔度，kS=1/δS和 kP=1/δP分別為螺栓和夾持件的拉伸剛度，1/βS和1/βP分別為螺栓和夾持件的彎曲剛度。假設螺栓和夾緊件拉伸變形的伸長量分別為X1和X2，則X1＝X2＝X。若不考慮附加熱載荷，圖2單顆螺栓在外載荷FA作用下所受的總軸向拉伸載荷FS，max和總彎曲載荷MS可以通過下面的公式計算。

一般情況螺栓實際發(fā)生軸向變形X1和彎曲變形γ并不能直接測量出，通常利用外載荷和結構剛度等易獲得的參量來分別計算螺栓的附加軸向力和附加彎矩。

當載荷載荷傳導因子n=1，且無外載彎矩、無載荷偏心和幾何偏心下時，F(xiàn)SA可以按照圖3簡化彈簧模型計算，圖中FKR和FPA分別為連接界面的殘余夾緊力和FA分配給夾緊件的附加外載荷。圖3中左邊的彈簧代表夾緊件，右邊的彈簧代表螺栓，螺栓彈簧由自由螺紋段、旋合螺栓段、夾持光桿段等若干彈簧串聯(lián)而成。

圖3 螺栓受力分析彈簧單元簡化模型（無外載力矩、無載荷和幾何偏心）

若不考慮預緊力影響，可計算出螺栓的附加彎矩（具體推導過程可參見VDI2230 Part I）：

當MB=0時，上式可以簡化為式（6）：

同時，螺栓在外載作用下產(chǎn)生的總附加軸向應力：

其中 IS/WS=dS/2，可以通過螺栓與夾緊件的拉伸柔度、彎曲柔度、載荷傳導因子、截面屬性等參數(shù)計算得出。引起螺栓彎曲變形的彎矩Msb與外載荷FA和MB、預緊力FV、彎曲載荷影子、載荷偏心距a和幾何偏心距等Ssym因素有關。

實際螺栓載荷理論計中，若全部考慮上述影響參數(shù)將使計算變得繁瑣而復雜，且很多參數(shù)并不能直接獲得，這也是理論求解的局限性。FEA避免了復雜問題中螺栓受載理論求解的局限性，還可以考慮非線性材料行為（如塑性和蠕變）、接觸非線性約束（開口和滑移）、幾何非線性（如模擬預緊過程的大變形）等理論計算中不能確定的影響因素，通過詳細的三維建模真實地體現(xiàn)了實際螺栓連接受力特性。

2 提高螺栓疲勞設計壽命的方法

對于承受高應力等級、高頻疲勞載荷的大功率風電機組用高強度螺栓，在制造和安裝工藝確定的情況下，要提高螺栓疲勞強度就必須降低循環(huán)載荷下螺栓的應力幅，也就是要降低公式（7）中螺栓在附加軸向拉伸力和附加彎矩載荷下的總軸向應力。結合工程經(jīng)驗和式（4）、式（7）和圖3的計算結果，提出為提高螺栓疲勞設計壽命而降低連接螺栓附加外載荷的三條主要措施：

（1）降低螺栓相對于連接件整體的軸向拉伸剛度，即降低外載下螺栓軸向載荷因子以達到降低FSA。如：換小號螺栓，改為縮頸螺栓，增加套筒或加厚墊片，盲孔連接端增加沉孔深度，夾持件換更高彈性模量的材質(zhì)，增大螺栓布置節(jié)圓直徑和螺栓數(shù)目等；

（2）增加連接件整體和局部的彎曲剛度，從而減小螺栓彎曲變形以達到降低Msb。如：夾持件換更高彈性模量的材質(zhì)，增大連接件整體厚度和尺寸等，增大局部連接法蘭的外徑、縮小法蘭內(nèi)徑，增大螺栓布置節(jié)圓直徑和螺栓數(shù)目，連接夾持件中增加厚法蘭等；

（3）增大連接處殘余夾緊力和界面摩擦系數(shù)，從而避免或減小界面局部開口和滑移的發(fā)生（避免或減小界面接觸非線性），以達到降低螺栓的彎曲變形產(chǎn)生的附加彎矩。如：提高目標預緊力，降低安裝預緊力的分散度，增大螺栓布置圓直徑和螺栓數(shù)目等。

除以上三條措施外，還可以提高螺栓材料疲勞等級和后期維護等級等因素。實際操作中，各項措施可能要兼顧使用，具體要看螺栓實際受載時FSA和Msb分別產(chǎn)生的應力大小。若螺栓軸向應力增量σF較大時，可按照措施（1）改善；若螺栓彎曲應力增量σM較大時，可依措施（2）和（3）改善；若 σF與 σM兩者增量都大，則需要綜合三種措施同時實施。

3 某大功率風電機組主軸與輪轂連接螺栓疲勞強度有限元分析

一般對于3~12MW大功率風力發(fā)電機組關鍵連接位置且受力較復雜的高強度螺栓的疲勞強度設計，要求實際計算中各重要影響因素都必須考慮到，且要求計算結果足夠準確，通常采用有限元分析方法。下面以某大功率風電機組主軸與輪轂連接螺栓為例，分析對比設計中部分改進措施對提高螺栓疲勞壽命的影響。圖4為ANSYS 16.0軟件中建立的有限元模型和螺栓疲勞設計壽命的計算流程圖，為安全考慮，有限元法疲勞單位應力求解設置中取最小預緊力，且分析中不考慮材料非線性的影響。

圖4 某連接螺栓疲勞壽命計算分析流程圖及有限元局部視圖

表1為部分改進措施下螺栓疲勞壽命的變化情況，表中各項參數(shù)改善增量是相對原設計參數(shù)而言。為改善螺栓疲勞設計壽命還可以增大接觸面摩擦系數(shù)、增加螺栓數(shù)量、增加螺栓分布圓直徑等。從表中可以看出：①預緊力增加后螺栓疲勞壽命顯著增加，這說明原方案的預緊力是不夠的，這與有限元分析中連接界面發(fā)生局部開口和滑移相吻合；②預緊力增加到一定的情況后，疲勞壽命基本穩(wěn)定，這說明連接界面的殘余夾緊力已經(jīng)足夠抵擋界面開口和滑移，與有限元連接界面狀態(tài)很好相一致；③當增加預緊力的同時改縮頸螺栓或增加沉孔后，螺栓疲勞壽命也顯著增加，這間接說明螺栓軸向載荷因子很大，由此導致軸向拉伸變形引起的軸向拉伸應力增量大；④當增加法蘭厚度和輪轂壁厚后螺栓壽命也增加較大，這間接說明連接件的彎曲剛度不夠，由此導致彎曲變形引起的彎矩軸向應力增量大。

表1 各項改進措施下螺栓疲勞壽命設計結果

4 結束語

通過對大功率風電機組高強度螺栓詳細受力分析和部分方案的有限元分析結果得出幾點結論：①明確了螺栓軸向應力增量是由外載、加載偏心、幾何偏心、接觸界面的滑移和開口等帶來的附加拉伸軸向載荷和附加彎矩載荷產(chǎn)生的；②提出了提高螺栓疲勞壽命的三條主要措施，即減小螺栓軸向相對剛度、增加連接件彎曲剛度、增加殘余夾緊力和界面摩擦系數(shù)。