黃文杰

摘 要：本文描述了風(fēng)力發(fā)電機(jī)組機(jī)艙彎頭連接螺栓強(qiáng)度計(jì)算的有限元分析方法，主要內(nèi)容包括有限元計(jì)算模型的簡化處理思路、螺栓的建模方法、極限強(qiáng)度計(jì)算、疲勞強(qiáng)度計(jì)算以及后處理方法等。通過使用beam188單元進(jìn)行螺栓的模擬，同時(shí)用link8以及beam4單元模擬螺栓的嚙合關(guān)系，并選取多組不同角度受力狀態(tài)下的載荷工況進(jìn)行分析，校核螺栓的極限強(qiáng)度、疲勞強(qiáng)度以及有效嚙合長度，從而分析出螺栓的安全性，為實(shí)際工程中的螺栓連接提供了一種更為精確可靠的計(jì)算方法。

關(guān)鍵詞：有限元；螺栓連接；極限強(qiáng)度；疲勞強(qiáng)度

1 概述

對(duì)于半直驅(qū)式風(fēng)力發(fā)電機(jī)組，其發(fā)電機(jī)外殼與機(jī)艙彎頭一般是通過高強(qiáng)度螺栓進(jìn)行周向連接的，機(jī)組正常運(yùn)行時(shí)或處于停機(jī)狀態(tài)時(shí)，在不同的風(fēng)速作用下，連接螺栓每時(shí)每刻的受力情況幾乎是不一樣的，極端情況下，還需要考慮50年一遇的極大風(fēng)速及臺(tái)風(fēng)模式下的受力情況。因此，為了保證機(jī)組在運(yùn)行期間的安全性和可靠性，我們需要對(duì)連接螺栓進(jìn)行極限強(qiáng)度、疲勞強(qiáng)度以及嚙合長度進(jìn)行分析，本文主要采用有限元的方法對(duì)螺栓強(qiáng)度進(jìn)行校核。

2 模型描述

由于只分析連接螺栓的強(qiáng)度，所以對(duì)剛度影響不大的一些特征進(jìn)行簡化，如發(fā)電機(jī)外殼及彎頭的螺栓孔、倒角、小凸臺(tái)及穿線孔等。然后對(duì)簡化后的幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，由于分析目標(biāo)是連接螺栓，所以發(fā)電機(jī)外殼及彎頭均在Workbench中采用低階單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格。為了便于嚙合部分單元組的建立，從實(shí)體模型上切出嚙合部分，在ANSYS 經(jīng)典中建模，連接螺栓使用beam188單元模擬，同時(shí)用link8以及beam4單元模擬螺栓的嚙合關(guān)系。

3 邊界條件及載荷

3.1 邊界條件

約束彎頭底部端面節(jié)點(diǎn)所有自由度，在輪轂中心建立一個(gè)加載點(diǎn)，并與發(fā)電機(jī)外殼前端面建立MPC接觸，用于傳遞載荷，加載點(diǎn)節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)系轉(zhuǎn)到GL輪轂中心固定坐標(biāo)系。

3.2 極限工況

由于彎頭的非對(duì)稱性，導(dǎo)致不同位置螺栓受彎頭剛度影響不同，為考慮這一特性，在發(fā)電機(jī)外殼與彎頭接合面上每15度選取一個(gè)合彎矩最大的工況，在相鄰兩個(gè)載荷中選取較大一個(gè)作為分析載荷，共選取12個(gè)載荷工況，這樣能充分考慮連接件剛度不對(duì)稱對(duì)螺栓的影響。極限強(qiáng)度計(jì)算加載分為兩步進(jìn)行：

1）對(duì)所有螺栓施加目標(biāo)預(yù)緊力；

2）輪轂中心施加上述12個(gè)工況載荷，并基于施加目標(biāo)預(yù)緊力后的計(jì)算結(jié)果上重啟動(dòng)。

3.3 疲勞工況

螺栓疲勞分析，通過求得疲勞時(shí)序中發(fā)電機(jī)外殼與彎頭連接端面處的合彎矩最大值，選取該最大值作為疲勞分析施加的單位載荷。同極限分析一樣，為考慮連接件剛度不對(duì)稱對(duì)螺栓受力的影響，在螺栓分布圓平面內(nèi)，每隔30°分別施加疲勞載荷進(jìn)行分析，共12個(gè)工況，每個(gè)工況設(shè)定若干子步進(jìn)行計(jì)算，便于得到螺栓在不同位置、不同載荷下的應(yīng)力影響矩陣，用于螺栓疲勞損傷計(jì)算。疲勞工況加載同樣分為兩步進(jìn)行：

1）對(duì)所有螺栓施加最小預(yù)緊力；

2）在輪轂中心每30°施加彎矩，單位載荷分量根據(jù)施加載荷大小，分為多個(gè)子步進(jìn)行，在基于施加最小預(yù)緊力的計(jì)算結(jié)果上重啟動(dòng)計(jì)算。

4強(qiáng)度分析

4.1靜強(qiáng)度分析

螺栓通過beam188建模，選取如圖1所示兩個(gè)位置A、B點(diǎn)作為螺栓應(yīng)力提取點(diǎn)。

由于有限元螺栓建模橫截面尺寸的選取，導(dǎo)致提取的螺栓應(yīng)力為有限元建模螺桿處的應(yīng)力，要得到螺紋處應(yīng)力，需要進(jìn)行修正[1]。修正系數(shù)計(jì)算公式如下所示。

4.2疲勞分析

按照第四節(jié)所述疲勞載荷以及加載方式，得到不同螺栓在不同載荷方向、不同載荷大小下對(duì)應(yīng)的應(yīng)力情況，與疲勞時(shí)序載荷線性組合，得到螺栓應(yīng)力時(shí)序，通過雨流計(jì)數(shù)以及S-N曲線進(jìn)而得到螺栓疲勞損傷。具體方法如下：

1）從有限元分析結(jié)果中，得到每個(gè)螺栓應(yīng)力提取點(diǎn)A、B兩個(gè)位置在不同載荷方向（12個(gè)工況）、不同載荷大?。總€(gè)載荷子步）下的軸向應(yīng)力 和彎曲應(yīng)力 、 ；

2）對(duì)于每個(gè)螺栓的每個(gè)應(yīng)力提取點(diǎn)建立非線性應(yīng)力影響矩陣，影響矩陣的組成為12個(gè)載荷方向下每個(gè)載荷子步對(duì)應(yīng)的軸向應(yīng)力以及兩個(gè)彎曲應(yīng)力；

3）將2）中得到的應(yīng)力影響矩陣中的軸向應(yīng)力以及彎曲應(yīng)力按照4.1中介紹的 、 進(jìn)行修正，得到螺紋或螺桿處的應(yīng)力影響矩陣；

4）將修正后的應(yīng)力影響矩陣與時(shí)序載荷在方向與大小兩方面進(jìn)行插值計(jì)算，得到應(yīng)力時(shí)序；

5）由于螺栓受到彎矩作用，所以螺桿表面周向每個(gè)位置應(yīng)力大小不同，為找出損傷最大點(diǎn)，沿螺栓周向每隔30°選取一個(gè)點(diǎn)，共12個(gè)點(diǎn)。根據(jù)時(shí)序應(yīng)力中的軸向應(yīng)力 和彎曲應(yīng)力 、 計(jì)算得到螺栓表面各點(diǎn)的應(yīng)力時(shí)序；

6）對(duì)5）中得到的每個(gè)點(diǎn)的應(yīng)力時(shí)序進(jìn)行雨流計(jì)數(shù)；

7）根據(jù)S-N曲線[2]以及雨流結(jié)果進(jìn)行螺栓疲勞計(jì)算，得到螺栓線性累積損傷。

4.3 嚙合長度分析

螺栓除了需校核本身極限和疲勞強(qiáng)度外，為防止螺栓連接發(fā)生脫扣失效，還需研究螺栓螺紋與螺紋孔的嚙合長度。根據(jù)VDI2230介紹，螺栓所需嚙合長度可以根據(jù)連接材料的剪切強(qiáng)度來確定。螺紋孔連接中，如果嚙合長度過小，在螺栓未破壞之前，將在螺栓嚙合處發(fā)生螺紋剝離，造成連接失效。螺栓連接嚙合長度的選擇，需先確定連接件的剪切強(qiáng)度，然后根據(jù)材料剪切強(qiáng)度曲線，得出所需的嚙合長度與螺栓公稱直徑的比值，從而確定嚙合長度。

5 結(jié)語

通過對(duì)機(jī)艙彎頭連接螺栓的有限元分析，能比較準(zhǔn)確地分析出螺栓在不同受力狀態(tài)下的應(yīng)力分布情況，從而判斷螺栓的極限強(qiáng)度、疲勞強(qiáng)度以及有效嚙合長度是否滿足設(shè)計(jì)要求，為機(jī)組的可靠運(yùn)行提供有力保障。

參考文獻(xiàn)

[1] VDI 2230 Part 1，Systematic calculation of High Duty Bolted Joins，Joins with One Cylindrical Bolt，Verein Deutscher Ingenieure，Düsseldorf，Germany，F(xiàn)ebruary 2003.

[2] EN 1993-1-9 Eurocode 3：Design of steel structures - Part 1-9：Fatigue European Committee for Standardization，Brussels May 2005.

（作者單位：明陽智慧能源集團(tuán)股份公司）