冀滿忠，曹亭，霍正星，宋學(xué)武，熊圣新

（中國船舶集團(tuán)海裝風(fēng)電股份有限公司，重慶 401122）

風(fēng)力發(fā)電機(jī)組采用多顆高強(qiáng)度螺栓將主軸和輪轂連接起來，是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組最重要的連接螺栓之一。主軸與輪轂連接螺栓隨工況不同承受了不同的極限載荷，其安全性是整個機(jī)組的安全性的重要影響因素。研究人員針對風(fēng)電機(jī)組主軸和輪轂的連接螺栓強(qiáng)度作了許多分析，如晁貫良運(yùn)用有限元軟件ANSYS仿真分析了輪轂與主軸連接螺栓的受力，對連接螺栓進(jìn)行了強(qiáng)度分析和接觸面滑移分析，結(jié)果表明，某MW級風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的輪轂與主軸連接螺栓設(shè)計滿足要求。但其僅對X方向的極限力進(jìn)行了計算。杜靜針對輪轂與主軸連接處螺栓所受極限載荷問題，依據(jù)VDI 2230螺栓連接準(zhǔn)則，提出等效梁法，建立了螺栓軸向及徑向剛度數(shù)學(xué)模型，對螺栓連接的螺紋嚙合區(qū)做了理論分析，計算了螺紋受力以及實(shí)際工況下螺栓的等效應(yīng)力，并采用有限元理論螺栓在ANSYS中進(jìn)行強(qiáng)度分析，有限元結(jié)果與理論分析結(jié)果基本一致。但都未考慮到當(dāng)存在螺栓斷裂的情況時，螺栓的強(qiáng)度安全性。

現(xiàn)場運(yùn)行時，存在少數(shù)主軸與輪轂連接螺栓斷裂的情況，考慮到待件更換螺栓的過程會損失發(fā)電量，而連接螺栓組的設(shè)計有冗余，現(xiàn)場常采用限功率故障運(yùn)行的方法來減少發(fā)電量損失。為了解主軸與輪轂連接螺栓斷裂后螺栓連接以及整個機(jī)組的安全性，明確機(jī)組限功率故障運(yùn)行的條件和可行性，本文根據(jù)VDI2230標(biāo)準(zhǔn)，利用KissSoft軟件針對不同位置的螺栓斷裂，螺栓及螺栓組連接在各極限載荷作用下的強(qiáng)度安全性進(jìn)行分析。

1 螺栓連接參數(shù)

主軸輪轂連接螺栓依次連接了輪轂、主軸和風(fēng)輪鎖緊盤，同時，承受橫向載荷、軸向載荷、彎矩和扭矩，而且在風(fēng)機(jī)運(yùn)行過程中還會承受交變載荷。主軸輪轂連接螺栓組成圓周分布，計算過程中Fx為軸向力，F(xiàn)z和Fy為切向力，Mz和My為彎矩，Mx為扭矩。

2 螺栓連接的強(qiáng)度計算

采用軟件與理論結(jié)合來計算螺栓連接的強(qiáng)度，能更加快捷地得到準(zhǔn)確結(jié)果。KissSoft依據(jù)VDI 2230標(biāo)準(zhǔn)計算，幾乎考慮了螺栓連接的各種實(shí)際情況，尤其是承受靜態(tài)和交變工作載荷的高強(qiáng)度螺栓連接。

為分析不同位置主軸輪轂連接螺栓斷裂后螺栓組連接在各極限載荷下的安全性，對風(fēng)場的運(yùn)行機(jī)組進(jìn)行了計算。根據(jù)風(fēng)力發(fā)電機(jī)組風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系設(shè)計載荷，計算了各極限載荷作用下主軸輪轂螺栓連接單個螺栓的受力和安全系數(shù)，并計算了螺栓連接的滑移安全系數(shù)，結(jié)果如表1所示。從計算結(jié)果可以看出，當(dāng)最大極限載荷為Mzmax時，單根螺栓軸向力最大，為241kN；當(dāng)最大極限載荷為fzmax時，單個螺栓的軸向力最小，為21kN；當(dāng)最大極限載荷為Mxmax時，螺栓的屈服極限安全系數(shù)Sf和滑移安全系數(shù)Sg最小，分別為2.0和1.7；Mzmax作用下，螺栓的屈服極限安全系數(shù)Sf和接觸應(yīng)力安全系數(shù)Sp最小為2.0?？梢婏L(fēng)力發(fā)電機(jī)組主軸和輪轂不同的極限載荷情況下螺栓連接的靜強(qiáng)度安全性不同，且風(fēng)力發(fā)電機(jī)組風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系中Y，Z方向的水平力相對于X方向的水平力對螺栓及螺栓連接的安全性影響較小，風(fēng)力發(fā)電機(jī)組風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系中Y方向的彎矩相對于X方向的扭矩，Z方向的彎矩對螺栓破壞的貢獻(xiàn)度較小。

表1 螺栓在各極限載荷作用下的靜強(qiáng)度安全性

3 螺栓斷裂情況對連接強(qiáng)度安全性的影響規(guī)律分析

由于風(fēng)機(jī)運(yùn)行時，隨著工況的變化，主軸輪轂螺栓連接承受載荷也隨之而變，會出現(xiàn)表1中所述的6種極限載荷。因此，需要在不同的極限載荷情況下，分析不同位置的螺栓斷裂后對螺栓連接強(qiáng)度安全性的影響。

3.1 螺栓承受的最大軸向力隨螺栓斷裂位置的變化規(guī)律

當(dāng)斷裂1根主軸輪轂連接螺栓時，從6種極限載荷下螺栓承受的最大軸向力變化曲線可以看出，隨著螺栓斷裂位置的變化，螺栓組中最大軸向力呈規(guī)律性的變化，如圖1所示：螺栓未斷裂時，螺栓組中最大軸向力螺栓位置（原危險螺栓）隨極限載荷不同而不同；當(dāng)原危險螺栓斷裂后，最大軸向力螺栓位置會轉(zhuǎn)移到其鄰近的一根螺栓處；當(dāng)原危險螺栓相鄰一根螺栓斷裂時，螺栓的最大軸向力增大的最多，為5.4%；當(dāng)其余螺栓斷裂時，最大軸向力螺栓位置不變，但力的大小發(fā)生規(guī)律性的變化，在最大軸向力螺栓位置左右106°范圍內(nèi)，斷裂螺栓越靠近最大軸向力螺栓位置，螺栓組中最大軸向力越大；當(dāng)斷裂螺栓位于原危險螺栓180°位置處，最大軸向力出現(xiàn)第二波峰；當(dāng)斷裂位置位于原危險位置左右[106°，124°]時，螺栓組的最大軸向力略微降低。

圖1 螺栓組中最大軸向力隨螺栓斷裂位置的變化

因此，螺栓組的危險螺栓位置與極限載荷有關(guān)，即與工況有關(guān)，與螺栓斷裂位置無關(guān)，對于表2中列出的危險位置螺栓，需增加關(guān)注度。絕大多數(shù)情況，螺栓組的最大軸向力會隨著螺栓的斷裂而增大，且當(dāng)原危險位置附近的螺栓發(fā)生斷裂時，螺栓組的最大軸向力增大的更多，最大可增大5.4%。

3.2 安全系數(shù)隨螺栓斷裂位置的變化規(guī)律

如表2所示，螺栓斷裂后螺栓連接的屈服極限安全系數(shù)Sf、接觸應(yīng)力安全系數(shù)Sp、滑動安全系數(shù)Sg都會降低。在各極限載荷下，螺栓斷裂1顆后安全系數(shù)降低的幅度不同，Sf最少降低2.18%，為極限載荷Fxmax時，最大降低4.09%，為極限載荷Mzmax時；Sp至少降低2.17%，為極限載荷Fymax時，最大降低3.86%，為極限載荷Mzmax時；Sg至少降低2.66%，為極限載荷Fzmax時，最大降低4.43%，為極限載荷Mzmax時。對于主軸輪轂螺栓組連接，要求滿足Sf≥1.2，Sp≥1.5，Sg≥1.5，斷裂后安全系數(shù)未超出限值，所以對于現(xiàn)場來說，可以通過暫時限功率限轉(zhuǎn)速的方式故障運(yùn)行，等待更換備件，以減少發(fā)電量的損失。

3.3 螺栓組連接每個螺栓的軸向力變化

圖2顯示了各極限載荷作用下，斷裂一根螺栓后（最大軸向力增加最多的情況），剩余螺栓承受的軸向力變化的情況。剩余螺栓承受的軸向力呈規(guī)律性變化，在斷裂螺栓左右兩側(cè)約90°，螺栓的軸向力增大，且越靠近斷裂位置增大的越多，最大增加5.4%；在離斷裂螺栓180°處，螺栓承受的軸向力增大到又一波峰，為3%；在兩次增大范圍之間的兩個小區(qū)間，螺栓承受的軸向力減小。結(jié)合圖4，螺栓斷裂不會引起軸向力方向的改變，但每個位置所承受的軸向力大小發(fā)生了變化，原承受拉力的螺栓所受載荷都增大，拉壓載荷轉(zhuǎn)換交界處，螺栓承受的壓力減小。

表2 斷裂前后螺栓連接安全系數(shù)

圖2 螺栓斷裂后每個位置螺栓承受的軸向力變化圖(軸向力增大最大）

圖3 螺栓斷裂前后每個位置螺栓承受的軸向力變化

4 結(jié)語

基于VDI2230標(biāo)準(zhǔn)，利用KissSoft軟件，對主軸和輪轂連接螺栓在斷裂1根時，剩余螺栓及螺栓連接再各極限載荷作用下的強(qiáng)度安全性進(jìn)行了計算分析，主要結(jié)論如下：

螺栓斷裂后，螺栓承受的軸向力隨螺栓位置有規(guī)律的變化，越靠近斷裂位置的螺栓承受的軸向力增大的越多，最大增大為原來的5.4%。

各極限載荷作用下，當(dāng)原危險螺栓斷裂時，螺栓連接中最大軸向力出現(xiàn)在其相鄰的兩根螺栓上，最大可增大5.4%。

螺栓斷裂后螺栓及螺栓連接的安全系數(shù)會有所降低，屈服極限安全系數(shù)Sf、接觸應(yīng)力安全系數(shù)Sp、滑動安全系數(shù)都會降低Sg，分別最多可降低4.09%、3.86%、4.43%，但仍在安全范圍內(nèi)。