风力发电机组螺栓预紧力与疲劳寿命研究.pdf

机制造
钟杰,风力发电机组螺栓预紧力与疲劳寿命研究
风力发电机组螺栓预紧力与疲劳寿命研究
钟杰,吕杏梅,赵萍,欧阳华,杨霜
(南车株洲电力机车研究所有限公司,湖南株洲412001)
摘要:首先,通过有限元方法对风力发电中机架与央紧法兰逹接螺栓进行了计算,得到了螺
栓疲劳损伤与预紧力之间的关系;然后综合考虑连接面分离准则、强度准则和疲劳准则,确定
了最佳的预紧力范国。
关键词:风力发电机;螺栓预紧力;疲劳寿命
中图分类号:TM315文献标志码:A文章编号:1671-5276(2014)06-003-03
Effect of Pre-tension on Fatigue Life of Bolt in Wind Turbine
ZHONG Jie, LV Xing-mei, ZHAO Ping, OU Yang-hua, YANG Shuang
(CSR Zhuzhou Institute Co, Ltd, Zhuzhou 412001, China)
Abstract: The fatigue damage of
between frame and clamping flange is analyzed under different pre-tightening force by FEA to
obtain the elatos ewen the pre-eson an ae amag. en, th ptimal preload range are determine in consideration
of the contact state of connection interface, ultimate strength and fatigue life
Keywords: wind turbine; bolt pre-tension; fatigue life
0引言
连接蝶栓是影响风力发电机组结构安全的关键部件
之-,由于承受较大载荷且工况复杂,目前风机中普遍采
用预紧螺栓连接的方案。螺栓预紧力研究主要基于四条
准则:分离准则;强度准则;疲劳准则;动力特性准则。本
文以某MW风力发电机组夹紧法兰与机架的连接螺栓为
例,在考虑分离准则和强度准则的前提下,重点针对螺栓
预紧力与其疲劳强度之间的关系进行研究。
图1有限元网格模型
1有限元模型的建立
在进行螺栓预紧力与其疲劳强度分析时,必须遵循分
离准则和强度准则,因此需对接触面的接触状态和螺栓强
1)几何模型
度极限进行计算
使用三维建模软件 Solidworks建立前机架、夹紧法
a)螺栓极限载荷
兰、齿轮箱壳体假体等几何模型,同时,根据分析要求对几
在进行夹紧法兰连接螺栓极限分析时,只需考虑螺栓
何模型进行了简化,将零散的弓形橡胶垫简化为一个预紧力载荷和轮毂中心载荷,表1为静止轮毂中心胁z最
整体。
大的工况下的载荷。
2)有限元网格模型
将几何模型导入有限元前处理软件进行网格划分,得
表1Mz最大极限载荷
到有限元网格模型如图1所示。
工况
max/Nm my/KNM ma/KNM fx/KN //KN f2/KN
在分析中,齿轮箱、主框架、弓形橡胶垫、夹紧法兰、和Mm
383.3652975.45-2836.62-51.1308-87.4936-403.452
螺母均采用C3D8R(一次六面体减缩积分),主轴简化为
梁单元;主轴与齿轮箱壳体内壁连接的CAP单元,模拟主
b)螺栓疲劳计算载荷
轴承传力;螺栓连接则采用梁单元模拟,在螺母与螺杆连
为了分析螺栓预紧程度对螺栓疲劳强度的影响,分別
接处和螺杆与螺纹连接处细化网格,定义为A点和B点,取螺栓预紧程度达到其屈服极限50%~90%条件下的预
因为此处应力较大。
紧力进行了计算,疲劳载荷值见表2。
3)载荷边界条件
作者简介:钟杰(1984-),男,湖北荆门人,硕土研究生,研究方向:CAE分析。
Machine Building &s Automation, Dec 2014, 43(6): 63-65
机槭制造
钟杰,?风力发电机组螺栓预紧力与疲劳寿命研究
表2疲劳載荷值
为1.1,则
预緊力工况1个子步
外载工况10个子步
o]=os/n=940/1,1=854.6
688550N(50%)
由图3线性插值可估算预紧力在87%~88%时达到临界
许用应力,此外,计算结果显示预紧力在50%-90%范围内连
826260N(60%
接面均未出现张开,因此可知预紧力在50%-87%(89%)范围
963970N(70%
内接触状态良好且满足螺栓强度设计要求。
1101680N(80%)
2)疲劳强度计算
1239390N(90%)
Mz=士4300kNm
a)预紧力为50%时的疲劳载荷计算结果
夹紧法兰连接螺栓在预紧力和外载My=5700N作
4)约東边界条件
用下的轴向应力如图4和5所示。
在全局坐标下,约束主框架底部6个方向的自由度,
在轮毂静止坐标系下约束齿轮箱两侧与楔形块连接处2,
→A点 pre-load
3方向自由度,如图2。在划分网格时,为了保证网格质
量,在不重要的部位采用了绑定约束,如螺母与夹紧法兰、
齿轮箱法兰与弓形櫲胶垫及夹紧法兰与弓形橡胶垫。另
123456789101112131415161718192021222324252627282930
外,齿轮箱法兰与弓形橡胶垫、主框架前端面与弓形橡胶
图4预紧力和外载My=5700kN作用下的A点应力
垫、主框架前端面与夹紧法兰为接触关系,为了保持接触
状态,在齿轮箱法兰与弓形橡胶垫和主框架前端面与弓形
櫲胶垫使用了过盈接触,过盈量均为4.0mm。
◆B点pre-i
接
000
2345678910II1213141516171819202122324252627282930
图5预紧力和外载My=5700kN作用下的B点应力
约来2,3方
b)螺栓应力与外载的关系
根据极限强度计算结果,选取应力较大的第8号螺栓,
经过拟合得到轴向应力外载的关系曲线,如图6和7所示。
510
图2约束及接触边界条件的施加
500ーーーー-+--ー--+
螺栓有限元计算结果
1)不同预紧力下的接触状态和螺栓极限强度
485
计算可得到不同预紧力下螺栓极限工况(Mmax)
的最大 Mises应力值,见图3。
000-4000-2000
200040006000
图6第8号螺栓在Mψ作用下的轴向应力与外載关系
S0%
609%
80%
90%
图3不同预紧力下螺栓极限工况的最大应力
螺栓的许用应力:
ーーーーーーーーー
484.5
其中:os是材料的屈服极限,n为安全系数,对于螺栓
500-4000-3000-2000-100001900200030004000500
连接的静强度分析,根据GL规范5.3.2.1节,取安全系数图7第8号螺栓在Mz作用下的轴向应力与外载关系
htp:/∥zzHD.chi