风机螺栓的安全设计探讨

6DONG乞F粉揍ANGT郑大周王兵莫尔兵东方汽轮机有限公司，四川德阳，618000摘要螺栓联结是风电机组中最主要的联结方式之一，机组的主要部件几乎全部采用螺栓联结，因此螺栓的安全设计及校核是风机结构校核中非常关键的工作。由于影响螺栓联结的因素很多，而每颗螺栓的材料特性、联结环境及工作状态各不相同，因此准确计算风电机组每颗螺栓的安全及寿命十分困难。该文从螺栓联结的基本原理出发，结合VDI2230方法，系统阐述了风机螺栓分析的理论依据，给出了螺栓安全设计中关键参数的确定方法，对风电机组螺栓安全校核具有重要的指导意义。关键词风电机组；螺栓联结；计算方法；失效形式DISCUSSIONONSAFETYDESIGNOFWINDTURBINEBOLTSZHENGDAZHOU，WANGBING，MOERBINGDONGFANGTURBINECO，LTDDEYANGSICBUAN，618000ABSTRACTBOLTCONNECTIONISONEOFTHEMOSTIMPORTANTCONNECTIONTYPESINTHEWINDTURBINEALMOSTAL1OFTHECOMPONENTSARECONNECTEDBYTHEBOLT，SOTHEBOLTANALYSISISVERYIMPORTANTINTHEWINDTURBINEDESIGNTHEREAREMANYFACTORSINFLUENCINGTHEBOLTCONNECTIONANDTHEMATERIAL，CONNECTINGCONDITIONS，LOADINGFOREACHBOLTAREDIFFERENTTOO，SOITISVERYDIFFICULTTODETERMINETHESAFETYANDTHELIFEFOREACHWINDTURBINEBOLTBASEDONTHEBASICPRINCIPLEOFTHEBOLTCONNECTIONANDTHEVDI2230，THETHEORETICALBASISOFTHESAFETYDESIGNONWINDTURBINEBOLTSISINTRODUCED，THEMETHODTODETERMINETHEBOLTPARAMETERSISPROPOSEDTHISPAPERISVERYUSEFULFORTHEWINDTURBINEBOLTDESIGNANDANALYSISKEYWORDSWINDTURBINE，BOLTCONNECTION，COMPUTATIONALMETHODS，FAILURE螺栓联结是风机装配中的一种重要方式，几乎涉及到风机的所有部件。以双馈机组为例，风机各段塔筒之间、塔筒与机架之问，机架与机头之问，机头与叶片之间等重要的联结都是通过螺栓来实现的。因此，螺栓的选用和强度校核是风机可靠性的重要保证。随着我国风电事业的跨越式发展，伴随着风力发电成本不断下降，风电机组的价格也越来越低，各大风电制造企业的价格战已经进入白热化阶段。如何在降低成本的情况下，保证风电机组的质量，成为各大风电企业面临的重要问题。螺栓作为风电设备的重要组成部分，由于其各方面特性的不确定性，成为风机设计过程中降低成本的主要难点之一。作者简介郑大周1981，男，工程师，2009年毕业于燕山人学机械设计与理论专业，获工学博士学位，现从事新型风机开发、风机结构校核及风电并网研究工作。现阶段，我国风电机组的螺栓失效问题已经在联结塔筒法兰的高强度螺栓上有所体现。主要失效形式为安装过程中发生滑丝、扭断、屈服、甚至拉断等现象；设备运行过程中发生螺栓断裂，造成风机安全系数降低，严重者甚至造成倒塌事故。塔筒高强度螺栓出现这些问题的原因，除了螺栓本身的产品质量不合格外，设计过程中的理论与经验不足也不容忽视。现阶段，人们主要通过利用有限元软件分析和科学计算两种途径来对螺栓的可靠性进行设计和校核。在运用有限元软件进行分析的过程中，我们可以通过直接加载法、等效力法、等效应变法和等效温度法来实现预紧力的加载。但是这些加载方法，或者不能传递剪应力，或者不能模拟现实中螺栓与被联结件的摩擦行为，且无法考虑螺母松动情况导致的预紧力损失，导致在实际的有限元模拟过程中，产生的螺栓应力偏大，因此一般不作为风机螺栓结构校核的手段。在进行科学计算时，人们或者采用材料力学理论进行常规计算，或者采用高强度螺栓计算标准VD12230来进行计算。31常规计算方法塔筒法兰的螺栓采用紧联结，在工作载荷作用之前，螺栓己受到预紧力F的作用。此时螺栓的受力状态为复合应力状态包含螺纹力矩产生的切应力和预紧力F产生的拉应力。根据第四强度理论，此时产生的当量拉应力为厩1当螺栓受到工作载荷以后，螺栓受到的总拉力并不等于预紧力F和工作载荷和。由于工作载荷会造成螺栓和被联结件变形，通过静力平衡和变形协调条件可求得螺栓的总拉力为工作载荷F与残余预紧力F”之和。FF七F索言汔粉拨DONGFANGTURBINEI1假设C和C，分别表示螺栓和被联结件的刚度，通过变形协调关系可得FIFFFF2R|、一其中为载荷比例系数，由式2可知，螺栓的总拉力也等于预紧力加上部分工作载荷。影响载荷比例系数的因素包含螺栓与被联结件的材料、结构、尺寸及工作载荷的位置等。如果螺栓的载荷过大，就会造成联结出现裂缝。为避免这种情况，必须保证残余预紧力”大于零。确定残余预紧力以后，即可通过式1来求得螺栓的总拉力。考虑到极限情况，在受工作载荷的情况下补拧螺栓，螺栓可按式3进行设计。O】3综上所述，采用常规计算法的步骤如下1确定螺栓工况，得出工作载荷。2确定残余预紧力。3计算螺栓总拉力。4初选螺栓，确定螺栓的各种参数。5对初选螺栓利用式3进行校核，如果合适就进行下一步骤，否则重新选择螺栓。6进行疲劳强度校核。7校核表面压力。32VDI2230准则与常规计算法相比，VDI2230准则考虑了预紧时螺栓的松弛，高强度螺栓在拧紧后不久，预紧力会降低23，这种现象叫做松弛。产生松弛的原因有螺纹面、支撑面等接触表面的粗糙度、形状误差等引起的塑性变形，支撑面的沉陷和蠕变等。根据德国JUNKER试验得到的结果表明最后下沉量在2UM以内时的支撑压力可作为材料的“限界支承压力”，此时对预紧力的变化影响很小。同时VDI2230准则还考虑了载荷引入系数等参数，力争通过科学计算求得各项参数，更大限度地把经验值进行理论化。采用VDI2230准则进行设计的步骤如下1确定工作载荷。2估计并定义螺栓尺寸。3确定拧紧系数。4确定残余预紧力。8L詈URBNE5确定比例系数和载荷引入系数。6计算嵌入造成的预紧力损失。7确定装配力及螺栓尺寸，如果确定螺栓与初选螺栓有所变化，则重复前面步骤。8校核螺栓强度。9校核螺栓疲劳强度。10校核表面压力。各步计算过程在VDI2230准则中都有详细的说明，在此不再进行描述。41载荷引入系数的确定VDI2230准则中，考虑载荷引入系数，Z后，式2可演变为FOFNFF，2FR4、CLC2载荷引入系数的产生与压力锥的分布有关，螺栓在预紧力的作用下形成压力锥，法兰宽度、厚度和螺距都会影响压力锥的形成。当螺栓受到重载时，法兰和螺栓在载荷作用下产生细微的变形。法兰平面开始倾斜，作用点位于压力锥内，当法兰出现离缝时，作用点便会移出压力锥。压力锥的变化，也将导致力导入位置的变化，力导入位置越靠近接缝，螺栓所承受的附加力越小。力导入位置在接缝处和螺头处载荷引入系数分别为O,H1。具体计算公式如下CC，2_二C21C225其中C，为上分板被卸载部分的刚度，为下分板被卸载部分的刚度。由此可知，在风机螺栓计算中，塔筒螺栓的载荷引入系数为L，而轮毂与主轴之间的螺栓载荷引入系数在0512_间，需要通过计算求得。42高强度螺栓残余预紧力的确定依照国内的计算方法，残余预紧力的取值不仅要大于零，还要保证一定的数值，具体的取值与工作条件有关当工作载荷没有变化时，F”0206F；当工作载荷有变化时，F”061F；当螺栓用于密封压力容器时，F”1518F。而根据VDI2230准则，螺栓的设计残余预紧力则需要通过屈服强度条件获得，需克服横向载荷，满足条件F”FO，其中为螺栓与被联结件之间的摩擦系数。43高强度螺栓扭矩系数的确定计算螺栓联结中扭紧螺栓所需要的力矩公式为TAN呼D2TANPVDDD2II其中为螺纹中径，D为螺纹大径，为螺纹升角，P为当量摩擦角，为当量摩擦半径。由式6可知，螺栓拧紧力矩分为三部分第一部分由升角产生，用于产生预紧力，螺距的影响主要体现在这一部分；第二部分由螺纹副摩擦产生，影响因素有摩擦系数和牙型角；第三部分由支撑面摩擦产生，影响因素主要为摩擦系数和垫圈的几何尺寸。在不同摩擦系数的情况下，三部分所占的比例各不相同，由德国SCHATZ公司提供的数据可知，在摩擦系数为008015之间时，第一部分消耗2010力矩，第二部分消耗3540力矩，第三部分消耗4550力矩，因此对占大部分扭紧力矩的支撑面力矩进行控制，是精确控制预紧力的关键。通常，我们定义扭矩系数K来代替式6前面的部分。去L皇DTANDTANPDL72II、一可以是经验值，也可以是计算值。美国铁路工程师学会规定O2。西德1974年规定螺栓涂二硫化钼时，K015016涂少量油时，0202L。日本国铁桥梁所规定O15019。如欲精确控制K的值，必须对螺栓连接的螺距、牙型角和摩擦系数进行精确控制。螺距和牙型角为螺栓的基本参数，只会在一定的公差范围内变化，而摩擦系数则受材料、表面状态、制造公差等因素影响，这一直是研究的难点。44高强度螺栓摩擦系数的确定摩擦系数选择过大时，在产生一定的预紧力情况下，需要的预紧力矩将会很大，过大的预紧力矩将会增加装配的难度和成本。若摩擦系数选择过小，在产生一定预紧力的情况下，伴随所需预紧力矩的减小，则相应的用于防松的摩擦力矩也会变小。在一般情况下，风机螺栓的摩擦系数应控制在一定的范围内，此范围为经验值，各生产厂家根据各自的情况有所变化，笔者建议在这个范围内，摩擦系数应适当取大值。影响摩擦系数的因素很多，摩擦面的材料，表面处理情况，润滑状态，零件公差等因素确定以后，摩擦系数也就基本确定。国内的很多学者对摩擦系数的计算进行了深入细致的研究，推导了摩擦系数的计算公式。通常工程上的做法是，对不同厂家、不同批次的螺栓进行实验测定，通过实验的方法来确定摩擦系数。45高强度螺栓预紧力的确定对螺栓施加预紧力矩时，不同的扭紧方法，也将影响预紧力的大小，为反映预紧力的精确范围可引入分散系数。AA8FRMIF一幻其中为标准离差，根据3准则，数据取值几乎全部集中在一30，3AQA，达到9974，但一2A，2范围内亦达N9544的概率，基本满足工程要求。不同的拧紧方法通过影响标准离差的值，进而影响分散系数，不同拧紧方法所对应的分散系数见表1。表1分散系数表由此可知，螺栓的预紧力是一个随机变量，如何界定预紧力的范围和采用何种方法进行拧紧，是工程人员通过经验总结得到的。在预紧力选择过程中，预紧力越大，螺栓松索言汔粉揍DONGFANGTURBINEI9动的机率越小，但预紧力过大，将会造成螺栓过载，而预紧力过小，将会增大螺栓的应力幅，降低螺栓的疲劳寿命。由于在风机螺栓联结中，螺栓在传递轴向载荷的同时，还必须通过联结件之间的摩擦来传递横向载荷，因此高强度螺栓必须保证较大的装配预紧力，以保证螺栓在承受交变载荷时，仍保留足够的残余预紧力来传递横向载荷。与一般螺栓要求扭紧预紧力不得超过其材料屈服极限的70不同，高强度螺栓装配时，预紧力可以达到屈服极限的90。46高强度螺栓的失效形式高强度螺栓的失效形式有滑丝、松动、疲劳、断裂、腐蚀等。有人提出螺栓跟转也是失效，但是笔者却有不同的看法因为螺栓跟转的原因是支撑面的摩擦力不能承受预紧力矩，即支撑面摩擦产生的螺栓拧紧力矩过小。由于螺纹副处和螺栓头处的摩擦系数大都不一致，所以无法准确判定螺纹副之间的摩擦力过小，同时也无法确定预紧力不达标。因此在螺栓跟转的情况下，也可能达到了设计预紧力，同时可能也保证了螺纹副摩擦产生的螺栓拧紧力矩，即保证了螺栓不松动，此时，我们可以认为螺栓联结是有效的，但是由于跟转时存在很多不确定性