风力发电机塔筒法兰高强度螺栓疲劳强度分析

李志龙

（国家能源集团西藏电力有限公司，西藏 拉萨 850000）

当前，国内风力发电市场发展势头更猛，市场上涌现出很多风力发电机（wind driven generator，WDG），在其数量增加的同时也暴露出很多问题，如倒塌事故发生率较高，加大相关企业单位经济损失，甚至对现场及周围人员生命安全构成严重威胁。为减少此类问题发生，需加强WDG 全面管理。高强度螺栓（High strength bolt，HSB），在整个塔筒（Tower barrel，TB）法兰连接系统中起到了总揽全局的作用，其自身疲劳强度和整个WDG 实际承载能力、安全运行性能有较大联系，故通过分析其疲劳强度，提升其安全性。

1 塔筒法兰高强度螺栓疲劳概述

1.1 疲劳

材料的某点、某部分点所承受扰动应力，在充分数量的循环干扰影响下，会出现裂纹，或基本上已经断裂，导致结构更改，将其称为疲劳。局部、应变比较高的位置，以材料存在疲劳破坏为出发点，材料伤害越多，疲劳破坏情况越显著。故材料疲劳破坏以局部性为主要特征。循环扰动荷载影响下，疲劳失效可能性较大。由于连续干扰后，材料会出现一定裂缝，通常将其称作裂纹萌发过程。经荷载影响，裂纹增多后断裂，为疲劳破坏的特征之一。

1.2 高强度螺栓

HSB 全称高强度摩擦预紧螺栓，以强度高、抗疲劳为主要特征，具体在WDG TB 法兰连接的关键位置予以应用。普通、HSB 进行对比，后者预紧力更大，可以促使连接件之间形成较大的挤压力，垂直在螺栓杆方向上，摩擦力较大，可以对横向载荷进行限制，防止其对螺栓造成严重影响。正因如此，其能促使连接件的整体刚度提升，突出其工作性能，且在交变荷载的影响下，提升疲劳强度。

2 风力发电机塔筒最危险截面确定

2.1 结构参数

WDG 塔体由以下内容构成，如上段、中段、下段TB以及基础环。在其构成中，连接TB和法兰时，多以焊接法。不同塔段法兰和法兰、法兰和基础环之间连接时，离不开HSB的使用。故以2MW风力发电机举例，每段TB间以“L”型单排螺栓法兰进行衔接，其结构对应参数情况如下：

（1）截面Ⅰ：①塔体：TB 高度71480mm，孔径45mm；②法兰：外径：3779mm，内径3591mm，厚度91mm；③HSB：规格43mm，等级10.8，数目76 个；④垫片：外径79mm，内径42.3mm，厚度7mm。（2）截面Ⅱ：①塔体：TB 高度44550mm，孔径45mm；②法兰：外径3881m，内径3661mm，厚度91mm；③HSB：规格43mm，等级10.8，数目81 个；④垫片：外径79mm，内径42.3mm，厚度7mm。（3）截面Ⅲ：①塔体：TB 高度22381mm，孔径48mm；②法兰：外径4011mm，内径3712mm，厚度96mm；③HSB：规格46mm，等级10.8，数目85 个；④垫片：外径84mm，内径47.5mm，厚度7mm。（4）截面Ⅳ：①塔体：TB 高度0mm，孔径55mm；②法兰：外径4312mm，内径4113mm，厚度101mm；③HSB：规格51mm，等级10.8，数目89 个；④垫片：外径101mm，内径55mm，厚度11mm。

2.2 截面力学计算

参考上述数据，设置TB 顶部—自由端；底部—固定端。在此作出假设，如果某一时刻风速保持稳定，每一截TB 所受横向力和z 方向的力矩不会出现较大变化。故截面Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的受力情况、力矩计算公式如下：

上述公式中，Mx、My、Mz即WDG 自身所承受荷载简化至TB 顶端坐标系的力矩；Fx、Fy、Fz即顶端坐标系的受力情况，M′x、M′y、M′z、F′x、F′y、F′z，即力矩、受力情况；h 为TB 顶端中心与截面中心的距离；∑G 即TB顶部、计算截面之间几何体的重力。

在Bladed 软件内，填写结构参数，从而掌握TB 顶部承受应力的大小情况，利用上述4 个公式，计算其他TB 截面受力情况，结果如下：（1）截面Ⅰ：①力：F ′x256.6kN，F ′y-4.1kN，F ′z-1163.2kN； ②力矩：M′x1167.9kN·m，M′y2470.5kN·m，224.3kN·m。（2）截面Ⅱ：①力：F′x256.6kN，F′y-4.1kN，F′z-1256.2kN；②力矩：M ′x1280.3kN·m，M ′y9363.8kN·m，224.3kN·m。（3）截面Ⅲ：①力：F′x256.6kN，F′y-4.1kN，F′z-1622.8kN；②力矩：M′x1373.3kN·m，M′y16053.8kN·m，224.3kN·m。（4）截面Ⅳ：①力：F′x256.6kN，F′y-4.1kN，F′z-2177.5kN；②力矩：M′x1466.7kN·m，M′y21611.9kN·m，224.3kN·m。通过上述数据，我们可以了解到，x、y 方向时，截面Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ受力情况未见显著差异；z 方向上，截面Ⅳ，所承受应力最大。同时，离TB 顶端位置距离越远，相对应横向力矩也越大。截面Ⅳ为法兰和基础环相联系之处，经过HSB 连接后，增加次数受载力，必要情况下，建议对截面Ⅳ法兰环、基础环连接所使用的HSB 予以全面分析。

对以上数据进行全面分析，截面Ⅳ强度：10.8 级，以M52HSB 连接法兰和基础环为准。参考国际标准NB/T31082-2016，WDG 所使用10.8 级HSB 材料即42CrMo，螺母即35CrMo，法兰即Q345，关于材料属性情况如下：（1）材料：法兰Q345，HSB42CrMo，螺母35CrMo；（2） 密度： 法兰7761kg/m3，HSB7761kg/m3， 螺母7981kg/m3；（3）泊松比：法兰0.39，HSB0.39，螺母0.397；（4）屈服极限：法兰356MPa，HSB941MPa，螺母846MPa；（5）抗拉极限强度：法兰511MPa，HSB1091MPa，螺母991MPa。

3 塔筒法兰高强度螺栓疲劳强度分析

3.1 各项参数对疲劳强度的影响

HSB 螺纹牙（Thread teeth，TT）根部，特别是螺栓、螺母啮合第一扣TT 根部，也就是第二号TT，出现疲劳损坏的情况最多。归根结底，是因为：HSB 都是缺口较多的一类零件，螺栓螺纹根部，尺寸发生变化，应力集中比较严重，在此位置出现疲劳破坏的可能性较其他位置更大。而螺栓为紧固连接件，应用率较高。故为促使HSB 的疲劳强度增强，应对螺栓TT 根部的受力情况予以改进，以免应力过度集中。故本文通过螺纹配合圈数、过渡圆角半径入手分析。

3.1.1 螺纹配合圈数

WDG 为大型机械设备，螺栓为其核心零部件，可保证机组正常运行。而HSB 不同TT 所承担的应力为分散性，以第二号TT 承受应力最显著，故其也为应力过度集中之处。通过增加螺栓、螺母螺纹配合圈数，使第二号TT 承受应力减轻，确保HSB 均匀受力，延长疲劳寿命。由于螺栓、螺母间多以螺纹连接，故连接系统所承担的应力，应是整组TT 承受，螺纹配合圈数越来越多，降低整组TT 应力。因整组TT 中，每个TT 应力承受度比较零散，故仅增加螺纹配合圈数对第二号TT 应力下降影响较小。对此，借助有限元分析计算法，为确保螺栓、螺母螺纹配合圈数均存在差异，螺母要增加螺纹数，如6/7/8/9/10，使其和螺栓TT 相结合。上述5 组数值，构建有限元模型，差异明显，对其他元素，如材料属性、接触设置、网格划分、预紧力等，以有限元分析法予以考量。在此基础上，通过ANSYSWorbench 对上述5 组模型开展有限元计算，获得结果后，比较不同螺纹配合圈数下不同TT 所承受的应力大小。

最后，螺纹配合圈数增多后，不同TT 所承受的应力均下降，防止第二号TT 应力过度集中。如果配合圈数增加至9 圈后，下降效果不显著，故圈数设置9 圈较合适。

3.1.2 过渡圆角半径

针对HSB 连接结构，应力最大处即HSB 螺纹根部，应力过大，易造成此处疲劳破坏发生率最高。而HSB 螺纹根部应力强度和螺栓螺纹根部的过渡圆角半径联系较大。M52HSB 公制三角粗牙螺纹的过渡圆角半径≥0.625mm。对此，建议取值0.125mm，间隔0.125mm， 依次为0.125mm、0.25mm、0.375mm、0.5mm、0.625mm、0.75mm、0.875mm， 一 共7 组，对7 组数值进行有限元分析，同样将材料属性、接触设置、网格划分、预紧力等纳入分析模型中，通过ANSYSWorbench 对上述数值进行计算，过渡圆角半径增加后，不同TT 所承受应力随之下降，以第二号TT下降最显著，换言之，通过增加过渡圆角半径，可促使不同螺纹牙承受应力下降；而且在其数值为0.625mm时，应力虽然降低，但是下降趋势不太显著，故对HSB正常禁锢效果予以分析，建议取值0.625mm。

3.2 预紧力对疲劳强度的影响

此项分析中，主要对整圈螺栓中积累疲劳强度最显著者—HSB 进行分析，采用多元化的螺栓预紧力，以有限元分析法为主，对外载、螺栓内应力之间的联系进行判断，计算疲劳累积损伤情况。螺栓预紧力较大，螺栓内应力也随之增加，但疲劳累积损伤值则因此相反，故通过提升预紧力可增强疲劳强度。

3.3 数目对疲劳强度的影响

每隔10 个HSB 取值，对不同HSB 数目的WDGTB 法兰和基础环连接系统开展疲劳累积损伤分析。HSB 数目增加，最大/小应力、极值变化区间、疲劳累积损伤也因此减少。故建议HSB 数目88 个，可保证WDG 稳定。

3.4 法兰厚度对疲劳强度的影响

法兰厚度变化一般能够利用外载、螺栓内应力之间存在的非线性关系，对其进行调整便会对HSB 疲劳强度累积损伤值产生一定影响，故法兰厚度和HSB 疲劳累积损伤值有明显的非线性关系。故从60mm 起，每隔10mm取值，（1）60mm：平均应力值645.441MPa，最大应力值647.328MPa，最小应力值640.468MPa，极值变化区间4.732MPa，疲劳累积损伤值5.914；（2）70mm：平均应力值645.188MPa，最大应力值646.951MPa，最小应力值640.392MPa，极值变化区间4.688MPa，疲劳累积损伤值4.495；（3）80mm：平均应力值644.622MPa，最大应力值646.277MPa，最小应力值629.195MPa，极值变化区间4.114MPa，疲劳累积损伤值2.141；（4）90mm：平均应力值644.147MPa，最大应力值645.582MPa，最小应力值629.866MPa，极值变化区间3.588MPa，疲劳累积损伤值1.581。法兰厚度增加，对应数值有下降趋势。故建议厚度＞90，可提升疲劳强度。

4 结语

综上所述，WDG 运行时间增长后，荷载交变次数也随之增加，尤其针对长时间在动态荷载影响下，WDG 相关零部件开展疲劳强度分析是尤为重要的一项工作。HSB 为WDG 十分重要的连接部件，其疲劳强度和整个系统的安全性存在密切联系，通过确定TB 结构参数、计算TB 截面力学，从而获得TB 最危险截面，本文中截面Ⅳ受力最大，对其进行分析后，提出相对应的优化建议，旨在降低对HSB 疲劳寿命的影响，使其发挥有效作用。