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风力发电机轮毂-主轴连接螺栓强度影响因素分析

2025-01-13 103 上传者：管理员

摘要：基于VDI2230的基本理论，从螺栓刚度、螺栓组参数、夹紧件结构3个方面对轮毂-主轴连接螺栓的极限和疲劳性能进行研究。采用有限元的计算方法，基于大型计算软件模拟了不同规格、不同节圆、不同边距等不同方案下轮毂主轴连接螺栓的力学性能。结果表明：对于无缩径螺栓，增大螺栓规格可以改善极限强度但不能改善螺栓疲劳强度。在缩径相同的条件下，增大螺栓规格可以改善抗疲劳性能。增加螺栓数量及增大节圆直径均可以提升轮毂-主轴连接螺栓的极限强度。夹紧件结构对螺栓疲劳损伤值影响明显，增大轮毂-主轴连接螺栓的边距可以大幅度改善螺栓的抗疲劳性能。

关键词：
有限元分析
极限强度
疲劳损伤
轮毂-主轴连接螺栓
风力发电机
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随着世界环境问题的加剧，我国也积极采取措施以应对越来越严峻的环境问题。我国政府多次在国际正式会议上提出，中国将在2030年实现碳达峰，2060年实现碳中和。这意味着我国发电行业的单位发电碳排放量将从2020年的600 g/（k W·h）降至100g/（k W·h），这对于发电行业的能源结构革新是个巨大的挑战。目前，我国的主要能源结构依然是以火电为主。根据国统局截至2019年的数据[1]，目前火电在全国全部电力设备中仍占70%左右，对于环境影响巨大。为了优化发电结构，发展以清洁能源为主的发电行业能源结构，发展风力发电至关重要。目前我国风力发电发展迅猛，风电占总发电装机的比例逐年增加[2]。

风力发电机结构复杂，由叶轮、传动链、塔筒等多个系统组成。在风力发电机的研发过程中，不仅要对各个系统所涉及的大部件进行计算，还需要校核每个部件之间的连接螺栓。目前风力发电机普遍使用的是高强度螺栓，螺栓的力学性能对于风力发电机能否平稳运行至关重要，因此有必要单独进行研究。

轮毂与主轴是风力发电机中2个重要的部件。轮毂主要用来连接叶片。而主轴则是传动链系统中连接叶轮系统与齿轮箱的核心部件[3]。2个部件一般以螺栓连接，轮毂-主轴螺栓的强度对于整个风力发电机的安全平稳运转至关重要[4]。因此，本文以某兆瓦级风力发电机为研究对象，结合实际方案，对轮毂主轴螺栓设计过程中影响螺栓强度的因素进行分析。

1、理论依据

本文涉及螺栓的相关理论基础源自德国工程师协会之前出版的高强度螺栓规范VDI 2230，由于其严谨的逻辑，VDI 2230在全世界范围内得到了认可。根据受力形式，轮毂与主轴连接螺栓主要受力形式为拉压。因此其受力及变形可以通过简单的弹簧拉压行为来描述。可以将与螺栓连接的夹紧件看作受压弹簧。将螺栓看作受拉弹簧。螺栓的受力一般可以分为2个阶段。即施加预紧力阶段和在预紧力的基础上施加外载的阶段。当外载作用于整个部件时，会分为2部分。一部分的受力由螺栓承担，而另一部分则由螺栓连接的夹紧件来承担，根据VDI 2230-Part1部分[5]，可用下式表示：

式中：FW为螺栓的外载总受力，FJ为夹紧件所受外载，FL为螺栓所受外载。

夹紧件部分的受力可用下式表示[5]:

式中：FJZ为螺栓的总受力，FJY为螺栓施加的预紧力，FJ为螺栓所受外载，φ为载荷系数。

螺栓的受力可以用下式表示[5]:

式中：FLZ为螺栓的总受力，FLY为螺栓施加的预紧力，FL为螺栓所受外载。

从式（3）中可以看出，在外载确定的情况下，螺栓分配到的受力与载荷系数有关，其中载荷系数φ的几何意义为螺栓从外载部分分配到的受力占外载的比例。

决定载荷系数的因素主要是夹紧件及螺栓的相对刚度[5]，可以用下式来表示：

式中：n为载荷引入因子，无量纲；KJ为夹紧件的刚度；KL为螺栓的刚度。

对于螺栓来说，螺栓的刚度可以用下式表示：

式中：K1为螺母啮合区域的刚度，K2为螺栓过渡区的刚度，K3为螺栓螺杆部分的刚度，K4为螺栓盲孔部分的刚度。

刚度与柔度之间存在倒数关系[6]，因此式中的螺栓各部分刚度可用柔度公式表示：

式中：L为螺栓长度，A为螺栓该长度对应的截面积，E为螺栓的弹性模量。

由式（1）～式（6）可知，可以通过修改螺栓的刚度来改变螺栓的受力，优化螺栓的力学性能。除了对螺栓与附近的夹紧件部分进行修改之外，还可以对螺栓所处的外部条件（即对螺栓组的参数）进行优化。根据规范VDI 2230-part2[7]，在螺栓组受到倾覆力矩与轴向力时，其单颗螺栓受力可用下式表示：

式中：FLZ为单颗螺栓轴向受力，Fzz为螺栓总轴向力，n为螺栓组的螺栓个数，M为螺栓受到倾覆力矩，D为螺栓组的节圆。

由于轮毂-主轴连接螺栓的主要受力是弯矩，因此除了降载之外，增加螺栓组螺栓的个数及加大螺栓的节圆也是提升螺栓性能的有效方式。

2、有限元模型

2.1有限元模型处理

为了保证计算的精确度和效率，需要对模型进行处理。为了保证计算效率，在保证计算结果精确度的情况下，去除了轮毂部分多余的螺栓孔，并对轮毂-主轴连接螺栓夹紧部分进行网格加密。本文模型螺栓建模使用BEAM188单元参数化建模，通过控制单元的截面积来模拟变截面螺栓的几何形状，模型共有485 772个节点。处理后的模型如图1、图2所示。

图2 轮毂-主轴连接螺栓有限元模型

图1 轮毂-主轴连接螺栓有限元模型

2.2边界条件的设定及材料参数

在有限元计算模型中，在垫片与螺栓之间和垫片与主轴之间采用绑定接触，在主轴与轮毂之间采用标准接触。加载点设置在轮毂中心，采用力分布与轮毂绑定。将主轴自由端全约束，模型参数如表1所示。根据GL风力发电机设计标准，轮毂-主轴连接螺栓的加载坐标系为轮毂旋转坐标系[8]。

表1 有限元模型材料参数表

3、仿真结果分析

为了研究影响轮毂-主轴连接螺栓的因素，设置多个方案进行仿真。各方案的参数如表2所示。

表2 主轴-轮毂连接螺栓模拟方案表

3.1螺栓规格变化对于螺栓疲劳损伤结果的影响

对于风力发电机来说，由于运行时间较长，除了要考虑螺栓的极限强度，还要考虑螺栓的疲劳损伤值。在实际工程中，在螺栓极限强度或者疲劳强度不合格时，若夹紧件的结构无法改变或更改夹紧件会大幅度增加成本，则会采用增大螺栓规格的方式来改善螺栓的性能。对于等直径螺栓来说，增大螺栓规格会改善螺栓的极限强度。由图3、图4可以看出，螺栓规格从M52增大至M56之后，螺头端的极限强度从1284 MPa下降到了1206 MPa，盲孔端的极限强度从1447 MPa下降到了1310 MPa，增大螺栓规格可以显著改善螺栓的极限强度。但是疲劳强度可能会出现不同的结果，根据式（4）、式（6），增大螺栓规格同时也会使螺栓刚度提升，从而使螺栓受到外载的比例提升，螺栓受到外载后的应力增量有所增加。由于螺栓规格增大，所需要的预紧力会相应增大。预紧力增大会使得螺栓受外载之后的应力增量减小，从而减小疲劳计算中的应力幅。当由于刚度增加导致螺栓应力增量变大的幅度大于由于预紧力增加导致螺栓应力增量减小的幅度时，有可能出现虽然螺栓规格增大，但是螺栓疲劳性能反而变差的情况。由图5、图6可以看出，在模型其他因素不变、仅改变螺栓规格的情况下，M56规格螺栓的疲劳损伤比M52螺栓规格在螺头端大了32%，虽然在盲孔端M56与M52疲劳损伤最大值仅相差0.03，但是M56螺栓的疲劳损伤值明显大于M52螺栓。由此可见，增大螺栓规格并没有改善螺栓的疲劳强度。

图3 相同模型M52螺栓与M56螺栓极限强度对比图（螺头端）

保持螺栓长度等因素不变，若将等直径螺栓进行缩径，将M56螺栓和M52螺栓的螺杆部分均缩径至50.84 mm，从图7、图8可以看出，在螺头端M52规格螺栓的疲劳强度比M56螺栓的疲劳强度大19%，在盲孔端M52规格螺栓的疲劳强度比M56螺栓的疲劳强度大40%。从上述对比可以看出，等直径螺栓（如螺钉）通过增大规格无法改善疲劳性能，甚至会恶化其疲劳性能。但是在螺栓长度相同、其他条件不变的情况下，对不同规格的螺栓进行相同缩径，规格较大的螺栓疲劳性能强于规格较小的螺栓。因此，若希望通过增大螺栓规格改善螺栓的力学性能，需要根据极限和疲劳的结果进行合理的优化，以保证极限强度与疲劳强度均可满足工程要求。

图4 相同模型M52螺栓与M56螺栓极限强度对比图（盲孔端）

图5 相同模型M52螺栓与M56螺栓疲劳损伤对比图（螺头端）

图6 相同模型M52螺栓与M56螺栓疲劳损伤对比图（盲孔端）

3.2节圆变化及螺栓个数变化对于螺栓结果的影响

除了修改螺栓刚度之外，修改螺栓组的参数对于螺栓结果也有较大的影响。根据式（7），载荷的大小、螺栓组的节圆、螺栓个数对于单个螺栓的受力都有显著影响。但在风力发电机选址后，由于风场的参数已经确定，所以降载的难度相对较大。对于螺栓组来说，修改螺栓个数及节圆是更为合理的优化方式。

图7 相同模型不同螺栓规格相同缩径疲劳损伤对比图（螺头端）

图8 相同模型不同螺栓规格相同缩径疲劳损伤对比图（盲孔端）

图9、图10为相同规格螺栓、相同螺栓数量的情况下不同节圆的螺栓组受力情况。由图9、图10可以看出，节圆为2450 mm时，螺栓最大极限应力为1310MPa。节圆为2560 mm时，螺栓最大极限应力为1190MPa。节圆单边变大55 mm，最大应力减小了10%。

图9 相同螺栓规格不同节圆下螺栓螺头端极限强度图

图11、图12为相同规格螺栓、不同数量螺栓的结果对比。由图11、图12可以看出，单圈螺栓组受力最大螺栓总应力已经达到1190 MPa，本文模拟采用的是10.9级的高强度螺栓。这明显已经超过屈服强度所要求的940 MPa。在增加了1圈螺栓之后，相同节圆位置螺栓组最大螺栓的总应力为887 MPa（此结果为有限元模拟结果，并未使用公式修正转矩扳手的影响），小于屈服强度，已经符合要求。

图1 0 相同螺栓规格不同节圆下螺栓盲孔端极限强度图

图1 1 螺栓个数增加对螺头端极限强度影响图

图1 2 螺栓个数增加对盲孔端极限强度影响图

可以看出，增大节圆、增加螺栓个数都是优化螺栓的有效手段。

3.3螺栓与夹紧件边界距离对螺栓疲劳损伤结果的影响

对于复杂结构，除了式（6）、式（7）提及的影响因素外，螺栓的结果还受到部件结构的影响。对于2圈螺栓组，轮毂-主轴连接螺栓疲劳损伤不仅受到轮毂整体刚度、主轴整体刚度和螺栓刚度影响之外，还受到螺栓与夹紧件边界距离影响。以螺栓孔圆心作为初始点，以该初始点到轮毂-主轴螺栓连接法兰的边界作为边距。图13、图14为螺栓孔边距示意图。图15为方案1、2、3的外圈螺栓疲劳值对比图。可以看出，方案1与方案2虽然单边外边距仅仅变化了5 mm，但是疲劳损伤值降低了20%。方案3相对方案1的外边距变化为10 mm，疲劳损伤降低了45%。

图1 3 边距示意图

图1 4 边距示意局部图

图1 5 不同边距下外圈螺栓盲孔端对比图

图16为方案1与方案4的内圈螺栓疲劳损伤对比图。由图16可以看出，对于内圈螺栓同样有这个规律。内圈螺栓单边内边距减小10 mm，疲劳损伤值增大了20%。因此，在实际设计风力发电机轮毂-主轴螺栓时，需要考虑内外圈螺栓孔与轮毂-主轴连接法兰内外圈边界的距离。在轮毂强度本身没有影响的情况下，也可以通过调整边距来优化螺栓的性能，增强其疲劳强度。或者在螺栓疲劳强度余量足够大的情况下，通过减小边距使得轮毂减重，以实现降低成本。

4、结论

通过大型仿真软件对轮毂主轴螺栓的不同方案进行了数值模拟，研究了螺栓刚度、螺栓组设计参数、夹紧件结构对于轮毂-主轴螺栓极限强度及疲劳损伤的影响，得出以下结论：1）对于无缩径螺栓（如螺钉），增大螺栓规格可以改善极限强度，但并不能改善其疲劳性能。在螺栓缩径相同的条件下，增大螺栓规格可以改善螺栓的疲劳性能。2）修改螺栓组参数对于螺栓极限强度影响明显，增大节圆、增加螺栓个数均可以显著改善螺栓组中螺栓的极限强度。3）夹紧件的结构形式对轮毂-主轴连接螺栓的影响明显，增加螺栓与轮毂-主轴螺栓连接法兰端面边界的距离，对于疲劳有显著影响。边距越大，疲劳性能越好。

图1 6 不同边距下内圈螺栓盲孔端对比图

参考文献:

[1]国家统计局.能源生产中稳中有升清洁发展趋势明显———第四次全国经济普查系列报告之七[EB/OL].(2019-12-09).

[2]李军军,吴政球,谭勋琼,等.风力发电及其技术发展综述[J].电力建设,2011,32(8):64-72.

[3]姚兴佳,宋俊等.风力发电机组原理与应用[M].北京:机械工业出版社,2020.

[4]冀满忠,曹亭,霍正星,等.风力发电机主轴轮毂连接螺栓安全性分析[J].中国设备工程,2021(5):92-93.

[6]龚国伟.风电机组法兰螺栓连接建模与仿真技术研究[D].重庆:重庆大学,2014.

文章来源:刘泽源,赵春雨,柳胜举,等.风力发电机轮毂-主轴连接螺栓强度影响因素分析[J].机械工程师,2025,(01):125-129.