轮毂螺栓断裂原因分析

轮毂螺栓断裂原因分析（共5篇）

轮毂螺栓断裂原因分析 篇1

1 问题分析

某厂生产了一批用于重型载货汽车轮毂上的高强度螺栓,该螺栓在安装时发生断裂。螺栓规格为M22×1.5×85 mm,头部标记10.9 级,表面电镀锌,材质为35Cr Mo,制造工艺为材料拉拔—下料—镦制—车头部—调质处理—磨外圆及螺纹径—滚螺纹—镀锌—烘烤—包装。为了查找断裂原因,将螺栓断裂残件带回进行试验分析,断裂螺栓见图1。

2 理化检验

2.1 宏观检查

螺栓断裂发生在第5 扣与第6 扣之间,表面没有明显的塑性变形,断口整体比较平整,无锈蚀痕迹。螺栓断口左侧边缘存在黄亮色物质,结合能谱分析及现场观察,黄亮色物质为螺栓残件拆卸时铜顶杆的铜屑残留。

将螺栓断口置于体视镜下观察,断口表面呈灰色且较为粗糙,有明显的撕裂脊,呈放射状花样,放射线从中心向四周发散,这种断口特征说明该螺栓的断裂是瞬间发生的[1],如图2 所示。根据螺栓的断口宏观形貌,可以判断螺栓断裂的起源在螺栓芯部,由内向外扩展断裂。

2.2 微观断口分析

将螺栓断口使用超声波清洗后置于电子扫描电镜下观察其微观形貌,断口上没有明显的源区、扩展区、终断区,根据发射条纹的收敛方向判断,螺栓的断裂起始于芯部位置[2,3]。断口整体形貌为解理断裂形貌,部分区域伴有少量的舌状花样和二次裂纹,如图3 所示。

2.3 化学成分分析

采用直读光谱仪对断裂件进行化学成分分析,螺栓化学成分符合GB/3077-1999 标准要求,如表1 所示。

%

2.4 金相分析

将螺栓断件横截面制成金相试样腐蚀后,在低倍下进行观察,可见螺栓中心存在明显的偏析和疏松缺陷,放大中心区域可见大量疏松缺陷(图4),螺栓金相组织为回火索氏体(图5)。

将断裂试样纵向剖开,研磨抛光后使用硝酸酒精腐蚀,可见严重的带状偏析(图6a),同时在偏析处存在显微裂纹(图6b)。

2.5 硬度检验

将螺栓断件进行维氏硬度试验,其结果符合GB/T3098.1-2010 标准对于10.9 级螺栓的要求,螺栓硬度检测结果见表2。

3 综合分析

断裂螺栓材质符合35Cr Mo钢的要求,硬度符合相关标准要求。金相检查发现螺栓存在严重的(碳)偏析,这种偏析是材料冶炼过程中形成的,在材料冶炼(结晶)时因为中心部分是最后凝固的部分,碳、锰及一些夹杂元素会在芯部集中,导致材料中心碳、锰正偏析,螺栓的这种偏析降低螺栓的韧性[4]。

螺栓的宏观断面平齐,无塑性变形,断口电镜扫描发现整个断面为解理形貌并伴有二次裂纹,螺栓属于脆性断裂[5,6]。断裂螺栓中心存在严重的偏析和疏松缺陷,割裂了芯部基体的连续性,在螺栓制造时又对原材料进行了拉拔和镦制工艺,由于螺栓材料芯部存在有严重的增碳现象,导致冷拔过程中材料芯部发生了竹节状冷拔开裂[7],并在后续的杆部缩颈和滚丝的过程中裂纹进一步扩展,这些裂纹从螺栓内部开始起源和扩展,螺栓使用前很难发现,在安装使用时由于裂纹的存在降低了螺栓的承载力导致了最终的断裂。

4 结论

a.螺栓的断裂为脆性断裂;

b.螺栓的材料芯部存在有明显的增碳现象,导致冷拔过程中发生了芯部的竹节状冷拔开裂,并在后续的杆部缩颈和滚丝的过程中裂纹进一步扩展,降低螺栓的承载力,致使在安装过程中发生断裂。

c.建议加强原材料化学成分和金相检查[8],保证材料质量。

摘要：35CrMo材料轮毂螺栓在安装过程中发生断裂,为了分析其断裂原因,采用化学成分分析、宏观微观检查、金相分析、硬度测试、断口扫描等方法对断裂螺栓进行失效分析。结果表明螺栓的化学成分和硬度符合技术要求;螺栓断口形貌呈放射状花样,微观形态主要为解理花样,表明螺栓属于脆性断裂;金相检查发现螺栓材料心部存在明显的增碳现象,导致冷拔过程中心部发生竹节状冷拔开裂,并在后续的杆部缩颈和滚丝的过程中裂纹进一步扩展,引起螺栓承载力下降导致最终断裂。

关键词：放射状花样,脆性断裂,碳偏析,断裂

参考文献

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柴油机气缸盖螺栓断裂分析 篇2

关键词螺栓;断裂;预紧力

中图分类号TH171文献标识码A文章编号1673-9671-(2010)051-0113-01

0引言

我公司在08年12月生产JD500柴油机的过程中,在线上装配时每天发生10%-20%的断裂,为此,进行了相关检查和分析,以便进行质量改进和提升。气缸盖上每缸周围有6根螺栓沿圆周均匀布置,共用2根,总共有10根螺栓;气缸盖螺栓断裂前产生变形如图1,断裂后的情况如图2。

1螺栓的分析

1.1性能分析

将失效的螺栓取样,做性能试验,结果是:失效螺栓的抗拉强度、硬度都符合要求,但其屈服强度已稍微超下限,它可能会引起螺栓拉长或断裂。

1.2金相分析

螺栓材料合金钢经高温淬火加回火后的金相要求是回火索氏体1-3级,实际通过显微镜观察失效螺栓1为回火索氏体3级,失效螺栓2也为回火索氏体3级,可以看出螺栓经热处理金相符合要求,但都处于下限。

1.3金加工分析

已断裂的螺栓因装配过或已破坏,不好检查,所以只能在未装配过的螺栓抽查,M8-6h通止规检查合格,φ16、φ8、φ6.5合格,垂直度检查时发现有超差的,有的达到0.35,有的达到0.54。它的超差会使拧紧力矩中用于克服螺纹支承面的摩擦力矩减少,从而对螺栓产生的预紧力和有效力矩增大,会引起螺栓断裂失效。

2生产过程分析

气缸盖螺栓的装配拧紧力矩要求是45-50Nm,它是用缸盖螺栓拧紧机(有4个拧紧头可同时转动),将扭矩设定为48N.m。在发生螺栓断裂后,首先对拧紧机的扭矩进行了重新校定,情况一样;再对已装好的柴油机进行复查,结果如表1,可以看出整体水平在范围之内,但有个别超出上下限,超上限有可能引起螺栓失效。

3设计校核

柴油机最高爆发压力:p=7Mpa,气缸盖底平面所受之力:Fz=πD2p/4=

3.14×672×7/4=24680N,气缸盖底平面所受之力Fz由六只气缸盖螺栓分担,则每只气缸盖螺栓所受之拉力为Fc=Fz/6 =24680/6=4113N

计算螺栓预紧力Fp,气缸盖螺栓的拧紧力矩M由两部份组成,分别是克服螺纹摩擦所需扭矩Mt和克服螺纹支承面的摩擦所需扭矩Mm

M8螺纹的平均直径dcp=7.2mm

螺纹导角ξ=arctg(s/πdcp)=arctg(1.25/3.14*7.2)=3.16°

螺纹副摩擦系数μ=0.18,牙形角β=60°

三角形螺纹的转化摩擦角ψ=arctg(μ/cosβ/2)=arctg(0.18/cos30°)=11.74°

Mt=Fp×tg(ξ+ψ)×dcp/2=Fp×tg(3.16°+11.74°)×7.2/2=0.9579Fp(N.mm)

螺栓支承面直径d1=16mm,气缸头孔直径d2=9mm

Mm=Fp×μ×(d13-d23)/3(d12-d22)=Fp×0.18×(163-93)/3(162-92)=1.1544Fp(N.mm)

M=Mt+Mm=0.9579Fp+1.1544Fp=2.1123Fp

現根据气缸盖螺栓的装配扭紧力矩要求,如按最大M=50Nm计算Fp=M/2.1123=50×1000/2.1123=23671N,如按最大M=45Nm计算Fp=M/2.1123=45×1000/2.1123=21304N,

从柴油机角度讲,为保证气缸盖的密封性,一般要求螺栓预紧力最少Fpmin=nFc=5×4113=20565N,从螺栓的屈服极限计算,考虑螺栓受拉扭复合应力,Fpmax=0.85×900×6.52×3.14/4=25372N,可以看出按45-50Nm的力矩拧紧产生的预紧力在设计的20565-25372范围之内,所以规定气缸盖螺栓的装配扭紧力矩要求是45-50Nm是合理的。

螺栓断裂前有明显缩颈,断口呈现一定的倾斜,表面为暗灰色,应属于超过屈服强度的撕裂特征;螺纹直径(根圆)约为6.647mm,螺纹尾纹退刀槽处直径为6.5mm,按理螺栓的最危险截面在螺纹的尾纹退刀槽处,说明螺纹该处存在应力集中,它也是导致螺栓断裂的一个原因。

从安全系数看,螺纹尾纹部分σ尾纹=23671/(6.52×π/4)=713N/mm2=713MPa,安全系数S=σs/σ尾纹=1080/713=1.26,偏要求的1.2-1.5的下限,而根据上面检查的数据有的只达到805/713=1.13。

4结论

造成气缸盖螺栓装配时断裂失效的因素有:

1)螺栓的安装面和螺纹中心线的垂直度超差;2)螺栓材料的机械性能σs达不到要求;3)螺栓的螺纹根部加工粗糙,存在应力集中;4)螺栓装配时有个别的拧紧力矩超一点。

同时,针对上面的分析,对螺栓进行改进:再提高螺栓的性能等级为12.9,硬度为HRC39-44,增加螺栓的安全系数。

参考文献

[1]王文斌等.机械设计手册.机械工业出版社,2006.

三代轮毂单元断裂分析 篇3

关键词：三代轮毂,断裂,分析

1 情况简介

某种三代轮毂单元心轴断裂, 材质65Mn, 经毛坯→锻造→机械加工→调质处理→轴表面高频感应淬火后成形。

2 宏观检测

轮毂轴的外观见图1, 箭头所指处为轴承内滚道。断裂位置及断口侧面宏观形貌见图2, 断面大致可分为两个平面, 且两平面之间由于不在一个水平线而形成台阶形貌, 一个断裂面在轴承内滚道上, 另一个断裂面与内滚道间有一定的距离, 同时, 轮毂轴断口侧面存在多处横向裂纹, 见图中箭头所指部位。轮毂轴断口宏观形貌见图3, 根据宏观特征可将断口分为2个区:断口1区、断口2区, 其中断口1区 (黑色区域) 约占整个断口的80%以上, 其中断口2区约占20%, 为银白色金属色泽, 断口相对光滑平坦。

3 微观断口分析

将断裂样品经超声波清洗后, 置于扫描电镜下观察。尽管断面经过了硝酸酒精腐蚀, 但其微观断裂特征仍然清晰可辨。断口1、2区微观形貌见图3, 断口呈熔融的自由表面特征, 断面被厚厚的一层氧化皮覆盖。图4为裂面附近低倍断面形貌, 在该图上既可见到裂缝, 又显示断面极度疏松。图5为图4的放大形貌, 更加清晰地显示出疏松的微观形貌。图6是沿晶断裂区的局部形貌, 此图上即显示单个晶粒面, 又可见多个晶粒交界线;图7仅是无数疏松空洞的代表。

4能谱分析

对断口1区进行能谱分析, 结果见表1。由分析结果来看, 断口发生严重氧化, 未见腐蚀元素。

5 化学成分分析、硬度测试

在轮毂轴断口附近制取试样, 采用光谱直读法进行化学成分分析, 各元素均符合技术要求。将试样磨制抛光后进行显微维氏硬度测试, 符合标准技术要求, 这里不再详细说明。

6 金相分析

垂直断口平面且过轴线和裂纹部位切取试样并对切取截面进行磨抛后, 裂纹的金相形貌见图8, 组织异常, 裂纹内部存在一定厚度的黑色氧化皮, 裂纹将基体分割, 此种缺陷大小不一, 大致呈"蠕虫"状组织形貌见图8红圈内。轴心部较多且尺寸较大的黑色块状缺陷, 缺陷内部填充氧化皮物质, 见图9。采用4%硝酸酒精溶液进行腐蚀后发现, 裂纹两侧均存在脱碳现象, 见图10, 未见明显过热过烧等缺陷。

7 结果浅析

由于其金相组织极度不正常并依据组织决定性能原则, 可以肯定, 轮毂轴的承载能力将受到极大削弱。不正常金相组织的出现并非锻造或调质, 而是原材料本身固有缺陷。这种固有缺陷应为冶炼过程中残留的且未切除的冶金缺陷, 如碳偏析, 疏松等。锻造过程中这些缺陷随着锻造变形量的增加沿金属材料的变形方向分布, 在锻造高温的作用下缺陷界面处发生氧化脱碳从而呈黑色块状。

高强度螺栓断裂分析 篇4

某风场风机塔筒连接用高强度螺栓在服役了约2a后发生了断裂, 该螺栓规格为M36×170 mm, 性能等级为10.9 级, 材质为B7 (与国内42Cr Mo材质接近) , 表面达克罗处理。为了进一步查找原因, 对部分螺栓进行分析。

1 理化检验

1.1 宏观观察

笔者共取回5 支螺栓, 其中4 支未断, 1 支螺栓断裂, 失效螺栓的断裂部位位于螺栓头杆连接处, 如图1 所示。

该批螺栓在杆部一侧有明显的擦碰伤, 部分螺栓表面涂层已经磨损掉并显出基体金属, 部分螺栓已有锈迹, 如图1 所示。擦碰出为上下塔筒法兰连接位置, 螺栓上的擦痕呈三角形状, 结合螺栓实际安装情况可以判断该擦碰伤是螺栓与塔筒法兰内孔之间碰擦产生。

1.2 断口扫描

对失效螺栓进行目视检查, 其断口周围没有明显的塑性变形, 断面比较平整。图2 中A区域断口比较细腻光亮, 部分区域有锈蚀和磨蹭的痕迹, 且越靠近B区域方向海滩状花样越明显;图2中B区域有明显的锈蚀痕迹, 仔细观察仍可见海滩状花样;图2 中C区域断口比较新鲜, 没有腐蚀痕迹, 呈现金属本色, 断口比较粗糙, 该区域断口的面积约占整个断面面积的1/3。

截取断口进行超声波清洗后置于扫描电镜中观察, A区域边缘比较平滑细腻, 微观形貌有明显的磨损痕迹, 隐约有向内部扩展的贝纹线, 该位置为裂纹源区[1]。B区域的主要微观形貌是疲劳辉纹和少量二次裂纹, 如图3 (a) 所示, 该区域疲劳辉纹比较细密, 说明服役时该螺栓受到的应力振幅较小, 在不断的小应力振幅下裂纹一点点不断扩展, 该区域是裂纹扩展区域[2,3]。C区域的主要微观形貌是等轴韧窝和剪切韧窝, 如图3 (b) 和图3 (c) 所示, 该区域是瞬断区。

1.3 金相检查

将取回的断裂螺栓和未断裂螺栓分别制取金相试样, 使用5%的硝酸酒精腐蚀后观察其显微组织。断裂螺栓和未断裂螺栓的组织均为均匀的回火索氏体组织, 如图4 所示。断裂螺栓和未断裂螺栓非金属夹杂情况主要是D类球状氧化物夹杂 (细系) 1.5 级, A类硫化物夹杂 (细系) 1 级, 在螺栓的表面和心部检查, 非金属夹杂没有明显的区别。螺栓碳势正常, 在表面有轻微的半脱碳。将断裂螺栓头部纵剖开, 腐蚀后低倍下观察, 其头部流线连续流畅且延头部外形分布, 如图5 所示。

在断裂螺栓杆部断口附近发现在断面附近有细长的裂纹, 如图6 所示。该位置距离断口较近裂纹延垂直螺栓杆部向内延伸, 裂纹细长且笔直, 边缘没有明显的脱碳和氧化迹象, 且穿过表面涂层, 可排除淬火裂纹的可能[4], 该裂纹为螺栓服役期间产生的微裂纹。

1.4 力学性能试验

对断裂螺栓进行表面、芯部硬度试验, 试验结果符合标准要求, 如表1 所示。

对未断裂螺栓进行楔负载、硬度、冲击等力学性能试验, 其测试的指标均符合标准要求, 如表2 所示。

1.5 化学成分分析

采用THERMO ARL3460 OES直读光谱仪对断裂螺栓进行化学成分分析, 试验结果标准要求, 如表3 所示。

%

2 综合分析

螺栓样品的化学成分、力学性能检测均符合相关标准的要求, 螺栓的非金属夹杂物、头部流线、显微组织等方面的检查也未发现异常。

螺栓的断裂发生在头杆连接处, 断口上分布着大量海滩状花样, 微观形貌上可见大量疲劳辉纹呈典型疲劳断裂特征[7]。螺栓疲劳断裂时一种损伤累积, 是螺栓受到多次循环应力作用的结果, 疲劳断裂起源于应力集中明显部位[8]。该断裂螺栓疲劳源区位于头下圆角位置, 为应力集中区, 螺栓在受到外力的脉动作用后在头下圆角区域首先产生微裂纹, 形成疲劳源。金相检查时, 在断裂位置附近也发现尚未扩展的微裂纹, 也印证了该点。螺栓在服役过程中风力和风叶转动产生的循环冲击载荷作用, 使得微裂纹不断扩展直至断裂[9]。

3 结论和建议

1) 螺栓断裂形式为疲劳断裂。

2) 在该批螺栓中发现光杆部位均存在局部磨损、腐蚀现象, 对比实际的安装情况判断应为螺栓安装的问题导致螺栓杆部与塔筒法兰孔碰擦所致。不良的装配从一方面使得螺栓头杆连接处承受附加弯曲应力[10], 另一方面也影响了风机套筒整体紧固的可靠性, 使得螺栓的松动更容易发生[11], 造成塔筒螺栓预紧力不良的问题[12], 建议相关部门规范施工, 风机运行后加强巡查。

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轮毂螺栓断裂原因分析 篇5

变桨轴承与轮毂连接螺栓是风电机组最重要的连接螺栓之一, 其安全性决定了整个风机的安全性[1,2,3]。由于载荷的复杂特性, 变桨轴承与轮毂连接螺栓承受动态载荷, 在动态载荷长期作用下, 该连接螺栓极易遭到疲劳破坏, 因此为了提高风力发电机的安全性, 必须对变桨轴承和轮毂连接螺栓进行强度分析[4,5,6]。

GL规范为德国劳式船级社针对风电行业提出的一个强制性认证标准, 该标准明确指出需对结构性螺栓进行极限和疲劳分析[7], EN19933-1-9提出了疲劳分析的一般流程及做法[8]。

本研究以某MW型风电机组为例, 使用有限元方法和理论方法对该连接螺栓在某极限工况下进行静强度分析, 同时基于GL规范和EN19933-1-9标准对该连接螺栓进行疲劳分析。

1 受力分析

变桨轴承与轮毂和叶片连接螺栓示意图如图1所示, 其中外圈为变桨轴承与轮毂的连接螺栓, 内圈为变桨轴承和叶片的连接螺栓。本研究主要研究外圈螺栓即变桨轴承与轮毂连接螺栓的极限强度和疲劳强度。变桨轴承所受的力较为复杂, 但总的说来分为轴向Fz、径向力Fxy、倾覆力矩Mxy及扭矩Mz。对于变桨轴承与轮毂连接螺栓来说, 主要承受的是轴向力和倾覆力矩, 径向力和扭矩则主要由轴承滚道及接合面摩擦力承受。因此对于螺栓的强度分析来说, 除对其极限强度和疲劳强度进行分析之外, 接触面是否发生滑移也要进行分析[9]。

1—轮毂;2—变桨轴承外圈;3—变桨轴承内圈;4—叶片

2 有限元计算

2.1 模型的简化与建立

轮毂与变桨轴承连接螺栓的分析模型包括轮毂、变桨轴承、螺栓、垫片以及叶根部分, 为简化模型提高网格质量, 模型中删除了小的倒角、螺栓孔等不利于网格划分的几何特征。由于结构的对称性, 本研究取三分之一的风轮作为研究对象, 整个有限元模型如图2所示。

模型中轮毂、变桨轴承外圈、内圈、垫片及叶根均采用实体建模, 其中轮毂网格为Solid187单元, 其余实体的网格为Solid186单元, 螺栓采用beam188单元模拟, 螺栓的头尾两端采用载荷伞的形式来分别模拟垫片压紧和螺纹的作用, 轴承滚珠通过link180单元的受压不受拉的特性来模拟, 变桨轴承与轮毂连接螺栓局部放大模型如图3所示。

在叶根部位建立加载点, 通过载荷伞将载荷传递到叶根。整个有限元模型的节点数为746 756, 单元数为271 909。根据实际的装配关系, 建立的接触关系如表1所示, 其中摩擦系数为0.2。

2.2 材料及约束条件

模型中所使用的材料如表2所示。为使整个接触过程能顺利进行, 需要消除模型的刚体位移, 因此设置轮毂对称面全约束, 加载点RZ方向约束。

约束条件如图4所示。

2.3 载荷

分析所采用的坐标系为GL规范中的叶根坐标系, 极限强度计算分2个工况进行。第一个工况施加螺栓预紧力, 为简便计, 螺栓预紧力设为螺栓屈服强度的70%, 即0.7×940×561×80=29 531 040 N, 第二个工况锁定第一个工况的计算结果, 然后施加极限载荷, 本研究仅考虑Mxy_max工况的载荷。

疲劳强度计算使用的模型与极限强度计算模型一致, 区别在于疲劳计算时考虑预紧力分散系数αA的影响, 依据VDI2230, 螺栓预紧力分散系数αA取1.2。

疲劳强度计算首先根据计算结果选取螺栓的热点位置, 其次提取每个热点在每个载荷步下的应力值, 建立载荷和应力增量之间的非线性关系, 对于变桨轴承与轮毂的连接螺栓来说, 叶根中心处x、y方向的水平力Fx、Fy对螺栓的应力影响极小, 故对螺栓的疲劳寿命亦影响极小, 可不考虑, 而叶根中心的弯矩是造成螺栓破坏的主要因素, 因此主要计算Mxy的疲劳损伤。施加的载荷分别为Mxy=6 000 k Nm和Mxy=-6 000 k Nm, 载荷步数为2。所提取的部分热点的载荷和应力增量的关系如表4所示。根据表4, 通过分段插值可得到该热点在不同载荷下的应力增量。在Blade里进行后处理, 结合载荷与应力增量之间的非线性关系, 可得到螺栓的应力时间序列。该应力时序经雨流计数即可得到m=4下的等效疲劳应力, 如表5所示。

疲劳计算需要确定螺栓的S-N曲线, 根据GL规范的要求, 确定螺栓疲劳等级DC为71, 并求解螺栓S-N曲线的其他相关参数, 如表6所示。

3 理论计算

3.1 接触面滑移计算

变桨轴承与轮毂连接螺栓应保证二者的接触面不发生滑移, 这也意味着接触面的最大摩擦力应大于实际的剪切力。

接触面间的最大摩擦力Ff为:

式中:Qp*—螺栓的残余预紧力;Q—螺栓所受到的总拉力;Qp—螺栓所受到的预紧力;P—螺栓工作拉力;KC—螺栓的相对刚度, 此处取KC=0.28;n—螺栓的数量;μ—接触面间的摩擦系数, 此处μ=0.2。

螺栓的工作拉力F由轴向力Fz和倾覆力矩Mxy提供, 对于圆周方向上的螺栓来说, 每个螺栓的工作拉力并不相同, 为保守计, 此处以最大的螺栓工作拉力PL max代替。PL max为[10]:

式中:Pz—轴向力Fz作用得到的螺栓拉力;Pmax—倾覆力矩Mxy作用得到的最大螺栓拉力;D—螺孔分度圆直径;n—螺栓数量。当轴向力使结合面压紧时取负号, 当使结合面分开时取正号, 对于本计算来说, 轴向力取正。

接触面间的剪切力FQ为:

式中:D—螺孔的分度圆直径。

3.2 螺栓强度计算

有限元结果和理论分析的结果表明在此极限载荷下变桨轴承和轮毂接触面之间不会发生使螺栓承受剪切力的滑移。则由式 (1) 可得螺栓的最大拉力:

则螺栓的最大拉应力σmax为:

式中:As—螺栓的应力截面积, 对于M30螺栓来说, 应力截面积=561 mm2。

4 结果与分析

4.1 极限强度结果分析

变桨轴承和轮毂接触面间的接触状态结果和接触滑移结果如图5、图6所示。参考螺栓和螺孔的相对尺寸, 可见在该极限工况下, 接触面间不会发生使螺栓承受剪切力的滑移。螺栓施加极限载荷后的应力分布结果如图7、图8所示, 可见螺栓的最大应力为704 MPa, 出现在螺栓的第一个螺纹位置, 这与实际相符合 (实际情况为:螺纹联接受载时, 螺栓受拉, 外螺纹螺距增大;螺栓孔受压缩, 内螺纹螺距减小, 螺纹螺距的变化差在旋合的第1圈最大, 螺纹间有1/3的载荷集中于第1圈上[11]) 。螺栓的许用应力为940/1.1=854MPa, 可知螺栓满足极限强度使用要求。

依公式 (3) 可得Ff=7 536 k N, FQ=303 k N;可见FQ≪Ff, 即变桨轴承和轮毂接触面不会发生使螺栓承受剪切力的滑移, 这与有限元的结果一致。依据公式 (5) 可得螺栓的拉应力σmax=698 Pa。对比图8的结果, 可见有限元分析的结果和理论分析的结果误差为0.85%, 二者结果基本一致。

4.2 疲劳强度结果分析

计算得到的螺栓损伤如表7所示。

可见螺栓的疲劳损伤小于1, 不会发生破坏。

5 结束语

本研究利用ANSYS软件建立了该变桨轴承与轮毂连接螺栓仿真模型, 基于GL规范, 分别利用有限元方法和理论分析方法对该连接螺栓进行了强度分析和接触面滑移分析。

研究结果表明, 接触面之间不会发生使螺栓承受剪切力的滑移, 螺栓的极限强度结果满足设计要求, 极限计算中有限元分析结果和理论分析结果误差仅为0.85%, 结果基本一致。疲劳损伤小于1, 满足设计要求。该研究结果为风机变桨轴承和轮毂连接螺栓设计提供了参考。

参考文献

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