螺线结针

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重庆大学硕士学位论文32 疲劳损伤 11螺栓损伤结果 Table3 11 Bol

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  重庆大学硕士学位论文32 委靡毁伤。 11螺栓毁伤成果 Table3 11 Bolt damage results 螺栓位置 委靡品级螺栓型号 缩减系数 KS 0090 36 本章小结本章针对根本环布局 对根本环的焊缝 加强筋孔 毗连螺栓进行了委靡阐发。采用Palmgren Miner线性累积毁伤理

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  重庆大学硕士学位论文32 委靡毁伤。 11螺栓毁伤成果 Table3 11 Bolt damage results 螺栓位置 委靡品级螺栓型号 缩减系数 KS 0090 36 本章小结本章针对根本环布局 对根本环的焊缝 加强筋孔 毗连螺栓进行了委靡阐发。采用Palmgren Miner线性累积毁伤理论 按照EuroCode3尺度计较焊缝的委靡 并通过与第二章无限元阐发的成果相连系 对加强筋孔进行了委靡阐发。按照Schmidt Neuper计较理论 求出毗连螺栓工作应力与外载荷之间的关系 进而获得螺栓委靡阐发的载荷谱。然后 对毗连螺栓的S N曲线进行了拔取与批改 最初操纵fatigue软件计较委靡毁伤。 根本环法兰阐发33 阐发理论塔架各段通过法兰螺栓毗连一般有L型法兰毗连和T型法兰毗连 塔架底部凡是是T型法兰毗连 而每段塔架之间毗连是L型法兰毗连。为了验证法兰螺栓毗连的靠得住性 论文按照Petersen方式 39 对法兰螺栓毗连模子进行阐发计较。这种计较模子是基于包含承受最大拉力的螺栓的单段法兰特征来实现的 只需环节螺栓不失效则整周螺栓也将满足强度要求 即这种计较是对毗连进行极限强度阐发。法兰螺栓毗连如图4 1所示 法兰螺栓毗连计较模子Fig4 flangebolt connection 毗连模子所受载荷量能够简单通过弹塑性理论来计较 此中需要考虑最危险法兰段的三种失效机制。 Petersen方式只对最危险螺栓进行计较 并将模子实行了斗胆的力学简化 如图4 2所示 重庆大学硕士学位论文 34 简化的法兰螺栓毗连力学模子Fig Mechanicsmodel simplifiedflange bolts connection 该方式并没有考虑螺栓预紧力感化对变形的影响。螺栓只用弹簧模仿 并且预变形为0 因为弹簧不承受弯矩感化 天然Petersen方式计较的螺栓没有考虑弯矩的影响 计较是不敷精确的。然而Petersen方式与尝试数据根基相符 40 41 并且对于螺栓采用很大的平安系数 因而在必然程度上填补了计较的不切确。对于法兰的变形 Petersen方式将其假设为梁 并采用两条3次曲线进行变形挠度的模仿。 法兰螺栓毗连在一般工作既会遭到轴线标的目的载荷也会遭到垂直于轴向标的目的的横向载荷 还会遭到弯矩或者扭矩感化。当承受横向载荷时 毗连次要依托上下法兰之间连系面之间的摩擦来传送载荷 当承受的横向载荷形成过载时 螺栓杆将会和螺栓孔相接触 此时螺栓杆的抗剪能力对于毗连的靠得住性比力主要。在法兰螺栓毗连系统中 外载荷由螺栓和被毗连件配合承担 螺栓承受的外载荷次要取决于螺栓和被毗连件的刚度。为了提高螺栓毗连的靠得住性 常采用刚度相对较小的螺栓和刚度较大的垫片以及被毗连件 当螺栓相对刚度较小时 外载荷传送到螺栓的载荷分量也会变少 特别是外载荷为动载荷时 螺栓承受的交变应力幅值变小 从而使委靡寿命强度获得提高 毗连也更靠得住平安 42 。风力发电机组法兰毗连系统任何一个部件跨越材料屈就极限或者没有处于一般接触形态都不克不及一般传送载荷 最终会发生严峻的后果 因而对每个部件进行严谨的校核长短常需要的。 按照弹性理论 求解螺栓所受的最大拉应力与法兰所受的最小压应力 要求最大拉应力小于螺栓许用应力 法兰所受最小压应力应大于0 求解螺栓孔位置的最大正应力与法兰圆角位置的最大正应力 两者应小于法兰材料的许用应力。4 根本环法兰阐发 35 具体校核公式如下 判断法兰在毗连过程中能否发生开裂 即查验螺栓残剩接触力能否大于0。 由Petersen方式可得螺栓的工作拉力为 2IEFb 螺栓所受的总拉力为vsvFFFP 由此可得法兰和垫圈总的相对刚度为11DDSSDDCCPCCCCC 则螺栓残剩接触力0VDvsFFF vF——螺栓预紧力SC——螺栓的刚度 DC——法兰和垫圈的总刚度 C——为螺栓、垫片和法兰总刚度 E——为弹性模量 NA——为螺栓的公称面积 SL——为螺栓的自在长度。 判断螺栓所受总的感化力能否大于极限屈就拉力。 即验证 1vsRDFN RDN——螺栓的许用拉力。判断法兰弯曲应力能否大于法兰许用应力。 法兰截面模量为 螺母处法兰弯曲力矩flMZFaFaZa 重庆大学硕士学位论文36 flEIMrb 此中2ZbEI 10法兰的弯曲应力 flflflMW 11法兰的许用应力 eRallowMr eR——材料的屈就应力Mr——平安系数。 验证 13判断塔架壁弯曲应力能否大于塔架壁许用应力。 塔架壁截面模量 14塔架直径处法兰弯曲力矩 twMFaZab 15twEIMab 16塔架壁的弯曲应力 twtwtwscrtwsMZWst 17验证 1twallow 18对于一般钢布局来说 弹性设想长短常保守的 并且会添加建形成本 所以法兰毗连一般采用塑性设想准绳 对于风力发电机组法兰螺栓毗连也采用这种准绳。而对于塑性设想来说 法兰毗连一般有三种粉碎体例 即螺栓间接被拉断、法兰圆角位置发生塑性铰点 即塑性变形 、螺孔位置与法兰圆角位置同时发生塑4 根本环法兰阐发 37 性铰点。在法兰毗连三种失效模式阐发中 次要考虑在最大截面力的感化下 法兰各部件能否发生塑性变形 即各部件能否达到本身所承受的塑性承载极限载荷。三种失效模式示企图如图4 3所示 失效模式Fig4 Failuremode 法兰失效模式阐发次要考虑在最大截面力的感化下 法兰各部件能否发生塑性变形。 由Petersen 39 可得出三种模式下的力学关系式如下所示 失效模式A 极限载荷 9ubsAplMfAZF此中 ubf 是螺栓抗拉强度 sA 是螺栓拉伸应力面积 M是平安系数 25。失效模式B 极限载荷 3AplBplZaMZFab 此中 sign 3ydewallpltwMfMW 24scrtwstwStW asscrtwscrewsdtSn sign ydewallf 是塔架壁材料的屈就极限 是塔架壁核心到螺栓孔核心的距离。失效模式C 重庆大学硕士学位论文 38 极限载荷 3plplCplMMZFb此中 2yflangeplflMfMW 24scrhflflSdtW scrscrewsPCDSn yflangef 是法兰屈就极限 mr是材料局部平安系数 对于钢材料的塑性弯矩3plM 考虑NM 或VM 的彼此感化3 plM能用如下公式计较获得 designFlyFlscrdesignFlyFlscrUFlplFlplFlVpldesigntwystwscrdesigntwystwscrUtwpltwpltwNplplftSftSFMVVMftSftSFMNNMM 22 mwallydesigntwyffmflangeydesignFlyff 由以下公式能够获得塔壁所受载荷Z同时Z也是感化在受载最大毗连螺栓上的载荷。 2bhzhunfactoredffavaurabletowerhboltsboltsMFZRNN hbM——法兰毗连位置处最大弯矩 hzF ——法兰毗连位置处不包含平安系数的载荷zF htowerR ——法兰毗连位置处的塔壁的中性半径 boltsN——法兰毗连位置处的螺栓个数 favourablef ——无效载荷的局部平安系数。 载荷裕度 min1100 ZSMEZ 此中 minZ为3种失效形式计较中答应的最小Z值 Z为塔架部门的现实载荷 根本环法兰阐发39 法兰毗连计较Table4 Flangeconnection calculation flangefub mm21000 mm2814 fydesign fl mm2285 tflange mm 100 WPL kNm27 67489173 fy design wall mm2325 twall mm 30 WPL 13198E05 MPL mm65 mm65 Failure mode kN733 411 Failure mode kN366 754 Failure mode kN470 273 Decisive mode ZminkN 366 754 kN334 91 margin 法兰强度无限元阐发为了验证使用Petersen方式计较法兰螺栓毗连的靠得住性 现用无限元方式阐发法兰毗连各部件在不异载荷感化下的应力环境。模子采用六面体网格单元进行划分 在法兰圆角处对网格恰当加密 建出L法兰上下毗连的塔筒和根本环假体 然后对模子进行接触设置和施加鸿沟前提及工况载荷。加载完后的模子如图所示 重庆大学硕士学位论文 40 4法兰毗连无限元模子Fig Finiteelement flangeconnection 法兰螺栓毗连局部模子如图所示 局部无限元模子Fig Localfinite element model 因为法兰圆角和焊缝处强度比力亏弱 易发生粉碎 因而从模子图中能够看出 对这两处的网格进行了加密。并且对螺栓、螺母和垫片进行了实体建模 根本环法兰阐发41 比力清晰了然的反映螺栓的受力形态。 对模子的阐发工况同样分两个工况进行 第一个工况为螺栓预紧工况 只对螺栓施加预紧力 成立各部件间的接触关系 第二个工况施加1号法兰地点截面高度的极限载荷。 在无限元阐发软件MSC Marc入彀算法兰毗连模子各部件的应力成果如图所示 法兰应力云图Fig flangeconnection 7法兰螺栓应力云图Fig4 flangebolts

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