VDI_2230高强度螺栓连接的系统计算实例.pdf
采用VDI2230的风力发电机组塔筒法兰联接处螺栓强度分析.
设备设计/诊断维修/再制造现代制造工程(ModernManufacturingEngineering)2011年第5期采用VDI2230的风力发电机组塔筒法兰联接处螺栓强度分析*陈真,杜静,何玉林,刘卫,冯博(重庆大学机械传动国家重点实验室,重庆400044)摘要:针对风力发电机组塔筒法兰联接处螺栓轴线与法兰横向对称中心线不一致,且螺栓所受外载荷为偏心载荷的问题,基于VDI2230螺栓联接理论对法兰联接处螺栓进行理论分析,计算出实际工况下螺栓螺纹处的等效应力,采用有限元理论对法兰联接处螺栓在MSC.Marc/Mentat环境中进行接触强度分析,有限元结果与理论计算结果基本吻合。
研究为螺栓联接强度分析提供了新的思路。
关键词:螺栓;VDI2230螺栓联接理论;风力发电机;有限元中图分类号:TM614 文献标志码:A 文章编号:1671 3133(2011)05 0125 05 StrengthanalysisofboltjointonwindturbinetowerflangebasedonVDI2230 CHENZhen,DUJing,HEYu lin,LIUWe,iFENGBo (TheStateKeyLaboratoryofMechanicalTransmission,ChongqingUniversity,Chongqing4 00044,China)Abstract:Fortowerflangeandboltjointofwindturbine,theaxisofboltisinconsistentwiththeho rizontalsymmetryaxisofflange.Theboltofflangesufferedeccentricload.Thetheoreticalanal ysisofsuchcasewascarriedoutreferringtothetheoryofVDI2230.Equivalentstressunderactu alconditionwasobtained.Onbaseoffiniteelementtheorycontactstrengthanalysisofflangean dboltswereconductedinMSC.Marc/Mentat.Theresultoffiniteelementanalysisisapproxima telyagreeablewiththetheoreticalresult.Providesanovelapproachforstrengthanalysisofbolt. Keywords:VDI2230;boltjoint;windturbine;finiteelement0 引言塔筒法兰联接处螺栓作为风力发电机组重要的联接件,其联接的可靠性决定着整个风力发电机组的整体可靠性,传统螺栓联接强度理论只对螺栓组联接受轴向载荷或受倾覆力矩的情况进行了简单分析[1]论在MSC.Marc/Mentat环境中进行螺栓接触强度分析,为螺栓联接设计提供新的理论依据。
基于VDI2230标准车钩连接螺栓强度分析
基于VDI2230标准车钩连接螺栓强度分析摘要：地铁车钩安装用螺栓是车钩钩缓与车体连接的关键部件，该处螺栓属于高强度螺栓，应用有限元分析软件ANSYS，根据螺栓实际运行工况，采用实体建模法，对某地铁车钩安装座连接螺栓进行接触非线性分析，得出螺栓轴向最大拉力，然后基于VDI2230标准对螺栓进行强度校核，对车钩安装用螺栓的选用和校核具有指导意义。
关键词：高强度螺栓；有限元分析；VDI2230标准；校核0 前言：地铁车辆与车辆之间通过车钩缓连接，车钩缓通过采用螺栓连接的方式与车体底架上的车钩安装座连接，如图1所示。
车钩缓安装是否可靠直接关系到地铁能否安全运行。
为确保地铁可靠安全的运行，在实际设计中，需要对车钩安装用螺栓（图1中安装螺栓）进行强度校核，传统的螺栓强度校核以机械设计手册为校核标准，偏于保守，不能最大限度利用螺栓的承载能力[3]。
德国工程师协会（VDI）制定颁布的VDI2230高强度螺栓连接系统计算标准（以下简称“VDI2230标准”）被广泛认可。
VDI2230标准为设计螺栓连接提供了一种系统的计算方法，确保了其所设计的螺栓连接在功能和操作上都具备一定的可靠度，同时最大限度的利用螺栓的承载能力[1][4]。
本文利用有限元分析软件采用整体建模法对某地铁车钩安装用螺栓进行接触非线性分析，得出螺栓最大轴向拉力，然后基于VDI2230标准对螺栓进行强度校核，为地铁车钩安装用螺栓设计与选用提供参考。
某地铁车钩安装用螺栓参数见表1。
表1 某地铁车钩安装螺栓参数1、地铁车钩安装座用螺栓有限元分析本节将应用有限元软件ANSYS，对车钩安装用螺栓进行有限元分析。
螺栓有限元分析主要方法有真实建模法、无螺栓等效载荷法，螺栓耦合模拟法、螺栓混合建模法等，本次采用真实建模法对车钩安装用螺栓进行分析。
图1 全自动钩缓示意图1.1有限元前处理车钩缓装置零件数量极多，结构比较复杂，本文选取与车钩安装座连接部分作为研究对象，工程应用不同于基础研究，在进行有限元分析时，抓住主要的分析对象，对三维模型进行简化，不仅可以节省计算资源，而且可以获得准确的计算结果，满足工程应用。
VDI_2230计算例题
VDI 2230计算例题讲解主要内容和目的本部分主要通过介绍VDI 2230中附录B 实例B1的计算过程让大家对VDI 2230的计算方法有初步的认识、了解VDI 2230计算的基本步骤和方法，然后演示一个商业软件对该例题的计算，给大家今后的应用提供一种思路和办法。
一、VDI 2230例题B11.1初始条件：图示螺栓连接作为一个中心受力连接的计算例题主要尺寸：液压缸内压力2max /5.5mmN p =。
承压面积2222245364/)2580(4/)(mmD D ASt Z =⋅-=⋅-=ππ。
轴向载荷kNA p F A 9.2445365.5max max=⨯=⋅=。
活塞是一个产生压力的零件，每小时300个工作冲程。
因此轴向载荷可以看作是一个动载荷。
由于螺栓还要有密封的作用，因而在不受载荷的情况下，还应该保持不少于NF KR 3min 10=，以保证安全。
活塞材料为16MnCr5，活塞杆材料为C45。
表面粗糙度mR Z μ16=。
连接扭紧时使用能够指示扭矩的扳手。
1.2计算步骤R0 初步确定螺栓公称直径，核算其适用范围 由表A7，对于集中作用的动载荷NF A 3max109.24⋅=及0=QF ，螺栓的直径可以按以下的步骤进行：表7A 确定螺栓的直径范围A 取NF25000=作为仅次于max A F 的最大比较载荷。
B2 对于集中作用的轴向动载荷，取最小装配预紧力NF M 40000min=。
C 用指示扭矩的扳手扭紧，取最大装配预紧力NF M 63000max=。
D 由表A7第2列，选择尺寸为M12的螺栓，其性能等级为12.9，为的是减小对活塞杆截面的削弱。
选择圆柱螺栓ISO4762－M12⨯60－12.9（GB 70.1-2000修改等同该标准）得到以下尺寸。
R1扭紧系数按采用的扭紧工具（显示扭矩的扳手），扭紧系数按表A8确定，对摩擦因数为B 级， 扭紧系数αA ＝1.7R2确定所需最小的夹紧力 这一连接是中心对称的（0=symS ，见P34，图5.1/5 b ）而且在中心加载（a ＝0，见P34，图5.1/5 a ）。
VDI2230高强度螺栓连接系统计算研究
且根据应力取决于夹 紧零件和被夹 紧零件的弹
性 回能 。因此 总 结 如下 ：
Ｆｓ ＾一 Ｆ＾
（） ２
（） ３
Ｆ＾ Ｆｓ ＋ ＦＰ 一 ＾ ＾ ＦＰ ＝ （ 一 ） ＾ ＾ １ Ｆ
（ ） ４
并且 ：
Ｆ Ｒ Ｆ Ｋ ＝ ｖ— ＦＰ ＝ Ｆｖ （ 一 ） ＾ 一 １ Ｆ＾ （ ） ５
— —
在 大端 轴承 盖 螺 栓 连 接 中， 受 往 复 承
活 塞发 动 机 的振 动 ． 种 螺 栓 的 夹 紧 力 必 须 调 这
整得更高ｔ 以保证 在其 内力作用下不会 出现接 合 面单 侧分 离或 打 滑 。这两 种情 况 都会 由于 螺
栓 连接 的 自动 卸开 或螺 栓 的疲 劳 失效 从 而 引起 逐 渐破坏 。 由于夹 紧力会 引起 受力 轴 承 套变 形 ． 直 到它 们在 接 台 面 完 全停 止 转 动 一 此 夹 紧 力 因 应 该是 内部 压力 产 生的 工作 载荷 的许 多倍 。
一 一
螺 栓 的强 度级 别 ；
图２ 普通情况轴向工作栽荷 Ｆ 连接 图 ， 一
・
一
…
由于工作载荷引起连接体或者连接零
２７ ・
国外技术与管理
。 ＿
交 变 载 荷疲 劳强 度 ；
＼ 、 ＼ ＼
Ｆ 之 间（ 见 ４ ６ ２节 ） Ｍ 参 ．．
～
螺 栓 头 部 或 螺母 引起 的被夹 紧零 件 的
的弹性变形产生了单个螺栓连接处的轴 向载荷
Ｆ 、 向力 Ｆ 、 一横 口 弯矩 Ｍ 以 及 有 时 存 在 的 扭 矩 Ｍｒ 由于结 构零 件 和螺检 连 接 的设 计 是多 种 多 。 样的・ 确定 这 些 基 本 变量 的载 荷 与变 形 分 析是 困 难 而又 复 杂 的 ， 须 利用 静力 学和 弹性 力 学 必
VDI_2230实例
因此，可以求得预加载荷的损失量为
FZ f Z 1 1 8 10 3 2.415 103 N 6 6 S P 2.95 10 3.63 10
R5 要求的最小装配预紧力按公式（R5/1）计算（P22） 。
' FM min FKerf (1 * en ) FA max FZ F Vth 1000 (1 0.008) 24900 2415 0 28116 N
lGew 18 1.152 10 6 mm / N ES Ad 3 2.05 105 76.25
GM G M
lG lM 0.5 d 0.33 d 0.5 12 0.33 12 5 E S Ad3 E S AN E S Ad3 E S AN 2.05 10 76.25 2.05 10 5 113.1
基本实体的外径 DA DZ 80mm
DA 80 3.79 可得 y dWm 21.11
对于穿孔螺栓（DSV）按公式（5.1/27）计算D（D 见 P33，图 5.1/4 b）
tan D 0.362 0.032 ln( L / 2) 0.153ln y 0.362 0.032 ln(1.99 / 2) 0.153ln 3.79 0.556
在热处理以前滚压而成的螺栓，其疲劳极限按（5.5/19）式（P80）计算。
FM max l FMzul(10.9) 。
所选择的螺栓满足工作要求。 R8 工作应力 按（R8/1－P23）式计算最大的螺栓受力
FS max FM zul * en FA max 64800 0.008 24900 64999 N
关于VDI2230高强度螺栓系统计算的使用说明
关于使用VDI2230进行螺栓校核的说明1.通用说明R1. 确定拧紧系数拧紧系数与拧紧方式相关，不同的拧紧方式对应的拧紧系数范围不同。
如果有试验值，则用试验值，如果没有试验值，则根据拧紧方式取VDI2230表A8中拧紧系数范围的中值。
R2.摩擦系数、受力界面数的确定摩擦系数与被连接件的材料、表面处理方式有关。
q f , q m 取值根据连接件的受力方式而定，做一个图例数据库，采用图例说明。
并联或串联R3. 连接类型的确定根据受力情况而定，做一个图例数据库，采用图例说明。
sv1R4. 预紧力损失量VDI2230表中数值是对应屈服强度90%利用率的预紧力的损失量，如果初始预紧力低于这个许用最大预紧力（F M <F Mzul ），预紧力损失量取预紧力的10%。
设计给定的10%。
R7. 屈服强度的利用系数，螺纹最小摩擦系数μGmin屈服强度利用系数v 应根据试验而定，目前根据VDI 标准取0.9作为比较值。
设计提供的预紧力与最大装配预紧力必须要小于F Mzul 。
螺纹最小摩擦系数μG min 由查表得到，如果有试验值，则取试验值。
R8. 确定工作应力如果初始设计给的预紧力合格，则公式（th max max V A n Mzul s F F F F ∆-+=ϕ）中F Mzul 用设计给的预紧力，否则计算终止，或者给设计提建议，采用R6中计算得到的最大装配预紧力，然后使用该预紧力校核。
R9. 确定交变应力F SAO 和F SAU 为计算的轴向载荷乘以螺栓轴向载荷系数。
R10. 确定表面压力F SA为螺栓的轴向载荷，应在F A的基础上乘以螺栓轴向载荷系数，若F A<0，则F SA取零。
F V为设计提供的预紧力。
R11.最小连接长度标准件不用校核，非标准件和螺钉需要校核。
R12.抗滑移安全系数抗滑移安全系数暂时按标准取1.2，如果取1.2不通过，则另外考虑。
2.非高强度螺栓VDI方法校核注意事项需要根据设计给出的预紧力的数值进行校核，不能完全照搬VDI标准中的参数，主要考虑到VDI是针对高强度螺栓建立的，预紧力是按照屈服强度90%利用率定的。
基于VDI2230-2003标准的动车组车钩联接螺栓强度分析
拉力
Ｆ 。
和最 大横 向力 Ｆ 。 ； 然 后 比较
ｉ 的大小 （
与
为 接触 面 间 的静 摩 擦 系
数） ； 最后 根据 （ （ Ｖ Ｄ Ｉ 标准 》 表Ａ ７进 行 螺栓 的尺寸
米 收 稿 日期 ： ２ ０ １ ４ － ０ ３ — １ １
作者简介 ： 王为辉（ １ ９ ８ ９一） ， 男， 硕士研究生 ； 李亚娜 （ １ ９ ７ ７一） ， 女， 副教授 ， 博士 ， 主要从 事车 辆 Ｃ Ａ Ｄ ／ Ｃ Ａ Ｅ及 其 关 键 技 术 、 焊 接 残 余 应 力 与 变 形 的
｛ Ｖ Ｄ Ｉ ２ ２ ３ ０—２ ０ ０ ３螺 栓 强 度 校 核 标 准》 在
螺 栓强度 的分 析 主要 是 理论计 算 和有 限元研 究两
方面， 理论计算一般基于《 机械设计手册》 进行评 估， 也有少数基于｛ Ｖ Ｄ Ｉ ２ ２ ３ ０— ２ ０ ０ ３ 螺栓强度校核
标 准》 （ 以后 简称 《 Ｖ Ｄ Ｉ 标准》 ） 进行校核． 有 限元
能拆卸 及在动力 荷载作用 下不致松 动等优点 ， 并 且
运用 日益广 泛 ， 是 很有发展前途 的连接方法 珥 ．
果， 提取 螺 栓 的 轴 向 力 和 横 向力 ， 结合《 Ｖ Ｄ Ｉ 标 准》 和《 机械设 计手 册》 对 螺 栓 的拉 伸 强度 和 剪切
强 度进行 评估 ， 从 而 为 螺 栓联 接 强 度 分 析 及设 计 提 供理论 依 据．
为 了满 足 高 速 列 车关 键 联 接 部 件 的强 度 要
求， 明确其 强度 薄弱 之处 ， 为车 体关键 联 接部件 的
改进 和确 定提 供依 据 ， 需要 对 高 速 列 车 的关 键 联 接部 件进 行 详 细 的强 度 分 析 Ｊ ．目前 ， 国 内外 对
VDI 2230 Blatt 1 - Schraubenberechnung Ausgabedatum 2015-11(中文版)
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VDI-产品和工艺设计学会（GPP）
产品开发和机0 第 1 部分 5.3 载荷系数和附加螺栓载荷 5.3.1 载荷系数和直到松开极限的附加螺栓载荷 5.3.2 在偏心加载的情况下松开极限的关系 5.3.3 松开连接的关系 5.4 预加载荷 5.4.1 最小夹紧载荷 5.4.2 预加载荷的变化 5.4.3 装配预加载荷和拧紧扭矩 5.4.4 液压无摩擦和无扭矩拧紧 5.4.5 最小装配预加载荷 5.5 应力和强度验证 5.5.1 装配应力 5.5.2 工作应力 5.5.3 交变应力 5.5.4 在螺栓头部和螺母支承面的表面压力 5.5.5 螺纹旋合长度 5.5.6 剪切载荷 6 提高螺栓连接工作可靠性的设计信息 6.1 螺栓连接的耐久性 6.2 螺栓连接的松弛 附录 A 附录 B 计算表 计算举例 63 63 67 70 71 71 71 75 83 84 84 84 87 92 96 97 102 106 106 108 109 130 171 171 171 171 172 175 175 176 179
FAab
偏心加载时松开极限轴向载荷 同心加载时松开极限轴向载荷
FAKa FB
偏心加载时，单侧边缘支承开始时的轴向载荷 在任何方向的连接工作载荷
VDI 2230 第 1 部分
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符号 FK FKA FKab FKerf FKP FKQ FKR FM ΔFM FMm FM max
名称 夹紧载荷 松开极限时最小夹紧载荷 松开极限时夹紧载荷 用于密封功能、摩擦夹紧和防止分界面单侧松开所需的夹紧载 荷 确保密封功能的最小夹紧载荷 通过摩擦夹紧传递横向载荷和/或扭矩的最小夹紧载荷 在通过 FPA 卸载或加载时和在使用中嵌入后， 在分界面的残余夹 紧载荷 装配预加载荷 装配预加载荷 FM 与最小预加载荷 FM min 的差值 平均装配预加载荷 螺栓必须设计的最大装配预加载荷，以便在连接中产生和保持 所需夹紧载荷，尽管在操作期间的拧紧技术和预计嵌入缺乏精 确性 所需最小装配预加载荷； 在 FM max 作为在拧紧技术和最大摩擦中 缺乏精确性的结果时，可能出现的最小装配预加载荷 表 A1 到 A4（ν = 0.9）的装配预加载荷表列值 许用装配预加载荷 螺栓在 0.2%规定非比例伸长应力的装配预加载荷 螺母或内螺纹的脱扣力 螺栓螺纹脱扣力 自由加载螺栓螺纹的断裂力 夹紧部件加载变化的轴向载荷比例，附加板载荷 恢复损失 横向载荷，垂直于螺栓轴线的工作载荷或任何方向工作载荷 FB 的分量 许用螺栓支承压力 许用螺栓剪切力 限制滑动力 螺栓载荷