多工況下風(fēng)電齒輪箱聯(lián)接螺栓疲勞壽命分析*

劉嘉慧，林騰蛟，呂和生，鐘建芳

(1.重慶大學(xué)機(jī)械傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400044； 2.重慶齒輪箱有限責(zé)任公司，重慶 402263)

0 引 言

風(fēng)電齒輪箱是風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的重要部件，所受載荷主要為風(fēng)載，其載荷歷程與風(fēng)速、風(fēng)壓密切相關(guān)，受載情況復(fù)雜多變[1]。風(fēng)電齒輪箱箱體一般采用高強(qiáng)度螺栓聯(lián)接，聯(lián)接螺栓疲勞失效易導(dǎo)致箱體滲油、漏油，引起箱體與內(nèi)齒圈連接失效、傳動(dòng)系統(tǒng)斷齒故障等，螺栓疲勞可靠性直接影響齒輪箱的可靠性[2]。開(kāi)展風(fēng)電齒輪箱高強(qiáng)度螺栓多工況疲勞壽命分析，對(duì)于改進(jìn)齒輪箱設(shè)計(jì)、提升齒輪箱整體使用壽命具有重要意義。

為研究聯(lián)接螺栓疲勞強(qiáng)度，已有較多經(jīng)驗(yàn)公式和設(shè)計(jì)公式提出，如Petersen算法、VDI2230算法和Schmidt-Neuper算法等。龍凱等針對(duì)風(fēng)力機(jī)塔筒法蘭螺栓，基于Schmidt-Neuper理論校核螺栓疲勞強(qiáng)度，研究螺栓預(yù)緊力、螺栓數(shù)量與法蘭厚度對(duì)疲勞損傷的影響[3]。李永奎等結(jié)合Petersen方法與VDI2230規(guī)范，建立風(fēng)力機(jī)塔筒法蘭與地基連接模型，計(jì)算各彈性體等效剛度，獲得螺栓疲勞應(yīng)力譜，分析螺栓疲勞損傷[4]。為準(zhǔn)確計(jì)算螺栓應(yīng)力和載荷分布，可以通過(guò)有限元方法實(shí)現(xiàn)螺栓連接部位有限元建模及應(yīng)力分析。杜靜等提出一種基于接觸分析的高強(qiáng)度螺栓疲勞壽命計(jì)算方法，建立風(fēng)力機(jī)塔筒和主軸的螺栓連接部件有限元模型，計(jì)算螺紋段應(yīng)力及螺栓等效應(yīng)力分布，并與Schmidt-Neuper算法和VDI2230算法所得理論結(jié)果進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證[5-6]。Kang分別建立螺栓實(shí)體模型和梁?jiǎn)卧?jiǎn)化模型，求解螺栓應(yīng)力，對(duì)比得出兩種模型的計(jì)算結(jié)果與理論值差異均較小，且簡(jiǎn)化模型效率較高[7]。由于風(fēng)電齒輪箱結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，筆者采用有限元仿真方法，分析得到較準(zhǔn)確的螺栓應(yīng)力。

風(fēng)電齒輪箱運(yùn)行工況復(fù)雜，且不同工況下聯(lián)接螺栓疲勞壽命不同，Liu等分析了軸向拉伸循環(huán)載荷下的螺栓疲勞性能，并基于Miner線性累積損傷理論得到不同載荷幅值和載荷比下的螺栓疲勞壽命[8]。Pennec等主要研究彎曲力矩對(duì)螺栓軸向應(yīng)力及疲勞壽命的影響規(guī)律，通過(guò)計(jì)算不同螺栓位置與法蘭厚度下的螺栓疲勞壽命，得出彎矩會(huì)引起螺栓軸向交變應(yīng)力增大并降低疲勞壽命[9]。曹罰君針對(duì)風(fēng)電齒輪箱箱體扭力臂聯(lián)接螺栓疲勞強(qiáng)度展開(kāi)研究，提出了一種徑向力、軸向力及彎矩、扭矩聯(lián)合作用下的螺栓應(yīng)力合成及疲勞強(qiáng)度分析方法[10]。以上研究?jī)?nèi)容對(duì)象多為單個(gè)螺栓，少有針對(duì)風(fēng)電齒輪箱整圈螺栓組分析不同疲勞工況和螺栓位置對(duì)螺栓應(yīng)力及疲勞壽命的影響規(guī)律。

以風(fēng)電齒輪箱聯(lián)接螺栓為研究對(duì)象，采用有限元方法建立含螺栓的風(fēng)電齒輪箱箱體模型，分析疲勞扭矩和彎矩工況下螺栓應(yīng)力分布；根據(jù)螺栓應(yīng)力結(jié)果和疲勞載荷譜，編制螺栓疲勞應(yīng)力譜；基于雨流計(jì)數(shù)法和螺栓材料S-N曲線，計(jì)算單一循環(huán)應(yīng)力下疲勞損傷值；進(jìn)而根據(jù)線性疲勞累積損傷理論得到聯(lián)接螺栓總損傷值，研究不同位置螺栓各疲勞工況下的疲勞壽命差異。

1 風(fēng)電齒輪箱聯(lián)接螺栓靜強(qiáng)度分析

1.1 風(fēng)電齒輪箱螺栓連接部件模型

本文研究對(duì)象為某2.5 MW風(fēng)電齒輪箱，風(fēng)力機(jī)輪轂中心載荷由主軸輸入，經(jīng)兩級(jí)行星傳動(dòng)和一級(jí)平行軸齒輪傳動(dòng)，由高速軸輸出。輪轂中心處載荷由各方向水平力、彎矩及扭矩共同組成，其中水平力對(duì)螺栓疲勞強(qiáng)度影響較小，本文主要考慮輪轂中心扭矩和彎矩影響，分析螺栓應(yīng)力及疲勞損傷。

建立2.5 MW風(fēng)電齒輪箱有限元網(wǎng)格模型如圖1(a)所示，模型主要包含箱體、齒圈、主軸、一級(jí)行星架及各位置聯(lián)接螺栓等，共計(jì)單元數(shù)1 207 635，節(jié)點(diǎn)數(shù)1 471 999。對(duì)齒輪箱各圈聯(lián)接螺栓進(jìn)行編號(hào)，如圖1(b)所示。

圖1 風(fēng)電齒輪箱有限元網(wǎng)格

主軸、一級(jí)行星架、箱體及齒圈采用Solid187單元?jiǎng)澐肿杂删W(wǎng)格；墊圈采用Solid185單元?jiǎng)澐钟成渚W(wǎng)格；軸承內(nèi)外圈采用Solid186劃分映射網(wǎng)格；軸承滾子用受壓LINK180單元代替，近似為剛性處理。

風(fēng)電齒輪箱箱體材料為QT400-18AL，彈性模量161GPa，泊松比0.274；內(nèi)齒圈材料為42CrMnMo，彈性模量207 GPa，泊松比0.254；螺栓強(qiáng)度等級(jí)10.9級(jí)，屈服強(qiáng)度940 MPa，彈性模量210 GPa，泊松比0.3，螺栓參數(shù)如表1所列。

表1 螺栓參數(shù)

采用BEAM188梁?jiǎn)卧⒙菟Ｐ?，第一圈與第二圈為雙頭螺柱，螺栓梁?jiǎn)卧Ｐ陀陕菁y段與螺桿段組成；第三圈與第四圈為六角頭螺栓，螺栓梁?jiǎn)卧Ｐ陀陕菽付?、螺紋段與螺桿段組成；螺紋旋合區(qū)域通過(guò)剛性耦合方式連接梁?jiǎn)卧?jié)點(diǎn)與實(shí)體單元節(jié)點(diǎn)，模擬螺紋連接；螺栓梁?jiǎn)卧Ｐ腿鐖D2(a)所示。螺栓梁?jiǎn)卧Ｐ挽o強(qiáng)度分析可得到中心節(jié)點(diǎn)應(yīng)力，為得到螺栓表面應(yīng)力，在節(jié)點(diǎn)橫截面一周設(shè)置16個(gè)評(píng)估點(diǎn)，如圖2(b)所示。

圖2 螺栓模型

根據(jù)VDI2230標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算螺栓名義預(yù)緊力FP，最大預(yù)緊力FPmax和最小預(yù)緊力FPmin如下：

FP=kReAs

(1)

FPmax=FP(1+α)

(2)

FPmax=FP(1+α)

(3)

(4)

式中：k為名義預(yù)緊力水平，取0.7；Re為螺栓屈服強(qiáng)度；AS為螺栓有效截面積；α為預(yù)緊力分散系數(shù)，采用液壓預(yù)緊螺栓的α為0.09～0.23，考慮到文中螺栓均為長(zhǎng)螺栓，取α為0.09。

1.2 邊界條件

2.5MW風(fēng)電齒輪箱支撐方式為三點(diǎn)支撐，在前箱體兩端和主軸支撐位置添加固定約束；在各箱體及齒圈接觸面間建立標(biāo)準(zhǔn)接觸對(duì)，同時(shí)在銷釘連接處截面建立綁定接觸對(duì)，模擬圓柱銷抗剪切作用；借助PRETS179單元對(duì)各螺栓施加預(yù)緊力，并針對(duì)不同工況分別在輪轂和齒圈位置施加疲勞載荷。

風(fēng)電齒輪箱疲勞工況分為疲勞扭矩MX工況和疲勞彎矩MY及MZ工況。對(duì)于疲勞扭矩工況，在內(nèi)齒圈中心位置建立MASS21單元，采用柔性耦合方式建立該處節(jié)點(diǎn)與內(nèi)齒圈嚙合位置節(jié)點(diǎn)的約束方程，并在MASS21單元上施加與輪轂中心扭矩對(duì)應(yīng)的內(nèi)齒圈等效中心扭矩；對(duì)于疲勞彎矩工況，在輪轂中心處建立MASS21單元，采用剛性耦合的方式建立輪轂與主軸的約束方程，并在輪轂中心節(jié)點(diǎn)施加疲勞彎矩，風(fēng)電齒輪箱約束及載荷施加如圖3所示。

圖3 邊界條件

內(nèi)齒圈等效中心扭矩按式(5)和式(6)計(jì)算：

(5)

(6)

式中：Tpc為輪轂中心扭矩；Trg1和Trg2分別為一級(jí)內(nèi)齒圈和二級(jí)內(nèi)齒圈等效中心扭矩；Nrg1和Nrg2為一級(jí)內(nèi)齒圈和二級(jí)內(nèi)齒圈齒數(shù)；Nsun1和Nsun2為一級(jí)太陽(yáng)輪和二級(jí)太陽(yáng)輪齒數(shù)。

各工況輪轂中心疲勞載荷最大值和最小值如表2所列，為得到載荷與螺栓應(yīng)力間的對(duì)應(yīng)關(guān)系，將疲勞載荷從最小值到最大值均分為十個(gè)載荷子步加載，以得到不同載荷值對(duì)應(yīng)的螺栓應(yīng)力。

表2 各工況輪轂中心疲勞載荷 /(kN·m)

1.3 螺栓靜應(yīng)力分析

通過(guò)靜力有限元分析得到各圈螺栓等效應(yīng)力分布，對(duì)比各工況下螺栓等效應(yīng)力可知，疲勞扭矩工況下各圈螺栓等效應(yīng)力較大，給出最大疲勞扭矩工況下的螺栓等效應(yīng)力如圖4所示。

風(fēng)電齒輪箱聯(lián)接螺栓中第一圈螺栓為前箱體和一級(jí)內(nèi)齒圈間的聯(lián)接螺栓，靠近箱體固定端和一級(jí)行星齒輪嚙合位置，螺栓等效應(yīng)力較大，最大等效應(yīng)力達(dá)619 MPa，單螺栓應(yīng)力分布如圖4(b)所示，應(yīng)力較大位置位于螺紋段嚙合處。

圖4 扭矩工況下螺栓等效應(yīng)力分布

由于風(fēng)電齒輪箱聯(lián)接螺栓為非受剪螺栓，其等效應(yīng)力與軸向應(yīng)力相差甚微，故不考慮剪切應(yīng)力影響，提取螺栓梁?jiǎn)卧?jié)點(diǎn)處軸向應(yīng)力及彎曲應(yīng)力，按式(7)計(jì)算節(jié)點(diǎn)總應(yīng)力σtot1。

(7)

式中：σX為螺栓節(jié)點(diǎn)軸向應(yīng)力分量；σZ和σY為螺栓節(jié)點(diǎn)彎曲應(yīng)力分量。

根據(jù)螺栓各節(jié)點(diǎn)應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，取最大節(jié)點(diǎn)總應(yīng)力作為螺栓的總應(yīng)力，各圈螺栓中第一圈及第二圈螺栓總應(yīng)力較大，這里給出了各疲勞工況下第一圈螺栓應(yīng)力曲線，如圖5所示。

由圖可知，僅預(yù)緊力工況下，第一圈螺栓主要受拉，應(yīng)力在600 MPa左右，且分布較均勻。

不同扭矩工況下螺栓應(yīng)力變化較大，且隨扭矩增大螺栓應(yīng)力增大。10號(hào)、20號(hào)、30號(hào)及39號(hào)螺栓位于行星輪與內(nèi)齒圈嚙合處，螺栓應(yīng)力較大，同時(shí)由于10號(hào)和30號(hào)螺栓附近為箱體固定端，該處螺栓應(yīng)力最大。

彎矩工況下，MY和MZ載荷造成第一圈螺栓的傾覆效應(yīng)。正方向彎矩MY作用下，前箱體下側(cè)部分受拉，上側(cè)部分受壓；負(fù)方向彎矩MY作用下，前箱體下側(cè)部分受壓而上側(cè)部分受拉；箱體受拉時(shí)，彎矩引起的螺栓應(yīng)力為拉應(yīng)力，螺栓應(yīng)力隨彎矩增大而增大；箱體受壓時(shí)，彎矩引起的螺栓應(yīng)力與預(yù)緊力作用下的螺栓應(yīng)力方向相反，螺栓應(yīng)力隨彎矩增大而減小。

MZ工況與MY工況類似，正方向彎矩MZ作用下，前箱體左側(cè)受拉而右側(cè)受壓，27～34號(hào)螺栓應(yīng)力較大；負(fù)方向彎矩MZ作用下，前箱體右側(cè)受拉而左側(cè)受壓，7～12號(hào)螺栓應(yīng)力較大。

2 螺栓疲勞壽命分析

2.1 螺栓疲勞應(yīng)力譜

根據(jù)GL規(guī)范[11]，考慮正常發(fā)電、故障、啟動(dòng)、正常停機(jī)、暫停等疲勞設(shè)計(jì)載荷工況，借助Bladed軟件計(jì)算得出符合GL規(guī)范的132個(gè)輪轂中心疲勞載荷譜，其中疲勞彎矩工況的兩個(gè)疲勞載荷譜如圖6所示。

圖6 螺栓疲勞載荷譜

單個(gè)載荷譜長(zhǎng)度為600 s，采樣頻率為20 Hz，根據(jù)輪轂中心疲勞載荷譜，結(jié)合靜應(yīng)力分析結(jié)果，對(duì)梁?jiǎn)卧?jié)點(diǎn)處三向應(yīng)力進(jìn)行轉(zhuǎn)化得到螺栓疲勞應(yīng)力譜。

由靜力有限元計(jì)算結(jié)果可知，螺栓中心節(jié)點(diǎn)軸向應(yīng)力在600 MPa左右，節(jié)點(diǎn)彎曲應(yīng)力在-10～10 MPa之間且多為-1～1 MPa，螺栓主要受拉壓，彎曲應(yīng)力對(duì)結(jié)構(gòu)應(yīng)力影響較小，螺栓橫截面一周的評(píng)估點(diǎn)結(jié)構(gòu)應(yīng)力σtot2計(jì)算式(7)可表示為：

σtot2=σX+σY×cosθ+σZ×sinθ

(7)

式中：θ為螺栓節(jié)點(diǎn)橫截面一周16個(gè)評(píng)估點(diǎn)的位置角度。

按照表2中載荷范圍施加載荷，計(jì)算各螺栓評(píng)估點(diǎn)結(jié)構(gòu)應(yīng)力值，繪制載荷-螺栓應(yīng)力曲線，如圖7所示為第1圈中10號(hào)螺栓第1個(gè)評(píng)估點(diǎn)的載荷-螺栓應(yīng)力曲線。

圖7 螺栓載荷-應(yīng)力曲線

結(jié)合螺栓疲勞載荷譜，分段插值得到各時(shí)間點(diǎn)的螺栓應(yīng)力，并繪制螺栓疲勞應(yīng)力譜，給出圖6中載荷譜對(duì)應(yīng)的螺栓疲勞應(yīng)力譜如圖8所示。

圖8 螺栓疲勞應(yīng)力譜

2.2 雨流計(jì)數(shù)法

采用雨流計(jì)數(shù)法處理螺栓疲勞應(yīng)力譜，該方法建立在對(duì)封閉的應(yīng)力應(yīng)變遲滯回線進(jìn)行逐個(gè)計(jì)數(shù)的基礎(chǔ)上，能充分反映隨機(jī)加載的完整過(guò)程。借助nCode軟件，運(yùn)用雨流計(jì)數(shù)法可得到螺栓疲勞應(yīng)力譜中各子循環(huán)應(yīng)力幅值和均值對(duì)應(yīng)的循環(huán)次數(shù)。

將圖8中的螺栓應(yīng)力譜進(jìn)行雨流計(jì)數(shù)得到圖9所示疲勞應(yīng)力譜結(jié)果，圖中長(zhǎng)方體長(zhǎng)、寬、高分別表示不同子循環(huán)對(duì)應(yīng)的應(yīng)力幅值、平均應(yīng)力和循環(huán)次數(shù)。應(yīng)力幅值與平均應(yīng)力近似于正態(tài)分布，疲勞應(yīng)力譜中循環(huán)次數(shù)較大的子循環(huán)集中分布在應(yīng)力幅值較小處。

圖9 雨流計(jì)數(shù)結(jié)果

2.3 螺栓S-N曲線

根據(jù)GL規(guī)范，在雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)系下螺栓S-N曲線可近似為兩段相連的直線。曲線斜率在拐點(diǎn)D點(diǎn)處發(fā)生變化，第一段直線斜率為-1/3，第二段直線斜率為-1/5，且拐點(diǎn)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)ND為5×106，拐點(diǎn)處應(yīng)力幅值σD計(jì)算如式(8)所示。

σA為應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為2×106時(shí)的應(yīng)力幅值，對(duì)于先滾壓后熱處理的螺栓，綜合考慮螺栓安全系數(shù)和尺寸效應(yīng)，σA計(jì)算如式(9)所示：

(8)

(9)

式中：γM為螺栓疲勞安全系數(shù)，取1.15；kS為名義直徑d大于30 mm時(shí)的螺栓縮減系數(shù)。

以M39螺栓為例給出S-N曲線如圖10所示，計(jì)算得到拐點(diǎn)應(yīng)力幅值σD=42.6 MPa。

圖10 螺栓S-N曲線

文中螺栓應(yīng)力譜平均應(yīng)力大于零，需考慮平均應(yīng)力對(duì)螺栓疲勞壽命的影響，采用平均應(yīng)力修正模型。為保證計(jì)算結(jié)果與實(shí)際較吻合，選用Goodman直線模型進(jìn)行循環(huán)應(yīng)力修正[12]：

(10)

式中：σa為循環(huán)應(yīng)力幅值；σ-1為應(yīng)力比R=-1時(shí)的疲勞極限；σm為平均應(yīng)力；σb為材料極限強(qiáng)度。

2.4 線性疲勞累積損傷理論

在循環(huán)載荷作用下，疲勞損傷可以線性累加，各應(yīng)力相互獨(dú)立、互不相關(guān)，當(dāng)損傷累積起來(lái)到一定數(shù)值，試件就會(huì)發(fā)生疲勞破壞。

采用等損傷線性疲勞累積損傷理論中的Palmgren-Miner理論預(yù)測(cè)變應(yīng)力幅值下的疲勞損傷，應(yīng)力譜中當(dāng)前應(yīng)力水平Si造成的損傷為Di、第j個(gè)螺栓應(yīng)力譜造成的損傷Dj及螺栓評(píng)估點(diǎn)的總損傷值DP可按下式計(jì)算。

(11)

(12)

(13)

式中：ni為對(duì)應(yīng)當(dāng)前應(yīng)力水平Si的實(shí)際應(yīng)力循環(huán)次數(shù)；Ni為S-N曲線中對(duì)應(yīng)當(dāng)前應(yīng)力水平Si的循環(huán)次數(shù)；Cj為第j個(gè)螺栓應(yīng)力譜對(duì)應(yīng)的20年循環(huán)次數(shù)；DCR為臨界疲勞損傷，通常取1。

當(dāng)總損傷DP大于臨界疲勞損傷時(shí)，認(rèn)為試件發(fā)生疲勞破壞。

結(jié)合圖9、10中計(jì)算結(jié)果，按式(12)計(jì)算得到疲勞損傷如圖11所示。按式(13)計(jì)算直方圖中每個(gè)應(yīng)力循環(huán)對(duì)應(yīng)損傷值的總和，可得到單個(gè)螺栓疲勞應(yīng)力譜對(duì)應(yīng)的螺栓疲勞損傷值。

對(duì)比圖9與圖11可以看出，循環(huán)次數(shù)一定時(shí)，應(yīng)力幅值較大，其子循環(huán)對(duì)應(yīng)的疲勞損傷越大。

圖11 疲勞損傷直方圖

2.5 螺栓疲勞分析結(jié)果

將螺栓應(yīng)力譜、螺栓S-N曲線輸入nCode軟件，設(shè)置計(jì)算類型、應(yīng)力修正模型、材料表面參數(shù)等參數(shù)，計(jì)算得到各螺栓應(yīng)力譜對(duì)應(yīng)的疲勞損傷值，按式(14)計(jì)算各螺栓評(píng)估點(diǎn)的損傷值DP。

以單個(gè)螺栓各評(píng)估點(diǎn)中的最大損傷值作為該螺栓的疲勞損傷值，各疲勞工況下螺栓最大疲勞損傷值及對(duì)應(yīng)的螺栓編號(hào)如表3所列。

表3 螺栓最大疲勞損傷值及螺栓編號(hào)

由表可知，第1圈和第2圈螺栓由于應(yīng)力及應(yīng)力幅值較大，疲勞損傷值也較大，第3圈螺栓疲勞損傷值次之，第四圈螺栓遠(yuǎn)離載荷施加位置，疲勞損傷值最小。最大疲勞損傷值出現(xiàn)在疲勞彎矩MY工況第1圈的20號(hào)螺栓上，其損傷值為0.853，疲勞壽命23.4年，可滿足風(fēng)電齒輪箱20年的使用壽命要求。

第一圈螺栓靠近主軸及箱體支撐位置，受載情況較復(fù)雜，各疲勞工況下疲勞損傷值均較大，疲勞壽命較低。針對(duì)該圈螺栓，給出各工況下不同位置螺栓的疲勞損傷分布如圖12所示。

圖12 第一圈螺栓疲勞損傷值

由圖可知，不同疲勞工況中最危險(xiǎn)螺栓的位置也有差異。疲勞扭矩MX工況下，由于靠近箱體固定端處螺栓應(yīng)力變化較大，其疲勞損傷值較大，如第1圈中9～13與27～31號(hào)螺栓；疲勞彎矩MY工況下，前箱體上下兩側(cè)螺栓受到彎矩MY影響，應(yīng)力變化明顯，疲勞損傷值較大，如第1圈中1～7、14～27與33～39號(hào)螺栓；疲勞彎矩MZ工況下，前箱體左右兩側(cè)螺栓受彎矩MZ影響，疲勞損傷值較大，如第1圈中7～17與27～33號(hào)螺栓，且由于相應(yīng)載荷譜中多受正方向彎矩，即左側(cè)螺栓受拉，導(dǎo)致左側(cè)螺栓相比右側(cè)螺栓疲勞損傷值較大；彎矩造成風(fēng)電齒輪箱前箱體螺栓疲勞壽命差異較大，產(chǎn)生傾覆效應(yīng)，其影響不可忽略。

3 結(jié) 論

進(jìn)行了風(fēng)電齒輪箱聯(lián)接螺栓疲勞壽命分析，得到疲勞扭矩和疲勞彎矩工況下的螺栓應(yīng)力與疲勞損傷值并進(jìn)行對(duì)比分析，對(duì)于提高風(fēng)電齒輪箱整體使用壽命具有重要意義。研究得出以下結(jié)論：

(1) 各疲勞工況下不同位置螺栓應(yīng)力分布不同，其中前箱體與一級(jí)內(nèi)齒圈間聯(lián)接螺栓應(yīng)力較大，螺栓應(yīng)力隨扭矩增大而增大。當(dāng)彎矩引起螺栓拉應(yīng)力增加時(shí)，螺栓應(yīng)力隨彎矩增大而增大；當(dāng)彎矩引起螺栓拉應(yīng)力減少時(shí)，螺栓應(yīng)力隨彎矩增大而減少。

(2) 根據(jù)螺栓疲勞分析結(jié)果，各位置螺栓均滿足疲勞強(qiáng)度要求，螺栓最大疲勞損傷值出現(xiàn)在疲勞第一圈的20號(hào)螺栓上，其損傷值為0.853，疲勞壽命23.4年。

(3) 疲勞扭矩工況中，前箱體與一級(jí)內(nèi)齒圈間聯(lián)接螺栓疲勞損傷值較大，且危險(xiǎn)螺栓位于箱體兩端固定處附近；疲勞彎矩MY工況中，Y軸附近的螺栓疲勞損傷值較大；疲勞彎矩MZ工況中，Z軸附近的螺栓疲勞損傷值較大。