風(fēng)電塔筒環(huán)法蘭連接結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘?shù)钠谔匦?/h1>
2025-03-18 00:00:00樊軻戴靠山衡俊霖王睿廖光明
土木建筑與環(huán)境工程 2025年2期
摘要：結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘具有預(yù)緊力穩(wěn)定、防松性能優(yōu)異、抗疲勞和抗延遲斷裂能力強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，有望取代目前風(fēng)電塔筒環(huán)法蘭連接采用的高強(qiáng)螺栓，但其在法蘭中的疲勞性能尚待相關(guān)研究檢驗(yàn)。針對采用結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘?shù)沫h(huán)法蘭連接，開展對照性模型疲勞試驗(yàn)和精細(xì)化數(shù)值分析，探究其疲勞特性與劣化機(jī)理?；诃h(huán)法蘭荷載傳遞特征，在靜載拉伸試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，開展12件模型試件的疲勞試驗(yàn)，包含高強(qiáng)螺栓和高強(qiáng)鉚釘試件各6件；結(jié)合基于局部應(yīng)變的SWT疲勞評價方法，開展精細(xì)化多尺度有限元分析。結(jié)果表明：兩類試件的疲勞失效均易見于第一扣螺紋處；在200萬次加載循環(huán)下，高強(qiáng)鉚釘試件的平均等效疲勞強(qiáng)度為68.9 MPa，較高強(qiáng)螺栓的52.1 MPa提高約32.2%；由于高強(qiáng)鉚釘與套環(huán)間的螺紋更加平緩且內(nèi)、外螺紋間接觸面積更大，更能有效降低螺紋根部應(yīng)力集中，提升抗疲勞性能。對采用結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘?shù)沫h(huán)法蘭連接進(jìn)行疲勞驗(yàn)算時，鉚釘疲勞強(qiáng)度等級可取為FAT 56，配合指數(shù)常數(shù)m=3。
關(guān)鍵詞：風(fēng)電塔筒；環(huán)法蘭連接；結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘；高強(qiáng)螺栓；疲勞性能；模型試驗(yàn)；數(shù)值分析
中圖分類號：TU391 """"文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A """"文章編號：2096-6717（2025）02-0151-11
Fatigue feature of structural high-strength rivets in ring flange connections of wind turbine towers
FAN Ke1，"DAI Kaoshan1，"HENG Junlin2，"WANG Rui3，"LIAO Guangming1
（1. Department of Civil Engineering， Sichuan University， Chengdu 610065， P. R. China；"2. College of Civil and Transportation Engineering， Shenzhen University， Shenzhen 518052， Guangdong， P. R. China；"3. Sichuan College of Architectural Technology， Deyang 618000， Sichuan， P. R. China）
Abstract： The structural high-strength （HS） rivet demonstrated advantages including preload stability and excellent resistance to loosening， fatigue and delayed fracture. Thus， the HS rivet has become a promising alternative to the HS bolt currently used in the ring-flange connection of wind turbine towers. However， relevant studies are still lacked and required on the fatigue performance of HS rivets in ring-flange connections. In the work， comparative model fatigue tests and refined numerical analysis were conducted on the ring-flange connection with HS rivets， in order to investigate its fatigue feature and deterioration mechanism. Firstly， based on the load transfer feature of ring flange connections， model fatigue tests of twelve specimens were conducted after the static tensile test. The tested twelve specimens included six with HS rivets and six with HS bolts. Further， multi-scale finite element analysis was performed with refined models， in accordance with the local strain-based SWT fatigue evaluation approach. According to the result， the first engaged thread of rivets/bolts is prone to fatigue failure in both the two types of specimens. Under the 2 million loading cycles， the equivalent fatigue strength of HS rivet specimens shows a mean value of 68.9 MPa， which increases by 32.2% compared with the value （52.1 MPa） of HS bolt specimens. The stress concentration at the root of the threads could be effectively mitigated due to the flattened thread and the increased contact area of inner-outer threads between the sleeve ring and HS rivet. Consequently， the fatigue performance of HS rivets is enhanced. As above， this study suggested that in the fatigue check of ring-flange connections with structural HS rivets， the fatigue strength of HS rivets could be determined as FAT 56， in accordance with the power constant of m"= 3.
Keywords： wind turbine tower；"ring flange connection；"structural high-strength rivet；"high-strength bolt；"fatigue performance；"model test；"numerical analysis
風(fēng)力發(fā)電作為一種重要清潔能源，具有技術(shù)成熟、風(fēng)險小、成本低且規(guī)模效益顯著的特點(diǎn)[1]，隨著2030年“碳達(dá)峰”、2060年“碳中和”戰(zhàn)略目標(biāo)的提出[2]，風(fēng)力發(fā)電得到廣泛關(guān)注和普遍應(yīng)用[3-4]。為提高和穩(wěn)定產(chǎn)能，風(fēng)電機(jī)組漸趨大型化，導(dǎo)致運(yùn)營荷載和葉輪尺寸顯著提升[5]，其下部支撐塔筒高度和截面也隨之增長。特別地，塔筒環(huán)法蘭連接具有偏心受力特征，機(jī)組運(yùn)行產(chǎn)生的交變荷載將不同程度地傳遞至法蘭連接螺栓處，誘發(fā)其松弛和疲勞失效[6-7]。隨著在役風(fēng)機(jī)的數(shù)目和服役年限持續(xù)增長，法蘭連接螺栓的長期劣化問題日益突出，已經(jīng)出現(xiàn)一系列由于連接螺栓松弛、疲勞等造成的安全事故工程案例[8-9]。
通常，高強(qiáng)度螺栓的初始預(yù)緊力存在較大不確定性，且在機(jī)組運(yùn)營過程中極易出現(xiàn)松弛，需要人工定期檢查和維護(hù)，無法適應(yīng)未來深遠(yuǎn)海風(fēng)電技術(shù)發(fā)展[10]。Seidel等[11]研究了法蘭受載與螺栓應(yīng)力之間的關(guān)系，建立了兩者之間的傳遞關(guān)系曲線，指出法蘭受到的循環(huán)荷載會傳遞到連接螺栓處而導(dǎo)致疲勞破壞。翟偉廉等[12]對不同法蘭螺栓松動損傷條件下的輸電塔結(jié)構(gòu)等效簡化建模分析，發(fā)現(xiàn)法蘭螺栓松動會引起法蘭節(jié)點(diǎn)的剛度折減。陳凱[13]建立了簡化的等效風(fēng)電塔整體模型，研究螺栓松動對塔頂位移和法蘭間隙寬度及塔筒動力特性的影響規(guī)律。此外，由于內(nèi)外螺紋之間配合公差的存在，高強(qiáng)螺栓連接結(jié)構(gòu)螺栓和螺母配合位置存在間隙，腐蝕物質(zhì)易從螺紋間隙處進(jìn)入螺紋處，引發(fā)氫致延遲斷裂[14-15]。風(fēng)電塔筒工作場地偏遠(yuǎn)、服役環(huán)境惡劣，其高強(qiáng)螺栓連接所面臨的松弛、疲勞、延遲斷裂等問題突出，相應(yīng)的行業(yè)痛點(diǎn)亟待解決。
作為一種新型連接形式，結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)度鉚釘（簡稱“高強(qiáng)鉚釘”）具有更好的軸力一致性、優(yōu)異的防松性能以及更強(qiáng)的抗疲勞性能[16]。高強(qiáng)鉚釘連接采用徑向擠壓套環(huán)的安裝方式，消除了鉚釘和套環(huán)之間的間隙，在腐蝕環(huán)境下，外界的腐蝕物質(zhì)無法進(jìn)入鉚釘和套環(huán)配合部位，大大降低了連接結(jié)構(gòu)發(fā)生氫致延遲斷裂的概率[17]。現(xiàn)階段，高強(qiáng)鉚釘已成功應(yīng)用于航空航天[18-20]、鐵道車輛[21]、橋梁[22]等特種領(lǐng)域。張?zhí)煨鄣?sup>[23]對高強(qiáng)度不銹鋼短尾高強(qiáng)鉚釘進(jìn)行了材料單軸拉伸試驗(yàn)、單釘預(yù)緊力測量試驗(yàn)，結(jié)果表明，高強(qiáng)鉚釘預(yù)緊力更高且松弛幅度極小。王永巖等[24]對機(jī)車用高強(qiáng)鉚釘緊固件進(jìn)行疲勞試驗(yàn)研究，建立了該類緊固件的疲勞強(qiáng)度模型。王中興[25]對高強(qiáng)鉚釘連接的鋁合金T型件進(jìn)行拉伸試驗(yàn)，分析了其極限承載力與變形能力，揭示了高強(qiáng)鉚釘在不同荷載組合作用下的破壞模式。張欽等[26]進(jìn)行了單釘試驗(yàn)對比和多釘連接的節(jié)點(diǎn)疲勞性能對比試驗(yàn)，結(jié)果表明，在相同受力情況下，高強(qiáng)鉚釘?shù)钠谛阅苊黠@優(yōu)于高強(qiáng)螺栓。
綜上可知，隨著風(fēng)電建設(shè)的持續(xù)推進(jìn)，其支撐塔筒環(huán)法蘭連接中高強(qiáng)螺栓存在的易松弛、疲勞和延遲斷裂等劣化問題日益凸顯，阻礙了風(fēng)電技術(shù)進(jìn)一步發(fā)展。作為傳統(tǒng)高強(qiáng)螺栓的有力升級替代品，高強(qiáng)鉚釘能夠從機(jī)理層面有效克服松弛和延遲斷裂問題，其有效性已在高鐵列車、高層建筑和橋梁等領(lǐng)域得到初步驗(yàn)證，但在風(fēng)電領(lǐng)域尚缺乏相關(guān)試驗(yàn)研究以及支撐其進(jìn)一步工程應(yīng)用?；诖?，筆者針對采用結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘?shù)娘L(fēng)電塔筒環(huán)法蘭連接，在靜載拉伸試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，開展對照性模型疲勞試驗(yàn)和精細(xì)化數(shù)值分析，探究其疲勞特性與劣化機(jī)理，提出相關(guān)工程建議。
1 試驗(yàn)概況
1.1 試件設(shè)計
為盡可能以最小試驗(yàn)成本真實(shí)模擬連接螺栓處的邊界條件，依據(jù)某特大型風(fēng)電塔筒設(shè)計方法，參考相關(guān)法蘭試驗(yàn)?zāi)Ｐ驮O(shè)計[27-29]，結(jié)合環(huán)法蘭受力特征[30-31]，以螺栓為中心，將其環(huán)向分割為寬100 mm的受力節(jié)段，設(shè)計如圖1所示的1∶2縮尺模型試件。其中，法蘭材質(zhì)為Q345D鋼，采用機(jī)械加工一體成型，其根部倒角半徑為5 mm。連接螺栓選擇M20規(guī)格，等級為10.9級，桿長為110 mm。栓孔采用銑削加工成型，其尺寸滿足《緊固件螺栓和螺釘通孔》（GB 5277—85）[32]的中等裝配精度要求，直徑為22 mm。同時，根據(jù)疲勞試驗(yàn)機(jī)端頭與試件的連接方式，如圖2（a）所示，設(shè)計了如圖2（b）所示的填板作為工裝，其材質(zhì)為同等級的Q345D鋼，板厚40 mm，末端由機(jī)械加工形成36 mm直徑的細(xì)壓螺紋段（螺距1 mm），以便于與疲勞試驗(yàn)機(jī)作動器直接相連。
1.2 材性試驗(yàn)
試驗(yàn)采用的高強(qiáng)螺栓為10.9級M20鋼結(jié)構(gòu)用大六角頭螺栓，高強(qiáng)鉚釘采用與高強(qiáng)螺栓同規(guī)格等級。為檢驗(yàn)高強(qiáng)度螺栓材料與高強(qiáng)鉚釘?shù)撵o力性能，選用本次試驗(yàn)的同批次試件，根據(jù)《金屬材料拉伸試驗(yàn)第1部分：室溫試驗(yàn)方法》（GB/T 228.1—2021）[33]，測得其基本力學(xué)性能，如表1所示。在疲勞試驗(yàn)前，對每個高強(qiáng)度螺栓和高強(qiáng)鉚釘試件進(jìn)行詳細(xì)的表觀檢查，確保螺紋處無肉眼可見的初始缺陷。
1.3 試驗(yàn)方案
由于環(huán)法蘭在螺栓預(yù)緊力作用下的偏心受力特性，筒壁荷載與螺栓力間存在較強(qiáng)的非線性關(guān)聯(lián)，通常可采用“傳遞函數(shù)”（Load Transfer Function， LTF）[34]表征。通過該傳遞函數(shù)，可實(shí)現(xiàn)依據(jù)塔筒荷載測算螺栓荷載，從而確定疲勞應(yīng)力幅。為提高加載效率，試驗(yàn)采用長春仟邦QBG-300疲勞試驗(yàn)機(jī)進(jìn)行高頻加載（約100 Hz）。由于難以通過常規(guī)應(yīng)變測量方法直接測量試件應(yīng)力幅，因此，在正式開展模型疲勞試驗(yàn)前，對模型試件開展拉伸試驗(yàn)和數(shù)值仿真模擬，以建立有效的Zs-Ft傳遞函數(shù)關(guān)系，實(shí)現(xiàn)基于作動器加載力的疲勞應(yīng)力幅推導(dǎo)。
模型試驗(yàn)加載如圖3所示。根據(jù)某實(shí)際5 MW風(fēng)機(jī)塔筒技術(shù)設(shè)計方案，選取20 m/s額定風(fēng)速下的對應(yīng)換算法蘭力，為提高加載效率，在浮動調(diào)整的基礎(chǔ)上等效放大法蘭力，確定試驗(yàn)采用的法蘭加載上下限，方案如表2所示。對于采用高強(qiáng)螺栓的常規(guī)環(huán)法蘭模型，考慮到已有大量相關(guān)疲勞試驗(yàn)結(jié)果和較為成熟的設(shè)計驗(yàn)算曲線[35-37]，僅固定單個應(yīng)力幅進(jìn)行加載測試。同時，如前述分析，采用新型高強(qiáng)鉚釘?shù)沫h(huán)法蘭相關(guān)研究尚未開展，故依據(jù)傳遞函數(shù)選取不同荷載上、下限進(jìn)行測試，以期初步建立其設(shè)計疲勞驗(yàn)算曲線。
1.4 量測方案
高強(qiáng)螺栓設(shè)計預(yù)緊力取155 kN，裝配預(yù)緊力取設(shè)計值的1.1倍[38]，即170 kN。根據(jù)出廠報告，高強(qiáng)螺栓扭矩系數(shù)為0.2，相應(yīng)地可確定其施擰扭矩為680 N·m。高強(qiáng)鉚釘保持與高強(qiáng)螺栓試件一致的設(shè)計和裝配預(yù)緊力，采用廠商提供的便攜式液壓鉚釘槍直接進(jìn)行張拉。在通過鉚槍卡爪拉拔釘桿張拉至設(shè)計預(yù)拉力后，通過其前端夾緊機(jī)構(gòu)擠壓套環(huán)，實(shí)現(xiàn)釘桿環(huán)狀獨(dú)立螺紋與套環(huán)間的密貼裝配。
靜載試驗(yàn)中，在法蘭背面安裝應(yīng)變片監(jiān)測法蘭受力，同時，利用壓力環(huán)傳感器實(shí)時測量螺栓內(nèi)力變化，如圖4所示。靜載每10 kN為一級，直到螺栓應(yīng)力達(dá)到其屈服強(qiáng)度的80%。為準(zhǔn)確測量螺栓力，在栓桿或釘桿距栓/釘頭20 mm處徑向打磨出凹槽，將深度控制在1 mm以內(nèi)，在打磨處進(jìn)行充分磨光拋光，從而盡最大可能避免加工造成的初始缺陷，將應(yīng)變片軸向?qū)ΨQ粘貼其中[39]，如圖5所示。此外，對于用于疲勞加載測試的模型試件，試驗(yàn)中未進(jìn)行打磨和應(yīng)變片安裝，以避免額外加工引起的潛在初始缺陷，實(shí)現(xiàn)對螺栓預(yù)緊力和靜載響應(yīng)更有效的監(jiān)測與校核。
在靜力拉伸試驗(yàn)加載過程中，通過安裝電子式千分位移計，如圖6所示，對上、下法蘭根部處相對位移進(jìn)行連續(xù)監(jiān)測，實(shí)時記錄每一級荷載下的法蘭根部位移。
2 試驗(yàn)結(jié)果分析
2.1 斷口形貌分析
針對試驗(yàn)中高強(qiáng)螺栓與高強(qiáng)鉚釘?shù)钠谄茐臄嗫谛蚊?，從宏觀和細(xì)觀層面進(jìn)行分析，探究法蘭連接中高強(qiáng)螺栓與高強(qiáng)鉚釘?shù)钠谄茐奶卣鳌?/p>
高強(qiáng)螺栓宏觀失效模式如圖7所示。除試件HS-4在螺紋終止線處發(fā)生疲勞斷裂外，其余5個試件均在螺栓與螺母相接觸的第1扣螺紋根部發(fā)生疲勞斷裂。同時可看出，由于螺栓同時承受彎曲和軸向荷載，破壞的試驗(yàn)螺栓桿整體呈現(xiàn)輕微彎曲，且裂紋萌生于彎曲受拉側(cè)。類似地，高強(qiáng)鉚釘宏觀失效模式如圖8所示。其中，除試件HR-6在釘頭底部發(fā)生疲勞開裂外，其余試件中疲勞裂紋均源于套環(huán)與鉚釘相接觸的第一扣螺紋處。
高強(qiáng)螺栓宏觀斷面如圖9所示?？梢钥闯?，其斷面可大致分為3部分：疲勞裂紋源、裂紋擴(kuò)展區(qū)和瞬斷區(qū)。所有試件中疲勞裂紋均萌生于螺紋的根部表面，且存在兩個或多個裂紋源。疲勞裂紋由中心逐步向螺栓內(nèi)側(cè)擴(kuò)展，其擴(kuò)展區(qū)的斷面總體較光滑、顏色較明亮，占斷口面積一半左右。當(dāng)裂紋擴(kuò)至約50%直徑處時，螺栓驟然斷裂，瞬斷區(qū)有明顯的剪切唇特征，且斷口較鋒利。高強(qiáng)鉚釘宏觀斷面如圖10所示，相比高強(qiáng)螺栓試件，高強(qiáng)鉚釘試件的斷裂韌性有所提高，沒有出現(xiàn)像高強(qiáng)螺栓那樣的多個裂紋萌生點(diǎn)，破壞斷面整體更為平整光滑，裂紋擴(kuò)展區(qū)的面積相比高強(qiáng)螺栓更大，裂紋的擴(kuò)展面傾斜角度較小，基本和螺紋在同一平面，瞬斷區(qū)高度相對較低，約為一個螺距高度，瞬斷區(qū)面積相對較小。
2.2 傳遞函數(shù)與法蘭根部位移
利用靜載拉伸試驗(yàn)獲得各組試件的法蘭根部位移，如圖11所示。隨著法蘭力的增長，法蘭根部位移呈非線性增長，當(dāng)法蘭力達(dá)到80 kN時，法蘭根部位移約0.7 mm，連接螺栓應(yīng)力約達(dá)到屈服強(qiáng)度的80%?？傮w上，高強(qiáng)螺栓的根部位移與高強(qiáng)鉚釘?shù)母课灰茀^(qū)間接近，但高強(qiáng)鉚釘位移略低。如前述分析，高強(qiáng)鉚釘與套環(huán)間采用擠壓一體成型，有效消除了兩者間裝配間隙，從而略微降低了其靜載拉伸試驗(yàn)中所產(chǎn)生的拉伸變形量。雖然兩類試件的法蘭根部位移略有差異，但其所處區(qū)間的重疊程度較高，表明兩種模型法蘭的結(jié)構(gòu)剛度一致性較強(qiáng)，傳遞函數(shù)較為接近。
進(jìn)一步地，采用有限元分析系統(tǒng)ABAQUS建立模型試件的3D有限元模型，如圖12所示，模型采用空間三維縮減積分實(shí)體單元C3D8R來模擬，選取4 mm全局網(wǎng)格尺寸，試件下側(cè)填板與試驗(yàn)機(jī)工裝相連，故有限元模型采取固定約束，同時限制位移與轉(zhuǎn)角。試件上側(cè)填板固定在試驗(yàn)機(jī)作動頭，模型通過設(shè)置參考點(diǎn)對其頂面施加集中力，以模擬試驗(yàn)機(jī)拉力。此外，在正式加載前，通過初始應(yīng)變法對螺栓施加預(yù)緊荷載。螺栓材料屬性采用表1數(shù)據(jù)，鋼材和高強(qiáng)螺栓的本構(gòu)關(guān)系模型采用雙折線模型，滿足Mises屈服準(zhǔn)則，泊松比取0.3。
通過靜載試驗(yàn)測量兩組傳遞函數(shù)，同時與有限元預(yù)測值進(jìn)行對比分析，如圖13所示?？梢钥闯觯捎谠嚰庸づc裝配的一致性較好，兩次實(shí)測傳遞函數(shù)離散性相對緩和，且以有限元預(yù)測值為中心小幅波動，表明有限元精細(xì)仿真在傳遞函數(shù)預(yù)測中的有效性。因此，為解決模型疲勞中螺栓應(yīng)力幅難以直接量測的問題，采用有限元預(yù)測值，依據(jù)作動器加載力直接重構(gòu)螺栓荷載。
2.3 疲勞試驗(yàn)結(jié)果
共測試12個模型試件，包含高強(qiáng)螺栓法蘭模型和高強(qiáng)鉚釘法蘭模型各6件。當(dāng)試件中單側(cè)螺栓或鉚釘出現(xiàn)疲勞斷裂時，即認(rèn)為試件失效而終止試驗(yàn)，此時的荷載循環(huán)次數(shù)即認(rèn)為是疲勞壽命。表3、表4分別給出了高強(qiáng)螺栓和高強(qiáng)鉚釘試件的疲勞模型試驗(yàn)結(jié)果和相關(guān)統(tǒng)計分析值。
為直觀對比起見，依據(jù)S-N曲線的對數(shù)準(zhǔn)則，以200萬次循環(huán)為基準(zhǔn)進(jìn)行等效疲勞強(qiáng)度換算，如式（1）所示。
（1）
式中：Δσeqv為200萬次等效疲勞強(qiáng)度，簡稱為等效疲勞強(qiáng)度；ΔσR和NR分別為實(shí)際加載應(yīng)力幅和對應(yīng)荷載循環(huán)次數(shù)；m為S-N曲線的指數(shù)常數(shù)，取m=3=3；Neqv為等效循環(huán)次數(shù)，取Neqv=2×106。
可以看出，高強(qiáng)螺栓在200萬次的平均等效疲勞強(qiáng)度為52.1 MPa，而高強(qiáng)鉚釘?shù)南鄳?yīng)疲勞強(qiáng)度為68.9 MPa，提高約32.2%。同時，兩類試件的疲勞壽命均存在一定離散性，且高強(qiáng)鉚釘試件的離散性相對較小。以等效疲勞強(qiáng)度的變異系數(shù)計，高強(qiáng)鉚釘為0.07，較高強(qiáng)螺栓的0.13，顯著降低約46.2%。
進(jìn)一步地，采用μ?2σ的統(tǒng)計特征值（對應(yīng)正態(tài)分布下的單側(cè)97.7%存活率）作為疲勞強(qiáng)度下限指標(biāo)進(jìn)行分析，可知：高強(qiáng)鉚釘?shù)钠趶?qiáng)度下限值為59.2 MPa，較高強(qiáng)螺栓的38.7 MPa，約提高53.0%，有效地保障了其在工程應(yīng)用中的可靠性。
3 疲勞劣化機(jī)理分析
3.1 局部應(yīng)變的SWT疲勞評價方法
由于螺紋處存在，應(yīng)力集中在試驗(yàn)加載中，法蘭連接螺栓或鉚釘雖整體處于彈性狀態(tài)，其缺口處的局部應(yīng)力極易超過屈服極限，進(jìn)入塑性狀態(tài)。因此，進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測時應(yīng)考慮螺栓螺紋根部缺口區(qū)域的彈塑性應(yīng)力-應(yīng)變。根據(jù)基于局部應(yīng)變場特征的SWT（循環(huán)彈塑性有限元）理論[40-42]，構(gòu)件疲勞壽命取決于應(yīng)力集中處最大局部應(yīng)力σmax與應(yīng)變幅εa兩者的乘積，即疲勞壽命由σmax?εa控制。
對于材料的彈塑性受力特征，其應(yīng)力-應(yīng)變關(guān)系可采用如式（2）所示循環(huán)應(yīng)變幅-應(yīng)力幅曲線[43]描述。
（2）
式中：K'為循環(huán)強(qiáng)度系數(shù)；n'為循環(huán)應(yīng)變硬化指數(shù)。
依據(jù)對光滑試件的材料試驗(yàn)[44]，可得到應(yīng)力-壽命曲線與應(yīng)變壽命曲線，如式（3）、式（4）所示。
（3）
（4）
整合式（3）、式（4），可得式（5）。
（5）
對于試驗(yàn)所用的高強(qiáng)螺栓和高強(qiáng)鉚釘，采用文獻(xiàn)[45]材料試驗(yàn)數(shù)據(jù)推導(dǎo)，結(jié)果如表5所示。
3.2 精細(xì)化有限元模型建立
為進(jìn)一步揭示兩類模型試件的疲勞劣化機(jī)理，采用通用有限元分析系統(tǒng)ABAQUS，對兩類試件建立精細(xì)化2D軸對稱有限元模型，如圖14所示，高強(qiáng)螺栓與高強(qiáng)鉚釘均采用CAX4R網(wǎng)格單元，在螺栓螺母接觸和鉚釘與套環(huán)接觸部分的局部網(wǎng)格進(jìn)行適應(yīng)性精細(xì)化。法蘭單元頂面采用軸對稱固定約束。同時，通過在螺栓頂面施加軸對稱均布荷載，模擬螺栓預(yù)緊力與受載狀況。高強(qiáng)螺栓和高強(qiáng)鉚釘有限元各部分尺寸均按照實(shí)際圖紙進(jìn)行建模。在本構(gòu)關(guān)系方面，兩類模型試件均采用多線性隨動強(qiáng)化模型模擬，具體參數(shù)由表1及表5的試驗(yàn)結(jié)果確定。
此外，各構(gòu)件間裝配采用“面-面”接觸模擬，包括內(nèi)外螺紋、套環(huán)/螺母與法蘭，套環(huán)/螺母與墊片、墊片與法蘭等。建立的有限元模型同時考慮內(nèi)、外螺紋間的法向行為硬接觸與切向行為罰接觸。其中，螺紋間切向罰接觸的摩擦系數(shù)對有限元預(yù)測值具有顯著影響。參考相關(guān)SWT局部應(yīng)力法分析文獻(xiàn)[46]，罰接觸的摩擦系數(shù)取0.1。為保證模擬精度與效率，對螺紋處局部網(wǎng)格采取3個等差尺寸（0.05、0.10、0.15 mm）進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)，結(jié)果如圖15、圖16所示。可以看出，高強(qiáng)螺栓的3次局部最大應(yīng)力分別為1 022.1、997.6、967.5 MPa，而高強(qiáng)鉚釘?shù)?次局部最大應(yīng)力分別為821.3、803.6、787.5 MPa。總體上，兩級網(wǎng)格間最大應(yīng)力相對偏差均小于5%，表明當(dāng)前網(wǎng)格下尺寸具有較好收斂性。
3.3 疲勞失效模式分析
根據(jù)有限元數(shù)值求解，高強(qiáng)螺栓和高強(qiáng)鉚釘試件的局部應(yīng)力分布（最大應(yīng)力）分別如圖17、圖18所示?？梢钥闯觯瑑深愒嚰淖畲髴?yīng)力均出現(xiàn)在第1扣螺紋根部，表明該處最易疲勞開裂，與試驗(yàn)結(jié)果吻合。其中，高強(qiáng)螺栓的最大應(yīng)力為1 022 MPa，較高強(qiáng)鉚釘?shù)?21 MPa、約高24.5%，其應(yīng)力集中現(xiàn)象更為顯著。同時可以看出，由于高強(qiáng)鉚釘采用獨(dú)立環(huán)狀螺紋和套環(huán)擠壓成型等兩項(xiàng)新技術(shù)，其螺紋較高強(qiáng)螺栓更加平緩，且內(nèi)、外螺紋接觸更密貼、面積更大，能有效降低螺紋根部應(yīng)力集中，進(jìn)而從構(gòu)造細(xì)節(jié)層面提高其疲勞抗力。
4 結(jié)果與討論
工程設(shè)計中，通常采用一定存活率下的應(yīng)力幅-壽命曲線（也稱為S-N或P-S-N曲線）驗(yàn)算構(gòu)件在給定載荷下的疲勞壽命[47]，如式（6）所示。
（6）
式中：Δσ為應(yīng)力幅；m為與材料有關(guān)的疲勞常數(shù)；C為與試驗(yàn)有關(guān)的常數(shù)。
對式（6）兩邊取對數(shù)，則可以得到雙對數(shù)形式的S-N曲線
（7）
進(jìn)一步地，考慮97.7%存活率，可以得到
（8）
式中：s為lgC的樣本標(biāo)準(zhǔn)差。
采用SWT局部應(yīng)變法，考慮不同應(yīng)力幅水平，求解疲勞壽命N，依據(jù)式（7）進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合，可得到如式（9）、式（10）所示的數(shù)值S-N曲線。
高強(qiáng)螺栓的數(shù)值S-N曲線公式為
（9）
高強(qiáng)鉚釘?shù)臄?shù)值S-N曲線公式為
（10）
同樣地，基于表3、表4所示試驗(yàn)數(shù)據(jù)，偏安全地對式（7）取m=3，可得：
高強(qiáng)螺栓實(shí)測擬合S-N曲線
（11）
高強(qiáng)鉚釘實(shí)測擬合S-N曲線
（12）
進(jìn)一步地，考慮試驗(yàn)數(shù)據(jù)離散性，依據(jù)式（8）擬合，可得97.7%存活率下的P-S-N曲線。
高強(qiáng)螺栓97.7%存活率下的P-S-N曲線公式為
（13）
將等效疲勞壽命N=2×106次代入式（13）中，可得到對應(yīng)高強(qiáng)鉚釘?shù)牡刃趶?qiáng)度為39.78 MPa（即疲勞強(qiáng)度等級）。
高強(qiáng)鉚釘97.7%存活率下的P-S-N曲線公式為
（14）
將等效疲勞壽命N=2×106次代入式（14）中，可得到對應(yīng)高強(qiáng)鉚釘?shù)牡刃趶?qiáng)度為59.75 MPa。
擬合結(jié)果分別如圖19、圖20所示。
結(jié)果表明，SWT方法預(yù)測值較實(shí)測值更為保守，其擬合曲線與考慮存活率的設(shè)計曲線較為接近，兩者趨勢一致性較好，且絕大部分實(shí)測數(shù)據(jù)點(diǎn)位于SWT預(yù)測曲線上方，表明該方法可偏安全地應(yīng)用于法蘭疲勞壽命預(yù)測。綜合上述預(yù)測與實(shí)測結(jié)果，參照歐規(guī)EC part 1-9[48]與《鋼結(jié)構(gòu)設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)》（GB 50017—2017）[49]偏安全地向下取整，建議：對采用高強(qiáng)度鉚釘?shù)娘L(fēng)電塔筒環(huán)法蘭進(jìn)行疲勞設(shè)計時，可偏安全地在97.7%存活率下采用FAT 56驗(yàn)算曲線，配合指數(shù)常數(shù)m=3。
5 結(jié)論
針對采用新型高強(qiáng)鉚釘?shù)娘L(fēng)電塔筒環(huán)法蘭，系統(tǒng)地開展靜力拉伸試驗(yàn)、模型疲勞試驗(yàn)和精細(xì)化數(shù)值分析，得到以下主要結(jié)論：
1）以200萬次荷載循環(huán)計，高強(qiáng)鉚釘?shù)牡刃趶?qiáng)度平均值為68.9 MPa，較同組高強(qiáng)螺栓提高32.2%；其實(shí)測疲勞強(qiáng)度變異系數(shù)約0.07，較同組高強(qiáng)螺栓降低46.2%。
2）兩類試件呈現(xiàn)較一致的疲勞失效模式：除1個高強(qiáng)螺栓試件出現(xiàn)螺紋終止線開裂、1個高強(qiáng)鉚釘試件頂帽底部疲勞外，其余10個試件中疲勞裂紋均萌生于第一扣螺紋根部。
3）高強(qiáng)鉚釘?shù)穆菁y牙型更緩和且與套環(huán)間的內(nèi)、外螺紋接觸更緊密，有效地緩解了螺紋根部應(yīng)力集中問題，從而顯著提升了疲勞抗力。
4）綜合模型試驗(yàn)數(shù)據(jù)與數(shù)值分析結(jié)果建議，對采用高強(qiáng)度鉚釘?shù)娘L(fēng)電塔筒環(huán)法蘭，可偏安全地采用FAT 56疲勞設(shè)計驗(yàn)算曲線，配合指數(shù)常數(shù)m=3。
針對風(fēng)電塔筒環(huán)法蘭中傳統(tǒng)高強(qiáng)螺栓的失效隱患，就新型結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘?shù)膽?yīng)用進(jìn)行探索，初步提出可供設(shè)計參考的疲勞驗(yàn)算曲線。為對比起見，兩類試件均采用相同設(shè)計和裝配預(yù)緊力。后續(xù)研究中，可考慮充分利用高強(qiáng)鉚釘預(yù)緊力的穩(wěn)健性特征，合理提高設(shè)計預(yù)緊力，結(jié)合節(jié)段模型試驗(yàn)，更詳細(xì)地模擬實(shí)際邊界條件，開展更深入的探索。
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Code for design of steel structure： GB 50017—2017 [S]. Beijing： China Architecture amp; Building Press， 2017. （in Chinese）
（編輯""胡玲）
摘要：結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘具有預(yù)緊力穩(wěn)定、防松性能優(yōu)異、抗疲勞和抗延遲斷裂能力強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，有望取代目前風(fēng)電塔筒環(huán)法蘭連接采用的高強(qiáng)螺栓，但其在法蘭中的疲勞性能尚待相關(guān)研究檢驗(yàn)。針對采用結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘?shù)沫h(huán)法蘭連接，開展對照性模型疲勞試驗(yàn)和精細(xì)化數(shù)值分析，探究其疲勞特性與劣化機(jī)理?；诃h(huán)法蘭荷載傳遞特征，在靜載拉伸試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，開展12件模型試件的疲勞試驗(yàn)，包含高強(qiáng)螺栓和高強(qiáng)鉚釘試件各6件；結(jié)合基于局部應(yīng)變的SWT疲勞評價方法，開展精細(xì)化多尺度有限元分析。結(jié)果表明：兩類試件的疲勞失效均易見于第一扣螺紋處；在200萬次加載循環(huán)下，高強(qiáng)鉚釘試件的平均等效疲勞強(qiáng)度為68.9 MPa，較高強(qiáng)螺栓的52.1 MPa提高約32.2%；由于高強(qiáng)鉚釘與套環(huán)間的螺紋更加平緩且內(nèi)、外螺紋間接觸面積更大，更能有效降低螺紋根部應(yīng)力集中，提升抗疲勞性能。對采用結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘?shù)沫h(huán)法蘭連接進(jìn)行疲勞驗(yàn)算時，鉚釘疲勞強(qiáng)度等級可取為FAT 56，配合指數(shù)常數(shù)m=3。
關(guān)鍵詞：風(fēng)電塔筒；環(huán)法蘭連接；結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘；高強(qiáng)螺栓；疲勞性能；模型試驗(yàn)；數(shù)值分析
中圖分類號：TU391 """"文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A """"文章編號：2096-6717（2025）02-0151-11
Fatigue feature of structural high-strength rivets in ring flange connections of wind turbine towers
FAN Ke1，"DAI Kaoshan1，"HENG Junlin2，"WANG Rui3，"LIAO Guangming1
（1. Department of Civil Engineering， Sichuan University， Chengdu 610065， P. R. China；"2. College of Civil and Transportation Engineering， Shenzhen University， Shenzhen 518052， Guangdong， P. R. China；"3. Sichuan College of Architectural Technology， Deyang 618000， Sichuan， P. R. China）
Abstract： The structural high-strength （HS） rivet demonstrated advantages including preload stability and excellent resistance to loosening， fatigue and delayed fracture. Thus， the HS rivet has become a promising alternative to the HS bolt currently used in the ring-flange connection of wind turbine towers. However， relevant studies are still lacked and required on the fatigue performance of HS rivets in ring-flange connections. In the work， comparative model fatigue tests and refined numerical analysis were conducted on the ring-flange connection with HS rivets， in order to investigate its fatigue feature and deterioration mechanism. Firstly， based on the load transfer feature of ring flange connections， model fatigue tests of twelve specimens were conducted after the static tensile test. The tested twelve specimens included six with HS rivets and six with HS bolts. Further， multi-scale finite element analysis was performed with refined models， in accordance with the local strain-based SWT fatigue evaluation approach. According to the result， the first engaged thread of rivets/bolts is prone to fatigue failure in both the two types of specimens. Under the 2 million loading cycles， the equivalent fatigue strength of HS rivet specimens shows a mean value of 68.9 MPa， which increases by 32.2% compared with the value （52.1 MPa） of HS bolt specimens. The stress concentration at the root of the threads could be effectively mitigated due to the flattened thread and the increased contact area of inner-outer threads between the sleeve ring and HS rivet. Consequently， the fatigue performance of HS rivets is enhanced. As above， this study suggested that in the fatigue check of ring-flange connections with structural HS rivets， the fatigue strength of HS rivets could be determined as FAT 56， in accordance with the power constant of m"= 3.
Keywords： wind turbine tower；"ring flange connection；"structural high-strength rivet；"high-strength bolt；"fatigue performance；"model test；"numerical analysis
風(fēng)力發(fā)電作為一種重要清潔能源，具有技術(shù)成熟、風(fēng)險小、成本低且規(guī)模效益顯著的特點(diǎn)[1]，隨著2030年“碳達(dá)峰”、2060年“碳中和”戰(zhàn)略目標(biāo)的提出[2]，風(fēng)力發(fā)電得到廣泛關(guān)注和普遍應(yīng)用[3-4]。為提高和穩(wěn)定產(chǎn)能，風(fēng)電機(jī)組漸趨大型化，導(dǎo)致運(yùn)營荷載和葉輪尺寸顯著提升[5]，其下部支撐塔筒高度和截面也隨之增長。特別地，塔筒環(huán)法蘭連接具有偏心受力特征，機(jī)組運(yùn)行產(chǎn)生的交變荷載將不同程度地傳遞至法蘭連接螺栓處，誘發(fā)其松弛和疲勞失效[6-7]。隨著在役風(fēng)機(jī)的數(shù)目和服役年限持續(xù)增長，法蘭連接螺栓的長期劣化問題日益突出，已經(jīng)出現(xiàn)一系列由于連接螺栓松弛、疲勞等造成的安全事故工程案例[8-9]。
通常，高強(qiáng)度螺栓的初始預(yù)緊力存在較大不確定性，且在機(jī)組運(yùn)營過程中極易出現(xiàn)松弛，需要人工定期檢查和維護(hù)，無法適應(yīng)未來深遠(yuǎn)海風(fēng)電技術(shù)發(fā)展[10]。Seidel等[11]研究了法蘭受載與螺栓應(yīng)力之間的關(guān)系，建立了兩者之間的傳遞關(guān)系曲線，指出法蘭受到的循環(huán)荷載會傳遞到連接螺栓處而導(dǎo)致疲勞破壞。翟偉廉等[12]對不同法蘭螺栓松動損傷條件下的輸電塔結(jié)構(gòu)等效簡化建模分析，發(fā)現(xiàn)法蘭螺栓松動會引起法蘭節(jié)點(diǎn)的剛度折減。陳凱[13]建立了簡化的等效風(fēng)電塔整體模型，研究螺栓松動對塔頂位移和法蘭間隙寬度及塔筒動力特性的影響規(guī)律。此外，由于內(nèi)外螺紋之間配合公差的存在，高強(qiáng)螺栓連接結(jié)構(gòu)螺栓和螺母配合位置存在間隙，腐蝕物質(zhì)易從螺紋間隙處進(jìn)入螺紋處，引發(fā)氫致延遲斷裂[14-15]。風(fēng)電塔筒工作場地偏遠(yuǎn)、服役環(huán)境惡劣，其高強(qiáng)螺栓連接所面臨的松弛、疲勞、延遲斷裂等問題突出，相應(yīng)的行業(yè)痛點(diǎn)亟待解決。
作為一種新型連接形式，結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)度鉚釘（簡稱“高強(qiáng)鉚釘”）具有更好的軸力一致性、優(yōu)異的防松性能以及更強(qiáng)的抗疲勞性能[16]。高強(qiáng)鉚釘連接采用徑向擠壓套環(huán)的安裝方式，消除了鉚釘和套環(huán)之間的間隙，在腐蝕環(huán)境下，外界的腐蝕物質(zhì)無法進(jìn)入鉚釘和套環(huán)配合部位，大大降低了連接結(jié)構(gòu)發(fā)生氫致延遲斷裂的概率[17]。現(xiàn)階段，高強(qiáng)鉚釘已成功應(yīng)用于航空航天[18-20]、鐵道車輛[21]、橋梁[22]等特種領(lǐng)域。張?zhí)煨鄣?sup>[23]對高強(qiáng)度不銹鋼短尾高強(qiáng)鉚釘進(jìn)行了材料單軸拉伸試驗(yàn)、單釘預(yù)緊力測量試驗(yàn)，結(jié)果表明，高強(qiáng)鉚釘預(yù)緊力更高且松弛幅度極小。王永巖等[24]對機(jī)車用高強(qiáng)鉚釘緊固件進(jìn)行疲勞試驗(yàn)研究，建立了該類緊固件的疲勞強(qiáng)度模型。王中興[25]對高強(qiáng)鉚釘連接的鋁合金T型件進(jìn)行拉伸試驗(yàn)，分析了其極限承載力與變形能力，揭示了高強(qiáng)鉚釘在不同荷載組合作用下的破壞模式。張欽等[26]進(jìn)行了單釘試驗(yàn)對比和多釘連接的節(jié)點(diǎn)疲勞性能對比試驗(yàn)，結(jié)果表明，在相同受力情況下，高強(qiáng)鉚釘?shù)钠谛阅苊黠@優(yōu)于高強(qiáng)螺栓。
綜上可知，隨著風(fēng)電建設(shè)的持續(xù)推進(jìn)，其支撐塔筒環(huán)法蘭連接中高強(qiáng)螺栓存在的易松弛、疲勞和延遲斷裂等劣化問題日益凸顯，阻礙了風(fēng)電技術(shù)進(jìn)一步發(fā)展。作為傳統(tǒng)高強(qiáng)螺栓的有力升級替代品，高強(qiáng)鉚釘能夠從機(jī)理層面有效克服松弛和延遲斷裂問題，其有效性已在高鐵列車、高層建筑和橋梁等領(lǐng)域得到初步驗(yàn)證，但在風(fēng)電領(lǐng)域尚缺乏相關(guān)試驗(yàn)研究以及支撐其進(jìn)一步工程應(yīng)用?；诖?，筆者針對采用結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘?shù)娘L(fēng)電塔筒環(huán)法蘭連接，在靜載拉伸試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，開展對照性模型疲勞試驗(yàn)和精細(xì)化數(shù)值分析，探究其疲勞特性與劣化機(jī)理，提出相關(guān)工程建議。
1 試驗(yàn)概況
1.1 試件設(shè)計
為盡可能以最小試驗(yàn)成本真實(shí)模擬連接螺栓處的邊界條件，依據(jù)某特大型風(fēng)電塔筒設(shè)計方法，參考相關(guān)法蘭試驗(yàn)?zāi)Ｐ驮O(shè)計[27-29]，結(jié)合環(huán)法蘭受力特征[30-31]，以螺栓為中心，將其環(huán)向分割為寬100 mm的受力節(jié)段，設(shè)計如圖1所示的1∶2縮尺模型試件。其中，法蘭材質(zhì)為Q345D鋼，采用機(jī)械加工一體成型，其根部倒角半徑為5 mm。連接螺栓選擇M20規(guī)格，等級為10.9級，桿長為110 mm。栓孔采用銑削加工成型，其尺寸滿足《緊固件螺栓和螺釘通孔》（GB 5277—85）[32]的中等裝配精度要求，直徑為22 mm。同時，根據(jù)疲勞試驗(yàn)機(jī)端頭與試件的連接方式，如圖2（a）所示，設(shè)計了如圖2（b）所示的填板作為工裝，其材質(zhì)為同等級的Q345D鋼，板厚40 mm，末端由機(jī)械加工形成36 mm直徑的細(xì)壓螺紋段（螺距1 mm），以便于與疲勞試驗(yàn)機(jī)作動器直接相連。
1.2 材性試驗(yàn)
試驗(yàn)采用的高強(qiáng)螺栓為10.9級M20鋼結(jié)構(gòu)用大六角頭螺栓，高強(qiáng)鉚釘采用與高強(qiáng)螺栓同規(guī)格等級。為檢驗(yàn)高強(qiáng)度螺栓材料與高強(qiáng)鉚釘?shù)撵o力性能，選用本次試驗(yàn)的同批次試件，根據(jù)《金屬材料拉伸試驗(yàn)第1部分：室溫試驗(yàn)方法》（GB/T 228.1—2021）[33]，測得其基本力學(xué)性能，如表1所示。在疲勞試驗(yàn)前，對每個高強(qiáng)度螺栓和高強(qiáng)鉚釘試件進(jìn)行詳細(xì)的表觀檢查，確保螺紋處無肉眼可見的初始缺陷。
1.3 試驗(yàn)方案
由于環(huán)法蘭在螺栓預(yù)緊力作用下的偏心受力特性，筒壁荷載與螺栓力間存在較強(qiáng)的非線性關(guān)聯(lián)，通常可采用“傳遞函數(shù)”（Load Transfer Function， LTF）[34]表征。通過該傳遞函數(shù)，可實(shí)現(xiàn)依據(jù)塔筒荷載測算螺栓荷載，從而確定疲勞應(yīng)力幅。為提高加載效率，試驗(yàn)采用長春仟邦QBG-300疲勞試驗(yàn)機(jī)進(jìn)行高頻加載（約100 Hz）。由于難以通過常規(guī)應(yīng)變測量方法直接測量試件應(yīng)力幅，因此，在正式開展模型疲勞試驗(yàn)前，對模型試件開展拉伸試驗(yàn)和數(shù)值仿真模擬，以建立有效的Zs-Ft傳遞函數(shù)關(guān)系，實(shí)現(xiàn)基于作動器加載力的疲勞應(yīng)力幅推導(dǎo)。
模型試驗(yàn)加載如圖3所示。根據(jù)某實(shí)際5 MW風(fēng)機(jī)塔筒技術(shù)設(shè)計方案，選取20 m/s額定風(fēng)速下的對應(yīng)換算法蘭力，為提高加載效率，在浮動調(diào)整的基礎(chǔ)上等效放大法蘭力，確定試驗(yàn)采用的法蘭加載上下限，方案如表2所示。對于采用高強(qiáng)螺栓的常規(guī)環(huán)法蘭模型，考慮到已有大量相關(guān)疲勞試驗(yàn)結(jié)果和較為成熟的設(shè)計驗(yàn)算曲線[35-37]，僅固定單個應(yīng)力幅進(jìn)行加載測試。同時，如前述分析，采用新型高強(qiáng)鉚釘?shù)沫h(huán)法蘭相關(guān)研究尚未開展，故依據(jù)傳遞函數(shù)選取不同荷載上、下限進(jìn)行測試，以期初步建立其設(shè)計疲勞驗(yàn)算曲線。
1.4 量測方案
高強(qiáng)螺栓設(shè)計預(yù)緊力取155 kN，裝配預(yù)緊力取設(shè)計值的1.1倍[38]，即170 kN。根據(jù)出廠報告，高強(qiáng)螺栓扭矩系數(shù)為0.2，相應(yīng)地可確定其施擰扭矩為680 N·m。高強(qiáng)鉚釘保持與高強(qiáng)螺栓試件一致的設(shè)計和裝配預(yù)緊力，采用廠商提供的便攜式液壓鉚釘槍直接進(jìn)行張拉。在通過鉚槍卡爪拉拔釘桿張拉至設(shè)計預(yù)拉力后，通過其前端夾緊機(jī)構(gòu)擠壓套環(huán)，實(shí)現(xiàn)釘桿環(huán)狀獨(dú)立螺紋與套環(huán)間的密貼裝配。
靜載試驗(yàn)中，在法蘭背面安裝應(yīng)變片監(jiān)測法蘭受力，同時，利用壓力環(huán)傳感器實(shí)時測量螺栓內(nèi)力變化，如圖4所示。靜載每10 kN為一級，直到螺栓應(yīng)力達(dá)到其屈服強(qiáng)度的80%。為準(zhǔn)確測量螺栓力，在栓桿或釘桿距栓/釘頭20 mm處徑向打磨出凹槽，將深度控制在1 mm以內(nèi)，在打磨處進(jìn)行充分磨光拋光，從而盡最大可能避免加工造成的初始缺陷，將應(yīng)變片軸向?qū)ΨQ粘貼其中[39]，如圖5所示。此外，對于用于疲勞加載測試的模型試件，試驗(yàn)中未進(jìn)行打磨和應(yīng)變片安裝，以避免額外加工引起的潛在初始缺陷，實(shí)現(xiàn)對螺栓預(yù)緊力和靜載響應(yīng)更有效的監(jiān)測與校核。
在靜力拉伸試驗(yàn)加載過程中，通過安裝電子式千分位移計，如圖6所示，對上、下法蘭根部處相對位移進(jìn)行連續(xù)監(jiān)測，實(shí)時記錄每一級荷載下的法蘭根部位移。
2 試驗(yàn)結(jié)果分析
2.1 斷口形貌分析
針對試驗(yàn)中高強(qiáng)螺栓與高強(qiáng)鉚釘?shù)钠谄茐臄嗫谛蚊?，從宏觀和細(xì)觀層面進(jìn)行分析，探究法蘭連接中高強(qiáng)螺栓與高強(qiáng)鉚釘?shù)钠谄茐奶卣鳌?/p>
高強(qiáng)螺栓宏觀失效模式如圖7所示。除試件HS-4在螺紋終止線處發(fā)生疲勞斷裂外，其余5個試件均在螺栓與螺母相接觸的第1扣螺紋根部發(fā)生疲勞斷裂。同時可看出，由于螺栓同時承受彎曲和軸向荷載，破壞的試驗(yàn)螺栓桿整體呈現(xiàn)輕微彎曲，且裂紋萌生于彎曲受拉側(cè)。類似地，高強(qiáng)鉚釘宏觀失效模式如圖8所示。其中，除試件HR-6在釘頭底部發(fā)生疲勞開裂外，其余試件中疲勞裂紋均源于套環(huán)與鉚釘相接觸的第一扣螺紋處。
高強(qiáng)螺栓宏觀斷面如圖9所示?？梢钥闯?，其斷面可大致分為3部分：疲勞裂紋源、裂紋擴(kuò)展區(qū)和瞬斷區(qū)。所有試件中疲勞裂紋均萌生于螺紋的根部表面，且存在兩個或多個裂紋源。疲勞裂紋由中心逐步向螺栓內(nèi)側(cè)擴(kuò)展，其擴(kuò)展區(qū)的斷面總體較光滑、顏色較明亮，占斷口面積一半左右。當(dāng)裂紋擴(kuò)至約50%直徑處時，螺栓驟然斷裂，瞬斷區(qū)有明顯的剪切唇特征，且斷口較鋒利。高強(qiáng)鉚釘宏觀斷面如圖10所示，相比高強(qiáng)螺栓試件，高強(qiáng)鉚釘試件的斷裂韌性有所提高，沒有出現(xiàn)像高強(qiáng)螺栓那樣的多個裂紋萌生點(diǎn)，破壞斷面整體更為平整光滑，裂紋擴(kuò)展區(qū)的面積相比高強(qiáng)螺栓更大，裂紋的擴(kuò)展面傾斜角度較小，基本和螺紋在同一平面，瞬斷區(qū)高度相對較低，約為一個螺距高度，瞬斷區(qū)面積相對較小。
2.2 傳遞函數(shù)與法蘭根部位移
利用靜載拉伸試驗(yàn)獲得各組試件的法蘭根部位移，如圖11所示。隨著法蘭力的增長，法蘭根部位移呈非線性增長，當(dāng)法蘭力達(dá)到80 kN時，法蘭根部位移約0.7 mm，連接螺栓應(yīng)力約達(dá)到屈服強(qiáng)度的80%?？傮w上，高強(qiáng)螺栓的根部位移與高強(qiáng)鉚釘?shù)母课灰茀^(qū)間接近，但高強(qiáng)鉚釘位移略低。如前述分析，高強(qiáng)鉚釘與套環(huán)間采用擠壓一體成型，有效消除了兩者間裝配間隙，從而略微降低了其靜載拉伸試驗(yàn)中所產(chǎn)生的拉伸變形量。雖然兩類試件的法蘭根部位移略有差異，但其所處區(qū)間的重疊程度較高，表明兩種模型法蘭的結(jié)構(gòu)剛度一致性較強(qiáng)，傳遞函數(shù)較為接近。
進(jìn)一步地，采用有限元分析系統(tǒng)ABAQUS建立模型試件的3D有限元模型，如圖12所示，模型采用空間三維縮減積分實(shí)體單元C3D8R來模擬，選取4 mm全局網(wǎng)格尺寸，試件下側(cè)填板與試驗(yàn)機(jī)工裝相連，故有限元模型采取固定約束，同時限制位移與轉(zhuǎn)角。試件上側(cè)填板固定在試驗(yàn)機(jī)作動頭，模型通過設(shè)置參考點(diǎn)對其頂面施加集中力，以模擬試驗(yàn)機(jī)拉力。此外，在正式加載前，通過初始應(yīng)變法對螺栓施加預(yù)緊荷載。螺栓材料屬性采用表1數(shù)據(jù)，鋼材和高強(qiáng)螺栓的本構(gòu)關(guān)系模型采用雙折線模型，滿足Mises屈服準(zhǔn)則，泊松比取0.3。
通過靜載試驗(yàn)測量兩組傳遞函數(shù)，同時與有限元預(yù)測值進(jìn)行對比分析，如圖13所示?？梢钥闯觯捎谠嚰庸づc裝配的一致性較好，兩次實(shí)測傳遞函數(shù)離散性相對緩和，且以有限元預(yù)測值為中心小幅波動，表明有限元精細(xì)仿真在傳遞函數(shù)預(yù)測中的有效性。因此，為解決模型疲勞中螺栓應(yīng)力幅難以直接量測的問題，采用有限元預(yù)測值，依據(jù)作動器加載力直接重構(gòu)螺栓荷載。
2.3 疲勞試驗(yàn)結(jié)果
共測試12個模型試件，包含高強(qiáng)螺栓法蘭模型和高強(qiáng)鉚釘法蘭模型各6件。當(dāng)試件中單側(cè)螺栓或鉚釘出現(xiàn)疲勞斷裂時，即認(rèn)為試件失效而終止試驗(yàn)，此時的荷載循環(huán)次數(shù)即認(rèn)為是疲勞壽命。表3、表4分別給出了高強(qiáng)螺栓和高強(qiáng)鉚釘試件的疲勞模型試驗(yàn)結(jié)果和相關(guān)統(tǒng)計分析值。
為直觀對比起見，依據(jù)S-N曲線的對數(shù)準(zhǔn)則，以200萬次循環(huán)為基準(zhǔn)進(jìn)行等效疲勞強(qiáng)度換算，如式（1）所示。
（1）
式中：Δσeqv為200萬次等效疲勞強(qiáng)度，簡稱為等效疲勞強(qiáng)度；ΔσR和NR分別為實(shí)際加載應(yīng)力幅和對應(yīng)荷載循環(huán)次數(shù)；m為S-N曲線的指數(shù)常數(shù)，取m=3=3；Neqv為等效循環(huán)次數(shù)，取Neqv=2×106。
可以看出，高強(qiáng)螺栓在200萬次的平均等效疲勞強(qiáng)度為52.1 MPa，而高強(qiáng)鉚釘?shù)南鄳?yīng)疲勞強(qiáng)度為68.9 MPa，提高約32.2%。同時，兩類試件的疲勞壽命均存在一定離散性，且高強(qiáng)鉚釘試件的離散性相對較小。以等效疲勞強(qiáng)度的變異系數(shù)計，高強(qiáng)鉚釘為0.07，較高強(qiáng)螺栓的0.13，顯著降低約46.2%。
進(jìn)一步地，采用μ?2σ的統(tǒng)計特征值（對應(yīng)正態(tài)分布下的單側(cè)97.7%存活率）作為疲勞強(qiáng)度下限指標(biāo)進(jìn)行分析，可知：高強(qiáng)鉚釘?shù)钠趶?qiáng)度下限值為59.2 MPa，較高強(qiáng)螺栓的38.7 MPa，約提高53.0%，有效地保障了其在工程應(yīng)用中的可靠性。
3 疲勞劣化機(jī)理分析
3.1 局部應(yīng)變的SWT疲勞評價方法
由于螺紋處存在，應(yīng)力集中在試驗(yàn)加載中，法蘭連接螺栓或鉚釘雖整體處于彈性狀態(tài)，其缺口處的局部應(yīng)力極易超過屈服極限，進(jìn)入塑性狀態(tài)。因此，進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測時應(yīng)考慮螺栓螺紋根部缺口區(qū)域的彈塑性應(yīng)力-應(yīng)變。根據(jù)基于局部應(yīng)變場特征的SWT（循環(huán)彈塑性有限元）理論[40-42]，構(gòu)件疲勞壽命取決于應(yīng)力集中處最大局部應(yīng)力σmax與應(yīng)變幅εa兩者的乘積，即疲勞壽命由σmax?εa控制。
對于材料的彈塑性受力特征，其應(yīng)力-應(yīng)變關(guān)系可采用如式（2）所示循環(huán)應(yīng)變幅-應(yīng)力幅曲線[43]描述。
（2）
式中：K'為循環(huán)強(qiáng)度系數(shù)；n'為循環(huán)應(yīng)變硬化指數(shù)。
依據(jù)對光滑試件的材料試驗(yàn)[44]，可得到應(yīng)力-壽命曲線與應(yīng)變壽命曲線，如式（3）、式（4）所示。
（3）
（4）
整合式（3）、式（4），可得式（5）。
（5）
對于試驗(yàn)所用的高強(qiáng)螺栓和高強(qiáng)鉚釘，采用文獻(xiàn)[45]材料試驗(yàn)數(shù)據(jù)推導(dǎo)，結(jié)果如表5所示。
3.2 精細(xì)化有限元模型建立
為進(jìn)一步揭示兩類模型試件的疲勞劣化機(jī)理，采用通用有限元分析系統(tǒng)ABAQUS，對兩類試件建立精細(xì)化2D軸對稱有限元模型，如圖14所示，高強(qiáng)螺栓與高強(qiáng)鉚釘均采用CAX4R網(wǎng)格單元，在螺栓螺母接觸和鉚釘與套環(huán)接觸部分的局部網(wǎng)格進(jìn)行適應(yīng)性精細(xì)化。法蘭單元頂面采用軸對稱固定約束。同時，通過在螺栓頂面施加軸對稱均布荷載，模擬螺栓預(yù)緊力與受載狀況。高強(qiáng)螺栓和高強(qiáng)鉚釘有限元各部分尺寸均按照實(shí)際圖紙進(jìn)行建模。在本構(gòu)關(guān)系方面，兩類模型試件均采用多線性隨動強(qiáng)化模型模擬，具體參數(shù)由表1及表5的試驗(yàn)結(jié)果確定。
此外，各構(gòu)件間裝配采用“面-面”接觸模擬，包括內(nèi)外螺紋、套環(huán)/螺母與法蘭，套環(huán)/螺母與墊片、墊片與法蘭等。建立的有限元模型同時考慮內(nèi)、外螺紋間的法向行為硬接觸與切向行為罰接觸。其中，螺紋間切向罰接觸的摩擦系數(shù)對有限元預(yù)測值具有顯著影響。參考相關(guān)SWT局部應(yīng)力法分析文獻(xiàn)[46]，罰接觸的摩擦系數(shù)取0.1。為保證模擬精度與效率，對螺紋處局部網(wǎng)格采取3個等差尺寸（0.05、0.10、0.15 mm）進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性檢驗(yàn)，結(jié)果如圖15、圖16所示。可以看出，高強(qiáng)螺栓的3次局部最大應(yīng)力分別為1 022.1、997.6、967.5 MPa，而高強(qiáng)鉚釘?shù)?次局部最大應(yīng)力分別為821.3、803.6、787.5 MPa。總體上，兩級網(wǎng)格間最大應(yīng)力相對偏差均小于5%，表明當(dāng)前網(wǎng)格下尺寸具有較好收斂性。
3.3 疲勞失效模式分析
根據(jù)有限元數(shù)值求解，高強(qiáng)螺栓和高強(qiáng)鉚釘試件的局部應(yīng)力分布（最大應(yīng)力）分別如圖17、圖18所示?？梢钥闯觯瑑深愒嚰淖畲髴?yīng)力均出現(xiàn)在第1扣螺紋根部，表明該處最易疲勞開裂，與試驗(yàn)結(jié)果吻合。其中，高強(qiáng)螺栓的最大應(yīng)力為1 022 MPa，較高強(qiáng)鉚釘?shù)?21 MPa、約高24.5%，其應(yīng)力集中現(xiàn)象更為顯著。同時可以看出，由于高強(qiáng)鉚釘采用獨(dú)立環(huán)狀螺紋和套環(huán)擠壓成型等兩項(xiàng)新技術(shù)，其螺紋較高強(qiáng)螺栓更加平緩，且內(nèi)、外螺紋接觸更密貼、面積更大，能有效降低螺紋根部應(yīng)力集中，進(jìn)而從構(gòu)造細(xì)節(jié)層面提高其疲勞抗力。
4 結(jié)果與討論
工程設(shè)計中，通常采用一定存活率下的應(yīng)力幅-壽命曲線（也稱為S-N或P-S-N曲線）驗(yàn)算構(gòu)件在給定載荷下的疲勞壽命[47]，如式（6）所示。
（6）
式中：Δσ為應(yīng)力幅；m為與材料有關(guān)的疲勞常數(shù)；C為與試驗(yàn)有關(guān)的常數(shù)。
對式（6）兩邊取對數(shù)，則可以得到雙對數(shù)形式的S-N曲線
（7）
進(jìn)一步地，考慮97.7%存活率，可以得到
（8）
式中：s為lgC的樣本標(biāo)準(zhǔn)差。
采用SWT局部應(yīng)變法，考慮不同應(yīng)力幅水平，求解疲勞壽命N，依據(jù)式（7）進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合，可得到如式（9）、式（10）所示的數(shù)值S-N曲線。
高強(qiáng)螺栓的數(shù)值S-N曲線公式為
（9）
高強(qiáng)鉚釘?shù)臄?shù)值S-N曲線公式為
（10）
同樣地，基于表3、表4所示試驗(yàn)數(shù)據(jù)，偏安全地對式（7）取m=3，可得：
高強(qiáng)螺栓實(shí)測擬合S-N曲線
（11）
高強(qiáng)鉚釘實(shí)測擬合S-N曲線
（12）
進(jìn)一步地，考慮試驗(yàn)數(shù)據(jù)離散性，依據(jù)式（8）擬合，可得97.7%存活率下的P-S-N曲線。
高強(qiáng)螺栓97.7%存活率下的P-S-N曲線公式為
（13）
將等效疲勞壽命N=2×106次代入式（13）中，可得到對應(yīng)高強(qiáng)鉚釘?shù)牡刃趶?qiáng)度為39.78 MPa（即疲勞強(qiáng)度等級）。
高強(qiáng)鉚釘97.7%存活率下的P-S-N曲線公式為
（14）
將等效疲勞壽命N=2×106次代入式（14）中，可得到對應(yīng)高強(qiáng)鉚釘?shù)牡刃趶?qiáng)度為59.75 MPa。
擬合結(jié)果分別如圖19、圖20所示。
結(jié)果表明，SWT方法預(yù)測值較實(shí)測值更為保守，其擬合曲線與考慮存活率的設(shè)計曲線較為接近，兩者趨勢一致性較好，且絕大部分實(shí)測數(shù)據(jù)點(diǎn)位于SWT預(yù)測曲線上方，表明該方法可偏安全地應(yīng)用于法蘭疲勞壽命預(yù)測。綜合上述預(yù)測與實(shí)測結(jié)果，參照歐規(guī)EC part 1-9[48]與《鋼結(jié)構(gòu)設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)》（GB 50017—2017）[49]偏安全地向下取整，建議：對采用高強(qiáng)度鉚釘?shù)娘L(fēng)電塔筒環(huán)法蘭進(jìn)行疲勞設(shè)計時，可偏安全地在97.7%存活率下采用FAT 56驗(yàn)算曲線，配合指數(shù)常數(shù)m=3。
5 結(jié)論
針對采用新型高強(qiáng)鉚釘?shù)娘L(fēng)電塔筒環(huán)法蘭，系統(tǒng)地開展靜力拉伸試驗(yàn)、模型疲勞試驗(yàn)和精細(xì)化數(shù)值分析，得到以下主要結(jié)論：
1）以200萬次荷載循環(huán)計，高強(qiáng)鉚釘?shù)牡刃趶?qiáng)度平均值為68.9 MPa，較同組高強(qiáng)螺栓提高32.2%；其實(shí)測疲勞強(qiáng)度變異系數(shù)約0.07，較同組高強(qiáng)螺栓降低46.2%。
2）兩類試件呈現(xiàn)較一致的疲勞失效模式：除1個高強(qiáng)螺栓試件出現(xiàn)螺紋終止線開裂、1個高強(qiáng)鉚釘試件頂帽底部疲勞外，其余10個試件中疲勞裂紋均萌生于第一扣螺紋根部。
3）高強(qiáng)鉚釘?shù)穆菁y牙型更緩和且與套環(huán)間的內(nèi)、外螺紋接觸更緊密，有效地緩解了螺紋根部應(yīng)力集中問題，從而顯著提升了疲勞抗力。
4）綜合模型試驗(yàn)數(shù)據(jù)與數(shù)值分析結(jié)果建議，對采用高強(qiáng)度鉚釘?shù)娘L(fēng)電塔筒環(huán)法蘭，可偏安全地采用FAT 56疲勞設(shè)計驗(yàn)算曲線，配合指數(shù)常數(shù)m=3。
針對風(fēng)電塔筒環(huán)法蘭中傳統(tǒng)高強(qiáng)螺栓的失效隱患，就新型結(jié)構(gòu)型高強(qiáng)鉚釘?shù)膽?yīng)用進(jìn)行探索，初步提出可供設(shè)計參考的疲勞驗(yàn)算曲線。為對比起見，兩類試件均采用相同設(shè)計和裝配預(yù)緊力。后續(xù)研究中，可考慮充分利用高強(qiáng)鉚釘預(yù)緊力的穩(wěn)健性特征，合理提高設(shè)計預(yù)緊力，結(jié)合節(jié)段模型試驗(yàn)，更詳細(xì)地模擬實(shí)際邊界條件，開展更深入的探索。
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（編輯""胡玲）
