文 | 趙春雨，黃冬明，倪敏，李學(xué)旺

某型風(fēng)電機(jī)組變槳系統(tǒng)托盤(pán)安裝螺栓強(qiáng)度校核及其優(yōu)化研究

文 | 趙春雨，黃冬明，倪敏，李學(xué)旺

螺栓連接是在兆瓦級(jí)風(fēng)電機(jī)組中最常見(jiàn)的連接方式，螺栓連接的安全性關(guān)系到機(jī)組全生命周期內(nèi)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。因此對(duì)機(jī)組各連接螺栓的受載研究非常重要，基于機(jī)組運(yùn)行的特點(diǎn)，機(jī)組中的螺栓連接、極限狀態(tài)以及疲勞狀態(tài)均是研究的重點(diǎn)。極限強(qiáng)度主要受運(yùn)行中最大載荷影響，疲勞強(qiáng)度主要受循環(huán)動(dòng)載荷影響。

變槳系統(tǒng)對(duì)機(jī)組非常重要，根據(jù)風(fēng)速的變化，變槳系統(tǒng)通過(guò)調(diào)整槳葉角度控制機(jī)組功率，同時(shí)保證機(jī)組在滿發(fā)電量時(shí)減小承受的載荷。因此變槳系統(tǒng)對(duì)于機(jī)組非常重要，變槳系統(tǒng)的損壞，將導(dǎo)致機(jī)組飛車、葉片折斷、關(guān)鍵部件斷裂等后果。

作為機(jī)組重要組成部分的變槳系統(tǒng)，通過(guò)兩根長(zhǎng)螺栓將變槳托盤(pán)與輪轂固定連接，螺栓規(guī)格為10.9級(jí)M36，使用拉伸器預(yù)緊。托盤(pán)的四角通過(guò)彈性支承上的螺栓施加預(yù)緊，使托盤(pán)通過(guò)彈性支承與輪轂壓緊貼合，以保證托盤(pán)與輪轂連接的穩(wěn)定性。系統(tǒng)分布如圖1所示。

變槳托盤(pán)連接螺栓的安全性，關(guān)系到變槳系統(tǒng)的正常運(yùn)行，螺栓斷裂不僅導(dǎo)致變槳系統(tǒng)損壞，還將對(duì)附屬部件造成磕碰等二次破壞。

在風(fēng)電機(jī)組的運(yùn)行周期內(nèi)，隨著輪轂的旋轉(zhuǎn)，變槳系統(tǒng)的重力對(duì)螺栓產(chǎn)生交變載荷。在此受力特征下，如果螺栓疲勞滿足要求，則極限強(qiáng)度必然滿足要求，因此對(duì)螺栓強(qiáng)度分析中，僅需對(duì)螺栓進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析。

模型簡(jiǎn)述

為降低計(jì)算規(guī)模，在保證局部剛度對(duì)螺栓受力影響的前提下，僅取部分輪轂作為邊界條件用于計(jì)算。簡(jiǎn)化變槳托盤(pán)模型結(jié)構(gòu)，僅保留與螺栓相連的夾緊件及套筒，通過(guò)施加集中力方式，在托盤(pán)重心位置將變槳托盤(pán)重力施加到簡(jiǎn)化的托盤(pán)假體上。通過(guò)分析可以發(fā)現(xiàn)，四角支承件的變形將引起螺栓彎曲變形，因此四角支承變形越小，連接螺栓彎曲應(yīng)力越小?？梢?jiàn)支腿剛度對(duì)螺栓分析結(jié)果至關(guān)重要，所以模型簡(jiǎn)化中，保留支腿實(shí)體模型用于模擬真實(shí)支承剛度。簡(jiǎn)化后模型如圖2所示。

為了模擬受載時(shí)各部件之間的分離及壓緊狀態(tài)，各夾緊件之間通過(guò)標(biāo)準(zhǔn)接觸連接，螺母和套筒之間通過(guò)綁定接觸連接，即認(rèn)為螺栓存在一定的柔度，螺母不會(huì)發(fā)生滑移。如圖3所示。

由于四角的支撐剛度對(duì)螺栓受力影響極大，所以在盡量保證四角支腿剛度真實(shí)的情況下，對(duì)彈性支撐的剛度也需要模擬。由于缺少?gòu)椥灾С袛?shù)據(jù)，引用機(jī)艙罩彈性支承剛度作為參考，縱向剛度為15.00E+06N/m，橫向剛度2.00E+06N/m。

邊界條件

如圖4所示，對(duì)有限元模型約束輪轂假體切割邊界部分，變槳托盤(pán)重心與托盤(pán)假體剛性連接，在重心位置施加托盤(pán)重力。根據(jù)VDI2230計(jì)算方法，假定螺栓最大預(yù)緊力使螺栓產(chǎn)生0.9倍屈服，即施加730kN目標(biāo)預(yù)緊力。托盤(pán)重力700kg，計(jì)算中考慮1.35倍載荷系數(shù)。

基于螺栓受力特點(diǎn)，交變載荷均由輪轂旋轉(zhuǎn)引起，即一個(gè)循環(huán)周期內(nèi)，載荷沿螺栓軸線旋轉(zhuǎn)360°，在該周期內(nèi)，螺栓外表面周向同一位置的最大應(yīng)力變化，作為應(yīng)力幅值，對(duì)螺栓進(jìn)行疲勞分析。通過(guò)施加如圖4中所示的載荷，對(duì)比分析托盤(pán)螺栓在±Fy以及±Fz交變載荷作用下的應(yīng)力幅值，得出螺栓相應(yīng)的最大損傷。

結(jié)果分析

通過(guò)施加上文（邊界條件）介紹的載荷，分別提取螺栓在Fy和-Fy載荷下螺栓同一位置的應(yīng)力幅值變化，以及在Fz和-Fz載荷下螺栓同一位置的應(yīng)力幅值變化，根據(jù)GL2010中關(guān)于螺栓疲勞的計(jì)算方法，進(jìn)行疲勞計(jì)算。采用疲勞參數(shù)如表1所示。由于疲勞分析中載荷采用的重力載荷，而該螺栓僅承受托盤(pán)重力影響，所以如果疲勞滿足要求，則極限強(qiáng)度也滿足要求。

通過(guò)ansys提取螺栓應(yīng)力結(jié)果，并進(jìn)行應(yīng)力修正，得到在Y向載荷下，螺紋處應(yīng)力最大幅值為36.56MPa；在Z向載荷作用下，螺栓應(yīng)力最大幅值為51.13MPa。因此螺栓在Z向載荷下所受應(yīng)力幅值最大。螺栓疲勞強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，根據(jù)循環(huán)應(yīng)力幅51.13MPa計(jì)算，此時(shí)許用循環(huán)次數(shù)為2.39E+06。

經(jīng)由Bladed模擬得出，風(fēng)電機(jī)組在20年運(yùn)行期間內(nèi)，風(fēng)輪大概旋轉(zhuǎn)1.125E+08轉(zhuǎn)。

表1 原始設(shè)計(jì)疲勞參數(shù)

所以在整個(gè)運(yùn)行壽命內(nèi)最大損傷為47，不滿足疲勞要求。

解決方案

經(jīng)過(guò)上述分析，可見(jiàn)原始設(shè)計(jì)的螺栓不能滿足疲勞要求，運(yùn)行壽命大概5個(gè)月，為滿足連接的安全性要求，需要對(duì)螺栓進(jìn)行優(yōu)化分析。

優(yōu)化后的螺栓仍然采用M36螺栓，但將螺栓光桿部分直徑縮小為28mm，根據(jù)VDI2230，假定使螺栓產(chǎn)生0.9倍屈服的拉力作為最大預(yù)緊力，即施加450kN目標(biāo)預(yù)緊力，重新建模進(jìn)行有限元計(jì)算。螺栓參數(shù)如表2所示。

采用同樣的方法，得到在Y向載荷下，螺紋處應(yīng)力最大幅值為14.92MPa；在Z向載荷作用下，螺栓應(yīng)力最大幅值為21.22MPa。因此螺栓疲勞計(jì)算采用循環(huán)應(yīng)力幅值為21.22MPa，此時(shí)許用循環(huán)次數(shù)為1.19E+08。經(jīng)由Bladed模擬得出，風(fēng)電機(jī)組在20年運(yùn)行期間內(nèi)，風(fēng)輪大概旋轉(zhuǎn)1.125E+08轉(zhuǎn)。

因此，經(jīng)優(yōu)化，螺栓損傷為0.95，滿足20年壽命要求。

表2 優(yōu)化后疲勞參數(shù)

結(jié)論

經(jīng)分析，變槳系統(tǒng)托盤(pán)螺栓需要修改為縮桿為28mm的M36螺栓，才可滿足疲勞要求，疲勞損傷為0.95。

考慮到安裝誤差、制造誤差、以及預(yù)緊力施加的誤差，防止在機(jī)組運(yùn)行中因螺栓松動(dòng)引起不良后果，需要對(duì)螺栓定期檢查。同時(shí)為防止螺栓意外斷裂對(duì)其他附屬結(jié)構(gòu)造成破壞，附件結(jié)構(gòu)也需做相應(yīng)校核，保證一定強(qiáng)度要求。

（作者單位：廣東明陽(yáng)風(fēng)電產(chǎn)業(yè)集團(tuán)有限公司）