應(yīng)華冬，何俊尉，何國(guó)棟，周曉亮

（浙江運(yùn)達(dá)風(fēng)電股份有限公司風(fēng)力發(fā)電系統(tǒng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，浙江 杭州310012）

風(fēng)力發(fā)電機(jī)組是高效清潔的能源，截止目前我國(guó)已投入運(yùn)行的風(fēng)機(jī)超過(guò)7萬(wàn)臺(tái)，整機(jī)廠商20多家。目前風(fēng)電場(chǎng)由最早的三北地區(qū)，已移到東、南部地區(qū)，該地區(qū)以山地為主，屬于低風(fēng)速地區(qū)，因此需要更大的風(fēng)輪直徑來(lái)捕獲風(fēng)能，提高經(jīng)濟(jì)效益，例如1.5 MW機(jī)組由70、77、82直到93.這也意味著機(jī)組載荷不斷增大，安全裕度進(jìn)一步縮小，在這個(gè)過(guò)程中機(jī)組出現(xiàn)問(wèn)題的概率隨之增大，隨著時(shí)間的推移，一些問(wèn)題開(kāi)始暴露出來(lái)，比如螺栓斷裂問(wèn)題。

風(fēng)電機(jī)組所有的部件都是通過(guò)螺栓將其組成一個(gè)整體，例如槳葉與變槳軸承、變槳軸承與輪轂、輪轂與主軸、機(jī)艙與塔筒、塔筒與基礎(chǔ)之間都是通過(guò)螺栓連接的，螺栓失效問(wèn)題直接關(guān)系到整機(jī)的可靠性和安全性。據(jù)了解，目前國(guó)內(nèi)外不少整機(jī)廠商在風(fēng)電機(jī)組的螺栓連接上出現(xiàn)失效并引發(fā)嚴(yán)重的事故，例如某國(guó)外機(jī)組因?yàn)樗苓B接螺栓失效而倒塔。

本文以某機(jī)組槳葉螺栓斷裂為對(duì)象，通過(guò)對(duì)螺栓斷口進(jìn)行金相分析、力學(xué)分析，初步定性分析出螺栓斷裂原因；再在螺栓位置處加裝預(yù)緊力監(jiān)測(cè)裝置，實(shí)時(shí)采集數(shù)據(jù)，對(duì)螺栓受載進(jìn)行定量分析；結(jié)合定性和定量分析結(jié)果，找出螺栓失效原因。

1 機(jī)組情況

某風(fēng)電場(chǎng)一期工程由33臺(tái)單機(jī)容量為1.5 MW的變速恒頻、變槳距控制風(fēng)力發(fā)電機(jī)組組成，最早于2015年5月份開(kāi)始并網(wǎng)發(fā)電，風(fēng)輪直徑為93 m，槳葉長(zhǎng)度為45.3 m，輪轂高度為70 m.2016年2月22日下午17時(shí)48分，18#機(jī)組反饋：觸發(fā)故障15708槳葉13°位置傳感器超限?，F(xiàn)場(chǎng)人員進(jìn)入輪轂后發(fā)現(xiàn)有三顆槳葉螺栓斷裂，而且全都變形彎曲卡在輪轂中，情況嚴(yán)重，如圖1所示。

圖1 槳葉螺栓斷裂情況

更換后，該片槳葉螺栓于2016年9月和11月又分別斷裂一顆。

槳葉螺栓斷口宏觀形貌如圖2所示。

圖2 斷裂螺栓斷口宏觀形貌

從圖1、2可以看出，裂源位于螺紋根部，并以疲勞的形式向螺栓芯部擴(kuò)展，裂紋擴(kuò)展區(qū)有疲勞輝紋特征，瞬斷區(qū)形貌特征為韌窩，螺栓斷裂的機(jī)制為疲勞。

同時(shí)對(duì)螺栓進(jìn)行了金相組織檢查和力學(xué)性能分析，均滿足要求，初步可以排除材料和加工的問(wèn)題。

結(jié)合斷口分析和運(yùn)行工況，可以初步得出以下結(jié)論：槳葉螺栓位于槳葉與變槳軸承連接處，長(zhǎng)期受到工作應(yīng)力及振動(dòng)等交變載荷的共同作用（主要為軸向拉應(yīng)力及徑向剪切應(yīng)力），應(yīng)力集中的微裂紋處所受應(yīng)力遠(yuǎn)大于螺栓截面平均應(yīng)力，在交變載荷的作用下微裂紋以疲勞的方式向螺栓芯部擴(kuò)展并斷裂。

2 測(cè)試方案

在螺母下方加裝墊圈式壓力傳感器[1]，螺栓的受載就能實(shí)時(shí)反應(yīng)到墊圈式壓力傳感器上，通過(guò)數(shù)據(jù)采集儀，就能知道在風(fēng)機(jī)運(yùn)行的過(guò)程中，槳葉螺栓的受力情況，具體如圖3所示。

圖3 螺栓預(yù)緊力系統(tǒng)安裝

測(cè)點(diǎn)主要布置在前后緣及90°垂直方向，具體如圖4所示，總共選用4個(gè)墊圈式壓力傳感器。

圖4 傳感器安裝位置

3 數(shù)據(jù)采集及分析

首先分析螺栓的初始預(yù)緊力數(shù)據(jù)，再選兩個(gè)有代表性工況下的數(shù)據(jù)做下分析。工況一為剛并網(wǎng)時(shí)的數(shù)據(jù)，由于剛并網(wǎng)時(shí)風(fēng)載很小，基本可以忽略不計(jì)，載荷基本上來(lái)自葉根重力產(chǎn)生的彎矩，因此工況一可以很好的作為這個(gè)傳感器的數(shù)據(jù)標(biāo)定；然后拿工況二對(duì)工況一的數(shù)據(jù)進(jìn)行驗(yàn)證，通過(guò)上述兩步，可以確定螺栓載荷數(shù)據(jù)和風(fēng)載數(shù)據(jù)一一對(duì)應(yīng)關(guān)系；再將風(fēng)載數(shù)據(jù)輸入到計(jì)算模型，得到理論計(jì)算上的螺栓載荷數(shù)據(jù)；最后將螺栓的實(shí)測(cè)載荷數(shù)據(jù)和理論載荷數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析。

3.1 預(yù)緊力的離散度

槳葉螺栓的預(yù)緊力為300～350 kN，從表1可以看出這三顆螺栓的實(shí)際預(yù)緊力有兩顆超標(biāo)，同時(shí)離散度較大，擰緊系數(shù)有1.4（484.39/348.25=1.39）。而理論上擰緊系數(shù)應(yīng)該在1.3（0.14/0.129×1.05/0.95）.

表1 初始預(yù)緊力

根據(jù)VDI2230的規(guī)定，液壓扳手的擰緊系數(shù)在1.4～1.6范圍，實(shí)測(cè)的擰緊系數(shù)落在這個(gè)范圍，跟規(guī)范是相符。所以可能的情況是，用扭矩扳手預(yù)緊力的離散度就是有這么大，理論上的擰緊系數(shù)過(guò)于理想。

3.2 測(cè)試的數(shù)據(jù)與blade計(jì)算的風(fēng)載數(shù)據(jù)一致性對(duì)比

下面對(duì)比兩種工況下的情況，一種是剛并網(wǎng)階段，另一種是接近滿發(fā)時(shí)的階段，兩種階段的風(fēng)機(jī)狀態(tài)數(shù)據(jù)見(jiàn)表2.備注傳感器的采樣頻率為20 HZ，即1分鐘采集1200個(gè)數(shù)據(jù)。以下的載荷均以波形的峰峰值作為衡量標(biāo)準(zhǔn)。坐標(biāo)系采用GL規(guī)范的葉根坐標(biāo)系。

表2 風(fēng)機(jī)狀態(tài)數(shù)據(jù)

3.2.1 載荷初始標(biāo)定

采用由槳葉重力引起的葉根彎矩進(jìn)行傳感器的標(biāo)定。

槳葉的重量為7 300 kg，重心位置為14.9 m，在葉根處產(chǎn)生的載荷為7 300×9.8×14.9=1 066 kN·m.

旋轉(zhuǎn)一周的載荷峰峰值為2 132 kN·m.

在工況一時(shí)，風(fēng)速很小，功率也很小，風(fēng)對(duì)MX方向上的彎矩影響很小。可以假設(shè)此時(shí)的MX方向的彎矩峰峰值為2 123 kN·m.

在工況一時(shí)，螺栓載荷測(cè)試的數(shù)據(jù)如下，力的單位值為10 N，總共是1min的實(shí)時(shí)數(shù)據(jù)。

從上表從圖5可以看出，測(cè)試螺栓1（后緣）的峰峰值為16 kN，測(cè)試螺栓2的峰峰值為4.8 kN，測(cè)試螺栓3（前緣）的峰峰值為14 kN，同時(shí)測(cè)試螺栓1和3的頻率一致[2]，為9.5個(gè)波形一分鐘，這個(gè)與主軸的轉(zhuǎn)速為9.607 2 r/min一致。同時(shí)測(cè)試螺栓1和3的波形成負(fù)相關(guān)，這個(gè)與受彎矩時(shí)螺栓1和3的情況一致。

圖5 工況一螺栓載荷數(shù)據(jù)

因此選取螺栓1（后緣）的峰峰值作為標(biāo)定點(diǎn)，即16 kN對(duì)應(yīng)MX方向上2 132 kN·m.

3.2.2 工況一載荷對(duì)比

表3為對(duì)比工況一MY方向上的載荷情況。

表3 工況一對(duì)比

3.2.3 工況二載荷對(duì)比

在圖6所示工況二的情況下，螺栓測(cè)試數(shù)據(jù)如下：

圖6 工況二測(cè)試數(shù)據(jù)

從表4可以看出，峰峰值為20 kN，1 min 16個(gè)波形，這與主軸轉(zhuǎn)速15.67 r/min一致。

表4 工況二對(duì)比

由于載荷工況很多，后續(xù)還可以做進(jìn)一步詳細(xì)的對(duì)比；通過(guò)分析發(fā)現(xiàn)，載荷對(duì)比的誤差在6%；因此槳葉螺栓載荷測(cè)試的結(jié)果與載荷有很好的一一對(duì)應(yīng)關(guān)系。

3.3 理論與實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)分析對(duì)比

下面將槳葉螺栓的有限元分析結(jié)果與螺栓實(shí)測(cè)結(jié)果進(jìn)行分析：

圖7為槳葉螺栓的有限元分析結(jié)果，比較外載荷在-1 000 kN·m和1 000 kN·m時(shí)的螺栓受力情況黑框可以看出，在峰峰值為2 000 kN·m，螺栓應(yīng)力的增量幅值為20.1 MPa.

圖7 螺栓應(yīng)力增量的計(jì)算值

而在外載為2 000 kN·m時(shí)，實(shí)測(cè)螺栓的力增量為16 kN，應(yīng)力增量為16/538×940=28 MPa>20 MPa.

根據(jù)高強(qiáng)度螺栓的S-N曲線，螺栓的使用壽命是跟應(yīng)力幅的5次方成反比關(guān)系。

如果折算到壽命的話，假設(shè)之前是剛好20年，現(xiàn)在就是1.8年。

4 結(jié)論及建議

4.1 結(jié)論

通過(guò)對(duì)比發(fā)現(xiàn)，在實(shí)測(cè)葉根載荷和計(jì)算葉根載荷一致時(shí)，葉根螺栓受到的力實(shí)測(cè)值要大于計(jì)算值。造成這種差別的原因可能有：（1）實(shí)際螺栓的預(yù)緊力離散度較大，而在計(jì)算中一般都假設(shè)為一致；（2）對(duì)該螺栓進(jìn)行仿真時(shí)，可能連接系統(tǒng)的剛度假設(shè)有出入[3]。

因此在無(wú)法改變現(xiàn)有安裝方式（扭矩法）和安裝工藝的條件下，要想控制預(yù)緊力的離散度可能存在一定的難度。故可以考慮從減少槳葉螺栓的剛度著手，增加槳葉螺栓的柔度，減少前后緣槳葉螺栓的應(yīng)力幅值，提高螺栓的疲勞壽命。

4.2 建議

圖8為槳葉螺栓圖紙。

圖8 槳葉螺栓圖紙

因此可以通過(guò)增加螺栓的柔度來(lái)提升螺栓的疲勞壽命，可以通過(guò)降低中間光桿的直徑來(lái)實(shí)現(xiàn)，具體如下：

將光桿直徑由27.73 mm改為24.5 mm，改善后螺栓的應(yīng)力變化為（24.5/27.73）2× 28＝ 21.8 MPa，這樣就能跟理論計(jì)算的20 MPa接近。

目前該臺(tái)風(fēng)機(jī)已更換成細(xì)桿螺栓，運(yùn)行狀況良好。

[1]焦續(xù)偉.一種新型螺栓預(yù)緊力測(cè)傳感器[J].檢查與測(cè)量，2013（4）：44.

[2]王 濤，李 川，劉紹鵬，等.基于頻率跟蹤法的螺栓聯(lián)接狀態(tài)監(jiān)測(cè)研究[J].科學(xué)技術(shù)與工程，2016（3）：3-16.

[3]李 靜，趙春蕾，白珊珊，等.基于結(jié)合面密封性的螺栓組連接工藝研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2015（6）：6-154.