王明軍， 王獎勵， 王帥

(1.東方電氣風(fēng)電有限公司， 四川 德陽， 618000； 2.東方電氣（天津）風(fēng)電科技有限公司， 天津， 300462）

0 引言

機(jī)組運(yùn)行時, 風(fēng)速隨機(jī)變化, 整個葉輪平面內(nèi)氣流的壓強(qiáng)、 速度、 溫度和密度等物理量都隨時間不斷改變, 葉輪工作氣流的流動屬于極其復(fù)雜的非定常流動。 作用在機(jī)組葉片上的力, 首先通過葉片螺栓傳給變槳軸承等部件。

大型風(fēng)電機(jī)組是一個復(fù)雜的流-固耦合系統(tǒng),在我國, 隨著機(jī)組容量不斷增加, 葉輪直徑也在不斷加大, 尤其是“弱風(fēng)速型機(jī)組” 及海上機(jī)組的開發(fā), 在較短時間內(nèi)葉片長度急劇增加, 變槳軸承開裂和葉片斷裂事件時有發(fā)生, 螺栓斷裂更加頻繁。 眾所周知, 在地球表面形成的風(fēng)屬于不均勻流, 整個葉輪平面上, 隨著葉輪直徑增加,橫向、 縱向切變也不斷增大, 葉片剛度越來越小,柔性增大[1]。 機(jī)組在自然條件下運(yùn)行時, 作用在葉輪上的空氣動力、 慣性力和彈性力等交變載荷會使葉片產(chǎn)生變形或振動［2］。機(jī)組葉片受力相當(dāng)復(fù)雜。

本文將葉片螺栓斷裂狀況進(jìn)行統(tǒng)計, 對斷裂數(shù)量的分布規(guī)律進(jìn)行分析和闡述。

1 葉片螺栓斷裂數(shù)量統(tǒng)計匯總

該風(fēng)電場機(jī)組由同一整機(jī)廠家生產(chǎn), 具有相同配置、 并安裝有相同型號葉片的弱風(fēng)速型機(jī)組。變槳軸承的外圈通過變槳軸承螺栓與輪轂鑄件相連； 內(nèi)圈通過葉片螺栓與葉片進(jìn)行連接。 變槳軸承內(nèi)圈和外圈的連接螺栓為同等質(zhì)量、 同樣型號的54 顆10.9 級高強(qiáng)度螺栓。 該風(fēng)場機(jī)組的變槳軸承內(nèi)圈通過葉片螺栓與葉根法蘭連接, 在投運(yùn)之后, 出現(xiàn)了葉片螺栓頻繁斷裂, 而變槳軸承螺栓的斷裂數(shù)量則相對較少。

該風(fēng)電場所有機(jī)組的99 支葉片, 經(jīng)過多年統(tǒng)計, 共有122 顆葉片螺栓斷裂。 按照斷裂的位置和數(shù)量進(jìn)行統(tǒng)計和匯總后, 葉片螺栓斷裂的分布狀況見表1。

表1 按斷裂的位置對某風(fēng)電場所有機(jī)組葉片螺栓斷裂數(shù)量的統(tǒng)計結(jié)果

由以上統(tǒng)計結(jié)果可知, 現(xiàn)場運(yùn)行機(jī)組的葉片螺栓斷裂情況呈現(xiàn)出明顯的規(guī)律性。 在54 個葉片螺栓位置上, 26#～39#的14 個葉片螺栓位置, 每個位置都出現(xiàn)了螺栓斷裂現(xiàn)象, 斷裂數(shù)量均在2顆以上, 總數(shù)達(dá)101 顆, 占整個葉片螺栓斷裂數(shù)量的82.8%, 即： 斷裂的葉片螺栓大都集中在整個葉根法蘭的四分之一左右位置上。

在葉根法蘭圖紙上, 來流進(jìn)氣邊葉片0 刻度位置附近的葉片螺栓標(biāo)號為1#, 并依次沿葉根法蘭面的逆時針方向, 13#和40#螺栓位置位于對稱軸上, 螺栓之間的間隔約為6.667°。 將表1 統(tǒng)計的葉片螺栓斷裂數(shù)量, 按照斷裂的位置, 在同一張葉根法蘭圖紙上進(jìn)行標(biāo)記, 如圖1 所示。 每一顆斷裂的葉片螺栓, 都用一個紅點在圖紙對應(yīng)的螺栓標(biāo)號附近進(jìn)行標(biāo)注。

在圖1 上邊的翼型, 是確定葉片0 刻度基準(zhǔn)翼型在葉根法蘭上的投影, 該翼型的翼弦與葉片0刻度線平行, 翼型后緣介于34#～35#的葉片螺栓之間, 該翼型到葉根的距離為27 m。 整個葉片后緣大都介于26#～39#的葉片螺栓標(biāo)號之間, 這一區(qū)域斷裂數(shù)量較多。

圖1 斷裂葉片螺栓在葉根法蘭上的分布情況

葉片螺栓斷裂面如圖2 所示, 大都為疲勞斷裂。 由此可知, 斷裂葉片螺栓所受的力主要為交變應(yīng)力, 受力方向為葉片螺栓軸向。 因此, 基于葉片螺栓疲勞斷裂的螺栓數(shù)量分析, 在葉根法蘭上, 所對應(yīng)葉根到葉尖的翼型后緣位置上, 葉片螺栓所受到的交變應(yīng)力, 與其他位置相比, 交變應(yīng)力較大。

圖2 斷裂葉片螺栓的斷面狀況

2 葉片螺栓斷裂分析

2.1 葉片受力分析

根據(jù)GL 規(guī)范建立葉片坐標(biāo)系, 如圖3 所示,葉片坐標(biāo)系的原點位于葉片根部, 隨葉輪旋轉(zhuǎn), 3個坐標(biāo)軸分別記為Xb、 Yb、 Zb, 其中與葉片變槳軸重合, 為葉片的扭轉(zhuǎn)方向, 正方向由葉輪旋轉(zhuǎn)中心指向葉尖。 此方向與葉片螺栓疲勞斷裂所受的交變應(yīng)力方向一致； Xb垂直于Zb, 對于上風(fēng)向風(fēng)電機(jī)組, 正方向由葉輪平面指向塔架方向, 與葉輪軸線平行, 也稱作葉片揮舞方向； Yb垂直于Xb和Zb, 方向根據(jù)按右手定則確定, 為葉輪的旋轉(zhuǎn)方向, 又稱作葉片擺振方向[3]。

圖3 葉片坐標(biāo)系

2.2 葉片螺栓損傷值計算和斷裂螺栓分布規(guī)律

空氣動力載荷是風(fēng)電機(jī)組中葉片所受載荷中最重要的載荷, 也是其他大部分載荷的來源[4]。 對葉片根部進(jìn)行載荷分析的前提是先計算空氣動力載荷。 機(jī)組葉輪旋轉(zhuǎn)過程中, 氣動載荷具有隨機(jī)性, 且較為復(fù)雜[5]。

變槳軸承一方面連接葉片和輪轂鑄件, 另一方面, 還起到變槳和傳遞載荷的作用。 如果機(jī)組葉片與變槳軸承的內(nèi)圈相連, 因內(nèi)圈直徑小于外圈直徑, 根據(jù)力學(xué)原理, 軸承內(nèi)圈的葉片螺栓受力要比外圈大, 軸承內(nèi)圈與葉根法蘭連接的葉片螺栓比變槳軸承螺栓更容易斷裂[5]。 在該風(fēng)電場機(jī)組的實際運(yùn)行也得到了充分證實。

向林鋒[6]分析了變槳軸承與葉片連接螺栓的損傷值分布規(guī)律。 按照變槳軸承徑向法平面每10°為一份, 根據(jù)Palmgren-Miner 疲勞分析理論, 將葉根中心處的彎矩施加在變槳軸承整體有限元模型上, 提取滾珠載荷并施加在螺栓連接子模型上,最后得到螺栓孔和螺栓的應(yīng)力值, 由此得到了載荷應(yīng)力關(guān)系, 基于GL 規(guī)范和EN 標(biāo)準(zhǔn)修正S-N 曲線, 通過Miner 理論完成疲勞分析, 得到葉片螺栓在不同角度的疲勞載荷損傷值, 如圖4 所示。螺栓和螺栓孔的疲勞計算結(jié)果表明, 變槳軸承在50°位置的載荷對葉片螺栓連接的影響最大。

圖4 螺栓在各角度對應(yīng)的損傷值[6]

從表1 和圖1 可以看出, 在風(fēng)電場運(yùn)行機(jī)組的葉片根部, 33#、 34#這2 個葉片螺栓位置上斷裂數(shù)量最多, 均為11 顆； 在這2 顆螺栓的下邊32#和上邊35#和36#均斷裂10 顆； 再向兩邊延伸是下邊29#、 30#和上邊37#葉片螺栓位置上均斷裂8 顆。 在葉根法蘭的圓周方向上, 分別在向0°和90°方向延伸, 斷裂的螺栓數(shù)量不斷減少, 斷裂8顆、 6 顆、 4 顆、 3 顆、 2 顆。 在圖1 所示的葉片法蘭圖紙上, 有20 個葉片螺栓位置斷裂過兩顆以上的螺栓, 有9 個螺栓位置斷裂過一顆, 有25 個螺栓位置沒有出現(xiàn)過葉片螺栓斷裂狀況。 由此可以看出, 實際葉片螺栓斷裂情況, 與理論計算得到圖4 所示的螺栓在各角度對應(yīng)的損傷情況完全吻合。 證明了該分析過程和計算方法實用且有效。

從圖1 可以看出, 絕大部分?jǐn)嗔训娜~片螺栓都集中在葉片后緣出氣邊位置。 張亞楠[7]等認(rèn)為,從葉片翼型弦長最大處到靠近葉尖1/3 位置處,葉片翼型后緣的應(yīng)力呈增長趨勢, 主要是因為葉片厚度從葉根到葉尖厚度逐漸變薄且相對風(fēng)速越來越大[7]。 葉片后緣向分力, 即葉片的扭轉(zhuǎn)方向交變應(yīng)力也增大, 傳遞到相應(yīng)葉根法蘭處葉片螺栓軸向的交變應(yīng)力也高于其他部位, 這是葉片螺栓疲勞斷裂集中在葉片后緣的原因。

3 結(jié)論

在葉根法蘭上, 有一個較小的損傷最大值區(qū)域, 然后, 從該位置沿葉根法蘭周向往兩邊延伸,變槳軸承及葉片螺栓的損傷值迅速減小。 風(fēng)電場運(yùn)行機(jī)組在葉片螺栓對應(yīng)位置上斷裂數(shù)量所呈現(xiàn)的規(guī)律, 與葉片螺栓疲勞強(qiáng)度損傷值的計算結(jié)果完全吻合。

由于氣動載荷的隨機(jī)性和復(fù)雜性, 機(jī)組受力極其復(fù)雜, 在進(jìn)行機(jī)組設(shè)計和變槳軸承連接螺栓的強(qiáng)度校核時, 難以通過仿真軟件得到較為準(zhǔn)確的變槳軸承和連接螺栓疲勞強(qiáng)度, 因此, 在進(jìn)行設(shè)計時, 應(yīng)通過現(xiàn)場實測與軟件仿真計算相結(jié)合,并以現(xiàn)場實測為主, 才能設(shè)計出滿足機(jī)組運(yùn)行要求的變槳軸承連接螺栓。