應(yīng)華冬，劉宏偉，陳中亞，何先照

(1.浙江大學(xué) 機械工程學(xué)院，浙江 杭州 310000；2.浙江運達風(fēng)電股份有限公司，浙江 杭州 310012)

0 引 言

螺栓連接是風(fēng)電機組部件的主要連接形式，如槳葉與變槳軸承、變槳軸承與輪轂、輪轂與主軸、機艙與塔筒、塔筒與基礎(chǔ)之間都是采用螺栓連接。這些部位螺栓設(shè)計的安全性和經(jīng)濟性直接關(guān)系著整機的可靠性和競爭力。為了追求更好的發(fā)電性能，近年來風(fēng)輪直徑不斷加大，機組各部位的安全裕度在進一步減少。

機組的螺栓連接部位有些開始出現(xiàn)問題，例如近些年經(jīng)常會出現(xiàn)塔筒螺栓、槳葉螺栓斷裂的情況，導(dǎo)致機組出現(xiàn)重大的安全隱患；某風(fēng)場1.5 MW機組的槳葉螺栓在運行一兩年后經(jīng)常出現(xiàn)斷裂的現(xiàn)象，螺栓更換后還是未解決該問題，嚴(yán)重影響了機組的安全和發(fā)電量[1,2]。

目前，國內(nèi)外對風(fēng)電機組螺栓的研究越發(fā)重視，例如對機組裝配時螺栓的安裝工藝、螺栓預(yù)緊力的精確控制，以及螺栓的防松性能做了相關(guān)研究，以提高風(fēng)機螺栓連接的安全性和可靠性[3-5]。目前的研究更多的是針對螺栓的靜態(tài)受載研究和測試[6]，例如采用超聲波方法測量螺栓的伸長量來監(jiān)測螺栓的安裝預(yù)緊力，探討螺栓在極限載荷的失效情況，卻很少對螺栓的疲勞失效進行測試研究[7-10]。

本研究是通過在葉片螺母下方加裝墊圈式壓力傳感器，利用數(shù)據(jù)采集儀實時獲取連接螺栓的預(yù)緊力數(shù)據(jù)，同時與仿真計算模型進行對比分析，驗證模型的準(zhǔn)確性；進而針對現(xiàn)場螺栓的斷裂情況，基于仿真計算模型提出優(yōu)化解決方案。

1 槳葉螺栓斷裂情況

該風(fēng)電場一期工程有33臺單機容量為1.5 MW的風(fēng)力發(fā)電機組，最早于2015年5月份開始并網(wǎng)發(fā)電，風(fēng)輪直徑為93 m，槳葉長度為45.3 m，輪轂高度為70 m。并網(wǎng)發(fā)電約9個月時間時，某臺機組報其中一片槳葉13°位置傳感器超限故障，現(xiàn)場人員進入輪轂檢查發(fā)現(xiàn)有3顆槳葉螺栓斷裂，且全都變形彎曲卡在輪轂中，情況嚴(yán)重；對該片槳葉斷裂螺栓進行更換后，機組運行16個月和18個月后該片槳葉又分別斷裂1顆。截止2018年6月30日，該現(xiàn)場螺栓總共斷裂489顆。

槳葉螺栓斷口宏觀形貌如圖1所示。

圖1 槳葉螺栓斷口宏觀形貌

從圖1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展，裂紋擴展區(qū)有疲勞輝紋特征，瞬斷區(qū)形貌特征為韌窩，螺栓斷裂的機制為疲勞斷裂。筆者對螺栓進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題。

結(jié)合斷口分析和運行工況，可以初步判斷槳葉螺栓位于槳葉與變槳軸承連接處，由于長期受到工作應(yīng)力及振動等交變載荷的共同作用(主要為軸向拉應(yīng)力)，微裂紋處由于應(yīng)力集中，其所受應(yīng)力遠大于螺栓截面平均應(yīng)力，在交變載荷的作用下，下微裂紋以疲勞的方式向螺栓芯部擴展，并導(dǎo)致其斷裂。

2 槳葉螺栓疲勞仿真計算

本研究采用螺栓的理論計算分析和有限元計算分析相結(jié)合的方法[11-13]。由于葉片的玻璃鋼材料各向異性和變槳軸承的非線性行為，本文需要通過有限元來具體分析計算，并評估連接系統(tǒng)中的剛度，以得到精確的計算結(jié)果。

2.1 理論計算分析

假設(shè)葉根的外載荷等效為彎矩和力，傾覆彎矩作用在通過中心軸線，并垂直于連接結(jié)合面的對稱平面內(nèi)。

單顆螺栓的外載計算如下：

(1)

(2)

式中：FA—單顆螺栓的最大軸向力；FG—單顆螺栓的切向力；Mres—彎矩；Mz—扭矩；R—螺栓節(jié)圓半徑；Fz—軸向外載荷；Fres—徑向外載荷；n—螺栓個數(shù)。

單顆螺栓的受力行為如下：螺栓通過液壓扭矩擰緊的方式獲取預(yù)緊力，并產(chǎn)生拉伸變形，被連接件軸承和槳葉葉根法蘭壓縮。當(dāng)螺栓受到的工作載荷為拉時，螺栓被近一步拉伸，而被連接的壓縮量得到一定的釋放；當(dāng)螺栓受到的工作載荷為壓時，螺栓的拉伸量回彈，而被連接件進一步壓縮。

螺栓力和變形圖如圖2所示。

圖2 螺栓力和變形圖

螺栓的預(yù)緊力F0與殘余預(yù)緊力F1、總拉力F2的關(guān)系，可由圖2的幾何關(guān)系推出，如下式所示：

(3)

(4)

式中：Cb—螺栓剛度；Cm—被連接件剛度。

螺栓的受力變化量計算和螺栓的總拉力計算如下式所示：

(5)

(6)

螺栓的相對剛度大小與螺栓和槳葉、軸承的結(jié)構(gòu)尺寸、材料有關(guān)。若軸承、槳葉的剛度很大，而螺栓的剛度較小(如細長的螺栓)，則螺栓的相對剛度趨于0。此時，工作載荷作用后，使螺栓所受的總拉力增加很少。反過來，當(dāng)螺栓的相對剛度較大時，則工作載荷作用，將使螺栓所受的總拉力有較大的增加。

2.2 有限元分析

筆者計算分析的葉片型號為HT45.3，是1.5 MW適用于S等級和ⅢA風(fēng)場的葉片，葉片長度為45.3 m，重約7.3 T，葉根的節(jié)圓直徑為1 800 mm；槳葉螺栓共72顆，規(guī)格為M30×561。

該有限元模型由葉根、變槳軸承、輪轂及部分主軸組成。其中外載通過載荷傘施加載葉根1.5 m處，用beam188單元模擬螺栓，用link10單元模擬滾珠。

槳葉螺栓連接副模型如圖3所示。

圖3 槳葉螺栓連接副模型

葉片采用shell單元來模擬玻璃鋼的鋪布，每個shell單元由實際的鋪層所構(gòu)成，每個鋪層里設(shè)置的材料屬性設(shè)置成各向異性的，按照各鋪層性能進行輸入。

筆者將主軸斷面完全約束，葉根螺栓首先施加320 kN預(yù)緊力，然后再施加6 000 kN·m的彎矩，分6個子步依次加上去，完成一個工況的計算。按照上述的方法，每隔30°，最后總共完成12個工況的計算。

載荷為6 000 kN·m時(12個方向)，螺栓應(yīng)力增量曲線如圖4所示。

圖4 載荷6 000 kN·m時(12個方向)，螺栓應(yīng)力增量曲線

不同載荷條件下，槳葉螺栓應(yīng)力增量變化曲線如圖5所示(本文選取了其中受力最大的那顆螺栓)。

圖5 不同載荷下槳葉螺栓應(yīng)力增量變化曲線

圖5顯示：螺栓應(yīng)力增量隨著外載的變化并不是完全線性的，這主要是與玻璃鋼材料的各向異性和變槳軸承的非線性有關(guān)。

2.3 疲勞結(jié)果

螺栓S/N曲線如圖6所示。

圖6 螺栓S/N曲線圖

基于等效疲勞載荷對槳葉螺栓進行疲勞校核，在進行槳葉載荷計算時，輸出m=5，N=107的等效疲勞載荷，即在螺栓預(yù)緊力施加的同時，按應(yīng)力比為-1施加疲勞彎矩載荷，計算其正應(yīng)力幅值Δδ。

槳葉螺栓疲勞載荷如表1所示。

表1 槳葉螺栓疲勞載荷

根據(jù)GL2010及EN1993-1-9：2005的標(biāo)準(zhǔn)，螺栓在循環(huán)次數(shù)為N=2×106對應(yīng)的應(yīng)力幅值為71 MPa，在循環(huán)次數(shù)為N=5×106對應(yīng)的應(yīng)力幅值為52.3 MPa。

根據(jù)表1等效疲勞載荷的數(shù)據(jù)和圖5應(yīng)力增量表，可以計算出螺栓的應(yīng)力幅值，再根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)計算公式，可以計算出在該應(yīng)力幅值下，螺栓能最大的循環(huán)次數(shù)n1，疲勞損傷因子n1/107。

按照上述步驟，各個位置粗桿螺栓疲勞壽命如表2所示。

表2 各個位置粗桿螺栓疲勞壽命

從表2中可以看出：該款槳葉前緣的螺栓最短運行年限僅為4.3年，存在失效風(fēng)險，主要分布在前緣45°范圍內(nèi)。

2.4 原因分析

基于有限元數(shù)值仿真的疲勞壽命計算表明，該款槳葉螺栓的理論疲勞壽命存在失效風(fēng)險，該結(jié)果與前文的斷口分析相符。

同時，本文對實際螺栓斷裂位置做進一步統(tǒng)計分析。截止2018年6月30日，槳葉螺栓斷裂位置分布圖如圖7所示。

圖7 槳葉螺栓斷裂位置分布圖

從圖7可以看出：螺栓的斷裂主要集中在前緣70顆至11顆，該螺栓的起始位置為前緣分模線，方向為人站在葉根看向葉尖順時針方向，螺栓的間隔為5°一顆。分模線與0刻度差3顆螺栓，因此將70顆至11顆螺栓，折算到0刻度，就是-30°～35°。這個跟數(shù)值計算的螺栓疲勞壽命短的區(qū)域在±45°高度吻全。由此可見，槳葉螺栓斷裂在根本上是由于疲勞造成。

3 實驗測試與結(jié)果分析

3.1 測試方案

在螺母下方加裝墊圈式壓力傳感器，螺栓的受載就能實時反映到墊圈式壓力傳感器上，通過數(shù)據(jù)采集儀，就能知道在風(fēng)機運行的過程中，槳葉螺栓的受力情況。測點主要布置在前后緣及90°垂直方向，總共選用4個墊圈式壓力傳感器。前后緣是螺栓疲勞比較大的位置。而垂直方向是極限比較大的位置。因此，筆者選取的這4個位置的螺栓具有一定的代表性。

3.2 測試數(shù)據(jù)

本文總共采集了從5月至8月的實時數(shù)據(jù)，現(xiàn)選擇其中一段2017年5月9日11:40-11:55的15 min數(shù)據(jù)加以說明。

槳葉螺栓預(yù)緊力曲線圖如圖8所示。

圖8 槳葉螺栓預(yù)緊力曲線圖

從圖8可以看出：螺栓初始預(yù)緊力為487 kN，在不同工況下，螺栓的載荷在487 kN附近波動，同時波動的頻率與風(fēng)輪的轉(zhuǎn)速一致。結(jié)合風(fēng)機的SCADA數(shù)據(jù)，在前3 min和后3 min，機組處于發(fā)電狀態(tài)，螺栓的載荷在479 kN～495 kN之間波動；中間幾分鐘，機組經(jīng)歷由發(fā)電到停止，再由停止到并網(wǎng)發(fā)電的過程，可以看到在停止過程中，螺栓的預(yù)緊力基本保持不變。

由此可以看出，在機組運行過程中，螺栓載荷的實時數(shù)據(jù)都能被記錄下來，同時與機組的實際運行狀態(tài)是相符的。

3.3 數(shù)據(jù)對比分析

通過前面的有限元分析，可以發(fā)現(xiàn)螺栓的應(yīng)力增量與外載是成線性的，因此本文只需要對比其中一個工況；在以下的對比中，選取剛并網(wǎng)時的數(shù)據(jù)(由于剛并網(wǎng)時風(fēng)載很小，基本可以忽略不計)，載荷基本上來自葉根重力產(chǎn)生的彎矩，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 kg×9.8 N/kg×14.9 m=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，風(fēng)速很小，功率也很小，風(fēng)對風(fēng)輪旋轉(zhuǎn)軸線方向上的彎矩影響很小?？梢约僭O(shè)此時的該方向彎矩峰峰值為2 123 kN·m。

剛并網(wǎng)螺栓預(yù)緊力曲線如圖9所示。

圖9 螺栓預(yù)緊力曲線

此時的時間為2017年5月9日0點0分，此時的狀態(tài)為風(fēng)速3 m/s，功率18 kW，可以看到前后緣螺栓的測試峰峰值為15 kN。

在外載的彎矩為2 132 kN·m時，前后緣螺栓的有限元計算峰值為15.6 kN。因此，誤差為：(15.6-15)/15.6=3.8%。

綜上可知，螺栓仿真結(jié)果與實測值的誤差均小于5%，有效驗證了該仿真模型的準(zhǔn)確性。

4 優(yōu)化方案及效果評估

4.1 優(yōu)化方案

螺栓的疲勞壽命主要受兩個因素影響：(1)槳葉受到的疲勞載荷；(2)螺栓應(yīng)力幅值，其主要受螺栓的剛度和被連接件的剛度影響。

槳葉受到的疲勞載荷主要跟葉片的氣動性能和重量有關(guān)，如果優(yōu)化槳葉的疲勞載荷，需要重新設(shè)計槳葉并進行現(xiàn)場更換，成本較高。針對螺栓應(yīng)力幅值，可以通過降低螺栓的剛度或者提高被連接的剛度加以改變；而對于現(xiàn)場的機組，被連接件的剛度是無法改變的，因此只能從降低螺栓的剛度著手。

在靜強度滿足設(shè)計要求的前提下，通過減小腰狀桿螺柱的光桿直徑和增長螺栓的長度，來提升螺柱的柔性，從而達到提高抗疲勞性能的目的。通過有限元分析計算，采用細桿螺栓方案后，槳葉螺栓的疲勞壽命有很大提升。

細桿螺栓疲勞壽命如表3所示。

表3 細桿螺栓疲勞壽命

4.2 效果評估

該1.5 MW風(fēng)場9#、17#、18#機組于2017年10月1日共9個面更換成細桿螺栓(每個面14顆)。根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)，截止至2018年6月，共9個月期間內(nèi)，葉根螺栓使用狀況良好。由此可見，螺栓斷裂情況得到了明顯改善。

該1.5 MW風(fēng)場斷裂螺栓數(shù)量統(tǒng)計如表4所示。

表4 該1.5 MW風(fēng)場斷裂螺栓數(shù)量統(tǒng)計

在該風(fēng)場剩余的18臺機組實施了將粗桿螺栓更換為細桿螺栓的方案，從2018年6月開始整改并于2018年7月底整改完畢。截止目前，更換成的細桿螺栓都未發(fā)生斷裂，而其他位置未換成細桿螺栓的共斷裂12顆；而去年同期8月～11月總共斷了48顆。

筆者對采用細桿后的螺栓應(yīng)力幅值進行測試，細桿螺栓預(yù)緊力曲線如圖10所示。

圖10 細桿螺栓預(yù)緊力曲線

圖10為類似運行工況的優(yōu)化后的細桿螺栓預(yù)緊力測試數(shù)據(jù)曲線。由預(yù)緊力曲線可知，前后緣預(yù)緊力峰峰值約為13 kN，而優(yōu)化前該位置螺栓預(yù)緊力的峰峰值為15 kN，應(yīng)力幅值下降約13%。

綜上可知，槳葉螺栓的斷裂主要是疲勞斷裂造成的；粗桿螺栓優(yōu)化為細桿螺栓后，從現(xiàn)場測試的粗、細桿螺栓應(yīng)力幅值變化以及方案的實施效果看，現(xiàn)場的螺栓斷裂情況得到了較好改善。

5 結(jié)束語

針對大型風(fēng)機槳葉出現(xiàn)的螺栓斷裂問題，本文將有限元分析方法與現(xiàn)場實測數(shù)據(jù)分析相結(jié)合，對螺栓的疲勞壽命進行了研究，并得出了以下結(jié)論：

(1)考慮了玻璃鋼材料和變槳軸承非線性特性的槳葉螺栓連接有限元模型，其仿真結(jié)果與實測值誤差小于5%，該模型可以準(zhǔn)確計算螺栓的載荷；

(2)仿真模型及實際的斷裂螺栓統(tǒng)計結(jié)果表明，螺栓斷裂位置主要集中在前緣±45°范圍以內(nèi)，這從側(cè)面也表明螺栓是疲勞斷裂；

(3)提出細長桿螺栓改進方案，并進行了長時間測試(前后共計1年)，結(jié)構(gòu)改進前后的數(shù)據(jù)對比表明，細長桿的螺栓應(yīng)力幅值下降13%，螺栓斷裂情況明顯改善。

目前，該技術(shù)已被應(yīng)用于多個風(fēng)場共計54臺機組的改造，取得了良好的效果。