大型風(fēng)力機(jī)槳葉螺栓斷裂失效分析及優(yōu)化研究*

應(yīng)華冬，劉宏偉，陳中亞，何先照

(1.浙江大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，浙江 杭州 310000；2.浙江運(yùn)達(dá)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(jī)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(jī)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(jì)的安全性和經(jīng)濟(jì)性直接關(guān)系著整機(jī)的可靠性和競(jìng)爭(zhēng)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(jī)組各部位的安全裕度在進(jìn)一步減少。

機(jī)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(huì)出現(xiàn)塔筒螺栓、槳葉螺栓斷裂的情況，導(dǎo)致機(jī)組出現(xiàn)重大的安全隱患；某風(fēng)場(chǎng)1.5 MW機(jī)組的槳葉螺栓在運(yùn)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(jī)組的安全和發(fā)電量[1,2]。

目前，國內(nèi)外對(duì)風(fēng)電機(jī)組螺栓的研究越發(fā)重視，例如對(duì)機(jī)組裝配時(shí)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(jī)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(duì)螺栓的靜態(tài)受載研究和測(cè)試[6]，例如采用超聲波方法測(cè)量螺栓的伸長(zhǎng)量來監(jiān)測(cè)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(duì)螺栓的疲勞失效進(jìn)行測(cè)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(shí)時(shí)獲取連接螺栓的預(yù)緊力數(shù)據(jù)，同時(shí)與仿真計(jì)算模型進(jìn)行對(duì)比分析，驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性；進(jìn)而針對(duì)現(xiàn)場(chǎng)螺栓的斷裂情況，基于仿真計(jì)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(chǎng)一期工程有33臺(tái)單機(jī)容量為1.5 MW的風(fēng)力發(fā)電機(jī)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(zhǎng)度為45.3 m，輪轂高度為70 m。并網(wǎng)發(fā)電約9個(gè)月時(shí)間時(shí)，某臺(tái)機(jī)組報(bào)其中一片槳葉13°位置傳感器超限故障，現(xiàn)場(chǎng)人員進(jìn)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(duì)該片槳葉斷裂螺栓進(jìn)行更換后，機(jī)組運(yùn)行16個(gè)月和18個(gè)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(chǎng)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(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)制為疲勞斷裂。筆者對(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題。

結(jié)合斷口分析和運(yùn)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(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)，微裂紋處由于應(yīng)力集中，其所受應(yīng)力遠(yuǎn)大于螺栓截面平均應(yīng)力，在交變載荷的作用下，下微裂紋以疲勞的方式向螺栓芯部擴(kuò)展，并導(dǎo)致其斷裂。

2 槳葉螺栓疲勞仿真計(jì)算

本研究采用螺栓的理論計(jì)算分析和有限元計(jì)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(jì)算，并評(píng)估連接系統(tǒng)中的剛度，以得到精確的計(jì)算結(jié)果。

2.1 理論計(jì)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(duì)稱平面內(nèi)。

單顆螺栓的外載計(jì)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(gè)數(shù)。

單顆螺栓的受力行為如下：螺栓通過液壓扭矩?cái)Q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(shí)，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(shí)，螺栓的拉伸量回彈，而被連接件進(jìn)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(jì)算和螺栓的總拉力計(jì)算如下式所示：

(5)

(6)

螺栓的相對(duì)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(xì)長(zhǎng)的螺栓)，則螺栓的相對(duì)剛度趨于0。此時(shí)，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(duì)剛度較大時(shí)，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(jì)算分析的葉片型號(hào)為HT45.3，是1.5 MW適用于S等級(jí)和ⅢA風(fēng)場(chǎng)的葉片，葉片長(zhǎng)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(gè)shell單元由實(shí)際的鋪層所構(gòu)成，每個(gè)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(jìn)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(gè)子步依次加上去，完成一個(gè)工況的計(jì)算。按照上述的方法，每隔30°，最后總共完成12個(gè)工況的計(jì)算。

載荷為6 000 kN·m時(shí)(12個(gè)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(shí)(12個(gè)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(duì)槳葉螺栓進(jìn)行疲勞校核，在進(jìn)行槳葉載荷計(jì)算時(shí)，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(shí)，按應(yīng)力比為-1施加疲勞彎矩載荷，計(jì)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(duì)應(yīng)的應(yīng)力幅值為71 MPa，在循環(huán)次數(shù)為N=5×106對(duì)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(jì)算出螺栓的應(yīng)力幅值，再根據(jù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)計(jì)算公式，可以計(jì)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(gè)位置粗桿螺栓疲勞壽命如表2所示。

表2 各個(gè)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(yùn)行年限僅為4.3年，存在失效風(fēng)險(xiǎn)，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(jì)算表明，該款槳葉螺栓的理論疲勞壽命存在失效風(fēng)險(xiǎn)，該結(jié)果與前文的斷口分析相符。

同時(shí)，本文對(duì)實(shí)際螺栓斷裂位置做進(jìn)一步統(tǒng)計(jì)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?yàn)槿苏驹谌~根看向葉尖順時(shí)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(gè)跟數(shù)值計(jì)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(shí)驗(yàn)測(cè)試與結(jié)果分析

3.1 測(cè)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(shí)時(shí)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(jī)運(yùn)行的過程中，槳葉螺栓的受力情況。測(cè)點(diǎn)主要布置在前后緣及90°垂直方向，總共選用4個(gè)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(gè)位置的螺栓具有一定的代表性。

3.2 測(cè)試數(shù)據(jù)

本文總共采集了從5月至8月的實(shí)時(shí)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(dòng)，同時(shí)波動(dòng)的頻率與風(fēng)輪的轉(zhuǎn)速一致。結(jié)合風(fēng)機(jī)的SCADA數(shù)據(jù)，在前3 min和后3 min，機(jī)組處于發(fā)電狀態(tài)，螺栓的載荷在479 kN～495 kN之間波動(dòng)；中間幾分鐘，機(jī)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(jī)組運(yùn)行過程中，螺栓載荷的實(shí)時(shí)數(shù)據(jù)都能被記錄下來，同時(shí)與機(jī)組的實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)是相符的。

3.3 數(shù)據(jù)對(duì)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(duì)比其中一個(gè)工況；在以下的對(duì)比中，選取剛并網(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(shí)，風(fēng)速很小，功率也很小，風(fēng)對(duì)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(shí)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(shí)的時(shí)間為2017年5月9日0點(diǎn)0分，此時(shí)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(cè)試峰峰值為15 kN。

在外載的彎矩為2 132 kN·m時(shí)，前后緣螺栓的有限元計(jì)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(shí)測(cè)值的誤差均小于5%，有效驗(yàn)證了該仿真模型的準(zhǔn)確性。

4 優(yōu)化方案及效果評(píng)估

4.1 優(yōu)化方案

螺栓的疲勞壽命主要受兩個(gè)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(dòng)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(jì)槳葉并進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)更換，成本較高。針對(duì)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(duì)于現(xiàn)場(chǎng)的機(jī)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(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求的前提下，通過減小腰狀桿螺柱的光桿直徑和增長(zhǎng)螺栓的長(zhǎng)度，來提升螺柱的柔性，從而達(dá)到提高抗疲勞性能的目的。通過有限元分析計(jì)算，采用細(xì)桿螺栓方案后，槳葉螺栓的疲勞壽命有很大提升。

細(xì)桿螺栓疲勞壽命如表3所示。

表3 細(xì)桿螺栓疲勞壽命

4.2 效果評(píng)估

該1.5 MW風(fēng)場(chǎng)9#、17#、18#機(jī)組于2017年10月1日共9個(gè)面更換成細(xì)桿螺栓(每個(gè)面14顆)。根據(jù)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)，截止至2018年6月，共9個(gè)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(chǎng)斷裂螺栓數(shù)量統(tǒng)計(jì)如表4所示。

表4 該1.5 MW風(fēng)場(chǎng)斷裂螺栓數(shù)量統(tǒng)計(jì)

在該風(fēng)場(chǎng)剩余的18臺(tái)機(jī)組實(shí)施了將粗桿螺栓更換為細(xì)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(xì)桿螺栓都未發(fā)生斷裂，而其他位置未換成細(xì)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(duì)采用細(xì)桿后的螺栓應(yīng)力幅值進(jìn)行測(cè)試，細(xì)桿螺栓預(yù)緊力曲線如圖10所示。

圖10 細(xì)桿螺栓預(yù)緊力曲線

圖10為類似運(yùn)行工況的優(yōu)化后的細(xì)桿螺栓預(yù)緊力測(cè)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(xì)桿螺栓后，從現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試的粗、細(xì)桿螺栓應(yīng)力幅值變化以及方案的實(shí)施效果看，現(xiàn)場(chǎng)的螺栓斷裂情況得到了較好改善。

5 結(jié)束語

針對(duì)大型風(fēng)機(jī)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(chǎng)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)分析相結(jié)合，對(duì)螺栓的疲勞壽命進(jìn)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(shí)測(cè)值誤差小于5%，該模型可以準(zhǔn)確計(jì)算螺栓的載荷；

(2)仿真模型及實(shí)際的斷裂螺栓統(tǒng)計(jì)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(xì)長(zhǎng)桿螺栓改進(jìn)方案，并進(jìn)行了長(zhǎng)時(shí)間測(cè)試(前后共計(jì)1年)，結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后的數(shù)據(jù)對(duì)比表明，細(xì)長(zhǎng)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(gè)風(fēng)場(chǎng)共計(jì)54臺(tái)機(jī)組的改造，取得了良好的效果。