風力機葉片靜力測試中葉根螺栓載荷超聲監測試驗研究

嚴 勇，劉楚達

（1.長沙航空職業技術學院 航空機械制造工程系，湖南 長沙 410124；2.長沙飚能信息科技有限公司，湖南長沙 410205）

0 引言

近幾年，我國風電行業發展迅猛，風電機組的質量安全也越來越受到重視[1]。一方面，隨著海上風電的發展，風力發電機的單機容量越來越大，2020年由三峽集團和東方電氣集團聯合研發的亞太地區最大、全球第二大10 MW海上風電機組已經成功并網發電；另一方面，關于風力機一些重要部件的強度分析存在偏差，缺乏對風力機的深入分析與研究，這些因素是導致目前機組運行過程中經常發生事故的主要原因[2]。葉片是風力機的關鍵核心部件，葉片承受的動態載荷和靜態載荷均通過葉根螺栓傳遞，隨著風機功率的提高，葉根螺栓受力也越來越大，螺栓的安全關系到整個風電機組的安全可靠運行，葉根高強度螺栓的斷裂問題已經成為風力機安全的研究重點。

葉片根部連接形式主要分為T型螺栓和螺栓套預埋式兩種[3]，大多采用42CrMoA材質的10.9級高強螺栓。目前，國內針對葉根螺栓的強度分析、疲勞壽命分析以及斷裂失效研究多采用基于ANSYS等軟件的有限元仿真手段，其計算模型過于理想化，且缺乏葉根螺栓的實測載荷數據支撐。本文致力于螺栓載荷的在線監測技術研究，開發了基于聲彈性原理的螺栓軸向力超聲測量及在線監測設備，并在葉片實驗臺上針對某型號葉片極限載荷試驗中的葉根螺栓組載荷進行了實時監測，通過實時監測數據分析了葉根螺栓組的載荷分布狀況。

1 風力機葉片極限載荷試驗研究背景

風力機運轉時，葉根是葉片上載荷最大的部位，承受著復雜的剪切、擠壓和彎扭載荷的組合作用，這些作用力最終將通過葉根螺栓傳遞給輪轂，因此葉根螺栓必須具有足夠的強度、剛度和局部穩定性以及疲勞斷裂強度，才能保證整機的安全運行。統計表明，因為連接螺栓疲勞強度不夠而導致螺栓斷裂的安全事故屢見不鮮[4]，[5]。

本文針對某2 MW級風力機葉片的極限載荷進行試驗，分別采用應變片法和超聲法實時監測葉根螺栓軸向力，結合ANSYS有限元仿真分析，研究了葉片在最小擺振、最大擺振、最小揮舞和最大揮舞4種不同工況時的葉根螺栓載荷變化。本次試驗葉片葉根節圓直徑φ為2 300 mm，共計92根螺栓，具體試驗內容如下。

①葉片用吊車懸掛在實驗臺法蘭上，采用扭矩扳手對螺栓進行預緊，用超聲法和應變片法測試空載狀態下的螺栓預緊力。

②依照設計數據，對葉片施加最小擺振、最大擺振、最小揮舞和最大揮舞4種工況的載荷，分別采用超聲測試法、應變片測試法以及ANSYS有限元仿真分析法研究葉根螺栓載荷變化。

本次試驗遵循的技術規范主要有《Guideline for the Certification of Wind Turbines Edition 2010》和《IEC 61400 Wind Turbines--Parts 23：Full-Scale Structural Testing of Rotors Blades》。

2 試驗研究技術與方法

2.1 葉根螺栓軸向力的超聲在線監測

2.1.1螺栓軸向力超聲測試原理

根據聲彈性原理，超聲波的速度會因材料中緊固力的存在而產生微小的變化，通過研究被測螺栓軸向應力與超聲波傳播時間變化率的關系，利用超聲波來測量被測螺栓中的軸向力[6]，測量原理圖如圖1所示。該方法利用超聲波傳播速度或傳播時間等參量來表征螺栓應力的大小。實際應用中一般不直接測量超聲波波速，而是轉為測量渡越時間，即超聲波沿螺栓軸向傳播時所需的往返時間。

圖1 螺栓軸向力超聲測量原理圖Fig.1 Schematic diagram of ultrasonic measurement of bolt axial force

螺栓的軸向應力σ可表示為[7]

式中：E為螺栓材料的彈性模量；V0為零應力下的超聲聲速；L1為螺栓長度；t0為測量零應力聲時的溫度；t1為測量應力為σ時的溫度；S0為零應力聲時；S1為測量應力為σ時的聲時；Ks為應力系數，是機械伸長量和聲程增加量的比值，在誤差許可范圍內該比值為材料系數，與應力無關；Kt為溫度系數，每10℃溫度變化引起的聲程變化率。

風電葉片的葉根螺栓主要采用42CrMoA材料制造，可通過試驗標定Ks，Kt和V0的值，實測時只需測量S1，S0，t1和t0以及螺栓的有效受力長度L0，即可由式（1）計算出螺栓的σ和軸向力F。

2.1.2超聲測試點的布置

除了前述應變測試中，葉根端面呈米字分布的8個測點外，擺振工況在葉片合模縫前后緣分別多布置了5個測點，揮舞工況則在合模縫垂直方向上多布置了5個測點。在全部92根螺栓中，布置了18個超聲螺栓軸向力測試點，其中1，12，24，35，47，58，70和81監測點疊加了應變片監測，具體螺栓編號如圖2所示。

圖2 葉根螺栓軸向力測試點分布圖Fig.2 Distribution of test points for axial force of blade root bolt

探頭布置在螺栓端部，連接導線從葉根法蘭端面開槽，向葉片內部引出，監測設備置于葉根孔蓋內部。圖3為螺栓軸向力監測超聲傳感器的安裝現場。

圖3 螺栓軸向力監測超聲傳感器的安裝Fig.3 Installation of ultrasonic sensor for bolt axial force monitoring

2.2 葉根螺栓軸向力的應變測試

應變測試方法測試螺栓軸力，是利用螺栓受力變形捕捉螺栓軸向應變，再用平均應變乘以螺栓模量和截面積，獲得螺栓的平均軸力。

式中：A為螺栓光桿截面面積；r為螺栓光桿截面半徑；ε為螺栓光桿截面平均測試應變。

葉根螺栓為42CrMoA材質的10.9級M36螺栓，光桿部分直徑為28 mm，由式（2）得出1μm的應變對應軸力為0.13 kN，經過精密校準后的8根測試螺栓，應變最小測試刻度為1μm，因此應變片軸力測試的最小精度為0.13 kN。

應變測試螺栓在螺栓光桿同一截面上貼4個應變片，取4個應變的平均值來換算軸力，標定螺栓如圖4所示。

圖4 應變片測試標定螺栓Fig.4 Strain gauge test calibration bolt

2.3 葉根螺栓軸向力的有限元仿真

2.3.1有限元模型的建立

對試驗葉片葉根連接載荷分析有限元模型進行簡化，將葉片部分的工況載荷等效作用到葉根，可大大簡化參數化模型，因此葉根模型主要包含3部分：葉根（含葉根法蘭）、連接螺栓和連接法蘭。有限元仿真網格采用Hypermesh 11.0軟件劃分，運用ABAQUS 6.11進行計算。連接法蘭、螺栓及葉根法蘭的材料參數如表1所示。

表1 葉根材料屬性Table 1 Root material properties

螺栓采用實體建模，其他部件均采用三維網格，單元類型采用C3D8R，總網格數目約為220萬個，整體網格和各個部件網格如圖5所示。

圖5 葉根有限元模型的構建Fig.5 Construction of finite element model of blade root

2.3.2載荷及邊界

試驗葉片葉根連接主要承受的載荷，一方面來自螺栓預緊力，另一方面來自葉片外載荷彎矩。計算模型中，連接法蘭與實驗臺連接處采用剛性約束。根據前述試驗中采集的螺栓預緊力，施加預緊力平均載荷為175 kN。葉片外載荷簡化為4種工況，即最大揮舞、最小揮舞、最大擺振和最小擺振，在實驗臺上通過鋼絲繩模擬加載葉片靜態載荷。根據施加的外部載荷，可計算出上述工況下作用在葉根處的最大彎矩（表2），有限元模型載荷如圖6所示。

表2 不同工況下葉根處最大彎矩載荷Table 2 Maximum bending moment load at blade root under different working conditions

圖6 葉根有限元模型邊界及載荷定義Fig.6 Boundary and load definition of blade root finite element model

3 試驗結果分析

分別采用應變片技術和超聲技術對本次風力機葉片的靜載荷加載試驗中預緊工況以及外載荷工況下的葉根螺栓軸向力進行實時監測。由于應變片敷設在螺桿中部，需要在葉根部分打孔引出連接導線，施工條件較差，最終8根校準螺桿中只有6根存活。在安裝的24個螺栓軸向力超聲傳感器中，由于葉根法蘭與實驗臺接合面的碾壓作用，導致多個超聲傳感器失效。

3.1 預緊工況下螺栓軸向力超聲監測與應變片監測數據對比

預緊工況下，葉片由吊車吊起，92根葉根連接螺栓僅承受預緊力，分3次擰緊，實測預緊力為150～200 kN，平均值為175 kN。從應變測試結果來看，每個測點同一根螺栓上的4個測點應力均大小不一，相鄰的應變片差達到最大應變的一半，但對角應變之和均相等，說明在預緊過程中，螺栓發生了較大的彎曲。在預緊過程中，螺栓彎曲的程度與試驗法蘭平整度、螺栓對中情況、螺紋潤滑、各個接觸表面的潤滑程度以及葉根端面平整度相關。從超聲監測數據來看，與應變片監測數據吻合較好，相差在5%以內，完全滿足一般工程應用需求，監測數據如表3所示。

表3 預緊工況下螺栓軸向力監測數據Table 3 Monitoring data of bolt axial force under preloading condition

3.2 施加外部載荷工況下螺栓軸向力超聲監測、應變片監測及有限元仿真數據對比

分別用螺栓軸力應變測試法、超聲測試法以及有限元計算對比外載荷作用下螺栓軸力的變化值，并以應變法測試值作為比較基準計算了超聲測試法及有限元法的相對誤差（表4，5）。

由表4，5可知，超聲測試值與應變測試值吻合相對較好，誤差基本在10%以內，有限元仿真分析的結果誤差較大。有限元計算誤差原因有以下幾點：①從預緊工況可知，此次測試螺栓預緊力存在一定的差異，有限元計算采用統一的平均值175 kN，預緊力誤差會引起變化值的誤差；②根據本次測試情況，試驗法蘭、螺紋以及各個接觸面潤滑情況與有限元計算有差異；③雖然有限元計算采用實體單元，考慮了外載荷對螺栓彎曲作用，但是實際安裝誤差、螺栓對中及端面垂直度、螺栓預緊等引起的螺栓彎曲無法考慮，也會對外載荷引起螺栓軸力變化帶來誤差。

表4 擺振工況下螺栓軸向力變化值應變片測試、超聲測試及有限元仿真對比Table 4 Strain gauge test，ultrasonic test and finite element simulation of axial force variation of bolt under shimmy condition

表5 揮舞工況下螺栓軸向力變化值應變片測試、超聲測試及有限元仿真對比Table 5 Comparison of strain gauge test，ultrasonic test and finite element simulation of bolt axial force variation under swing condition

從本次試驗數據來看，只需在關鍵位置合理布置傳感器，螺栓軸向力超聲監測系統就能實時捕捉葉根彎曲的中性面，也能通過計算實時擬合出葉片機械載荷，為風力發電機機械載荷監測、運行安全保障及疲勞壽命預測提供支撐。

4 結論

在風力機運行過程中，其塔筒、輪轂、葉根等各個法蘭面承受的均為多變的動載荷，在這些載荷作用下，機械承載系統可能會發生過載或者疲勞，造成潛在的失效隱患。運用基于聲彈性原理的螺栓軸向力超聲在線監測技術，對風力機各法蘭面螺栓進行實時監測，通過監測數據可實時分析螺栓受到的工作載荷及應力幅值的變化，不但能夠直接判斷出當前螺栓的工作狀態，還能間接計算出螺栓所在法蘭面的工作狀態，從而為設備的安全運行提供遠程數據支撐。