大尺寸風機葉片疲勞加載試驗支座研發

張磊安，王忠賓，劉衛生，黃雪梅

（1.中國礦業大學 機電工程學院，徐州 221116；2.山東理工大學 機械工程學院，淄博 255049；3.連云港中復連眾復合材料集團有限公司，連云港，222000）

0 引言

葉片作為風力發電機組的關鍵核心部件，也是最為昂貴的部件之一，約占總生產成本的20%～25%[1～4]。葉片在工作過程中，長期受到外界環境及風等交變載荷作用，疲勞損傷造成的破壞時有發生，且越來越受到重視。但是由于涉及到諸多不確定性因素，對葉片疲勞進行理論分析較為困難，或分析結果不一定準確。葉片投入使用之前，通常對樣件做疲勞加載試驗，檢驗該葉片的正常壽命是否在20年及以上。葉片疲勞加載試驗目的在于確定葉片的疲勞壽命，工程設計人員也利用測試的結果改進結構設計。國外起步較早，譬如，WMC依托代爾夫特理工大學的技術優勢，在風電葉片材料及葉片靜力、疲勞分析方面的研究已十分成熟，為本國乃至全球提供全套的風電葉片檢測設備[5]。中國風電設備產業發展較晚，技術標準和認證體系尚未完全建立，因此迫切需要建立風機葉片檢測平臺和健全的檢測認證體系，為風機葉片的質量提供保障。

為了保證風機葉片疲勞加載試驗的順利進行，建立了一套大尺寸風機葉片疲勞加載試驗支座，通過該試驗裝置可為風機葉片的疲勞加載試驗提供支撐，也為更加深入研究風機葉片性能奠定了基礎。

1 疲勞加載過程工況分析

風機葉片進行疲勞加載試驗方案為：將被試葉片通過法蘭螺栓橫向固定于疲勞加載試驗支座上，采取偏心質量塊垂直激振方式，通過偏心質量塊旋轉產生的離心力對葉片進行垂直方向的激振。考慮安全系數等因素，對實際加載工況進行計算，葉片傳給支座連接法蘭的疲勞載荷極值為：豎向力約為500kN，彎矩約為12500kN.m。

風機葉片進行疲勞試驗時，葉片根部與法蘭利用M36摩擦型高強螺栓連接，試驗要求疲勞支座的應力變化次數大于100萬次。疲勞支座計算采用容許應力幅法，根據參考文獻[6]，設計時要求兩圓筒相貫處焊縫符合國家標準《鋼結構工程施工質量驗收規范》GB50205的一級焊縫，并且要經過加工、磨平。此處連接認為是2類連接，等幅疲勞的容許應力幅為：

計算出葉片受上、下兩種載荷工況，并將兩種情況下結構的應力值相減，得到應力幅應小于171.3MPa。

2 疲勞加載支座設計及分析

2.1 疲勞加載支座模型

疲勞加載支座材質選為Q345D，主體結構選用兩個直徑為3.4米圓的筒相貫連接，筒厚為40mm，豎向圓筒高4.60米，橫向圓筒端部連接法蘭板，長為2.17米，法蘭連接板厚40mm，法蘭板上開有4圈螺栓孔，最外三圈每圈64個螺栓孔，孔徑37.5mm，最里面一圈開有32個螺孔。

運用有限元軟件Abaqus進行設計，采用軟件中的S8R單元。將自由網格劃分方法和結構網格劃分方法相結合對其進行網格劃分，并在相貫線附近進行網格細分，有限元模型如圖1所示。

圖1 疲勞支座模型及其網格劃分圖

2.2 載荷與約束

通過在法蘭板面上施加面載荷以近似模擬實際工況。均布豎向的剪應力合力值等于支座受到的豎向壓力，在法蘭板上施加線性變化的正應力，近似按平截面假定計算的最大正應力值，整個面板上正應力合力值等于法蘭板受到的彎矩值，即整體支座因牽引葉片而承受彎矩值。其中，葉片向下彎曲時的載荷分布如圖2所示，當葉片向上彎曲時，載荷方向與之相反。

圖2 疲勞支座約束及載荷圖（向下彎曲）

根據極限工況，施加的豎向剪應力值為：

垂直于面板的正應力值為：

2.3 計算結果分析

計算得到疲勞支座Von-Mises應力分布如圖3～圖5所示，單位為MPa。

圖3 疲勞支座Von-Mises應力圖

從圖3可以得出，疲勞支座的最大應力為233MPa，位于加勁肋拐角局部處。在設計時應該盡可能讓加勁肋截面平緩變化，以減少應力集中。支座的整體應力值較小，在上下兩種工況下的筒壁應力之差不大于71.3MPa，也滿足疲勞試驗要求。

圖4 橫筒與豎筒相貫線附近應力圖

橫筒與豎筒相貫線附近的加勁肋與豎筒連接端部，此處結構的剛度突變，容易產生應力集中，將其局部放大，如圖4所示。顯示的紅色部分表示此處筒壁應力較大，但是仍未超過90MPa，滿足試驗要求。

在內圈焊接貼板消除后能夠幫助環向加勁肋承受載荷，以減小應力集中。圖5中顯示支座內部的加勁肋應力均較小（紅色部分很少，紅色部分為90MPa），滿足試驗要求。

圖5 加勁肋Von-Mises應力圖

疲勞加載支座的變形分布如圖6所示，變形分布圖中單位為mm。

圖6 疲勞支座變形圖

從變形分布圖可以得出，該支座的變形較小，最大變形出現在耳板處，最大變形僅為2.98mm，滿足加載試驗要求。

3 試驗驗證

研發了大尺寸風機葉片疲勞加載試驗支座，支座端面有多圈不同孔間距的螺孔，以適合安裝不同規格的葉片，如圖7所示。

以aeroblade1.5～40.3風機葉片疲勞加載試驗為例，該葉片額定功率為1.5兆瓦，長度為40.3m，重量約為5943kg。加載試驗過程中，葉片根部通過多個高強度螺栓固定在筒型加載支座上，葉片加載點處受到激振器驅動做上下振動，加載支座受到交變載荷作用。加載點振幅約為1m，支座受到最大彎矩約為2000kN.m。幾個月的試驗證明，通過該試驗臺已經完成多支大尺寸風機葉片的疲勞加載試驗，也佐證該試驗臺具有支撐大尺寸風機葉片進行疲勞加載試驗的能力。

圖7 疲勞加載支座

4 結束語

本文所做的工作與工程實際緊密結合，將理論計算與Abaqus軟件緊密結合，設計了一套兆瓦級風機葉片疲勞加載試驗支座，已經完成了系列化風機葉片的疲勞加載試驗，達到了預期目的。

下一步工作：1）考慮到降低試驗人員勞動強度，可以將該加載支座設計成通用型，將葉片的靜力試驗與疲勞試驗放在一個支座之上，進而縮短試驗周期。2）根據風力發電機葉片根部的連接方式，可以在加載支座之上設計一套旋轉機構，將其與回轉支承互相配合，可實現葉片任何角度的轉動，以提高試驗的自動化程度。

[1]Herbert G M J,Iniyan S,Sreevalsan E,et al.A review of wind energy technologies[J].Renewable sustainable Energy Reviews,2007,11(6):1117-1145.

[2]戴春暉,劉鈞,曾竟成,等.復合材料風機葉片的發展現狀及若干問題的對策[J].玻璃鋼復合材料,2008,2(1):53-56.

[3]Hansen M O L,Sorensen J N,Voutsinas,et al.State of the art in wind turbine aerodynamics and aeroelasticity[J].Progress in Aerospace Sciences,2006,42(4):285-330.

[4]陳進,王旭東,沈文忠,等.風力機葉片的形狀優化設計[J].機械工程學報,2010,46(3):131-134.

[5]王臨春.風機葉片疲勞加載系統關鍵技術研究[D].上海:同濟大學,2011,6-7.

[6]建設部.中華人民出版社《鋼結構設計規范GB50017-2003》[M].中國計劃出版社,2003.