風電機組葉片連接螺栓斷裂分析

王明軍， 王獎勵， 王帥

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

0 引言

機組運行時, 風速隨機變化, 整個葉輪平面內氣流的壓強、 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雜的非定常流動。 作用在機組葉片上的力, 首先通過葉片螺栓傳給變槳軸承等部件。

大型風電機組是一個復雜的流-固耦合系統,在我國, 隨著機組容量不斷增加, 葉輪直徑也在不斷加大, 尤其是“弱風速型機組” 及海上機組的開發, 在較短時間內葉片長度急劇增加, 變槳軸承開裂和葉片斷裂事件時有發生, 螺栓斷裂更加頻繁。 眾所周知, 在地球表面形成的風屬于不均勻流, 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]。 機組在自然條件下運行時, 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生變形或振動［2］。機組葉片受力相當復雜。

本文將葉片螺栓斷裂狀況進行統計, 對斷裂數量的分布規律進行分析和闡述。

1 葉片螺栓斷裂數量統計匯總

該風電場機組由同一整機廠家生產, 具有相同配置、 并安裝有相同型號葉片的弱風速型機組。變槳軸承的外圈通過變槳軸承螺栓與輪轂鑄件相連； 內圈通過葉片螺栓與葉片進行連接。 變槳軸承內圈和外圈的連接螺栓為同等質量、 同樣型號的54 顆10.9 級高強度螺栓。 該風場機組的變槳軸承內圈通過葉片螺栓與葉根法蘭連接, 在投運之后, 出現了葉片螺栓頻繁斷裂, 而變槳軸承螺栓的斷裂數量則相對較少。

該風電場所有機組的99 支葉片, 經過多年統計, 共有122 顆葉片螺栓斷裂。 按照斷裂的位置和數量進行統計和匯總后, 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電場所有機組葉片螺栓斷裂數量的統計結果

由以上統計結果可知, 現場運行機組的葉片螺栓斷裂情況呈現出明顯的規律性。 在54 個葉片螺栓位置上, 26#～39#的14 個葉片螺栓位置, 每個位置都出現了螺栓斷裂現象, 斷裂數量均在2顆以上, 總數達101 顆, 占整個葉片螺栓斷裂數量的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, 來流進氣邊葉片0 刻度位置附近的葉片螺栓標號為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 統計的葉片螺栓斷裂數量, 按照斷裂的位置, 在同一張葉根法蘭圖紙上進行標記, 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的螺栓標號附近進行標注。

在圖1 上邊的翼型, 是確定葉片0 刻度基準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#的葉片螺栓標號之間, 這一區域斷裂數量較多。

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量分析, 在葉根法蘭上, 所對應葉根到葉尖的翼型后緣位置上, 葉片螺栓所受到的交變應力, 與其他位置相比, 交變應力較大。

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GL 規范建立葉片坐標系, 如圖3 所示,葉片坐標系的原點位于葉片根部, 隨葉輪旋轉, 3個坐標軸分別記為Xb、 Yb、 Zb, 其中與葉片變槳軸重合, 為葉片的扭轉方向, 正方向由葉輪旋轉中心指向葉尖。 此方向與葉片螺栓疲勞斷裂所受的交變應力方向一致； Xb垂直于Zb, 對于上風向風電機組, 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, 方向根據按右手定則確定, 為葉輪的旋轉方向, 又稱作葉片擺振方向[3]。

圖3 葉片坐標系

2.2 葉片螺栓損傷值計算和斷裂螺栓分布規律

空氣動力載荷是風電機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]。 對葉片根部進行載荷分析的前提是先計算空氣動力載荷。 機組葉輪旋轉過程中, 氣動載荷具有隨機性, 且較為復雜[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。 如果機組葉片與變槳軸承的內圈相連, 因內圈直徑小于外圈直徑, 根據力學原理, 軸承內圈的葉片螺栓受力要比外圈大, 軸承內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]。 在該風電場機組的實際運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律。 按照變槳軸承徑向法平面每10°為一份, 根據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力值, 由此得到了載荷應力關系, 基于GL 規范和EN 標準修正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 螺栓在各角度對應的損傷值[6]

從表1 和圖1 可以看出, 在風電場運行機組的葉片根部, 33#、 34#這2 個葉片螺栓位置上斷裂數量最多, 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, 絕大部分斷裂的葉片螺栓都集中在葉片后緣出氣邊位置。 張亞楠[7]等認為,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速越來越大[7]。 葉片后緣向分力, 即葉片的扭轉方向交變應力也增大, 傳遞到相應葉根法蘭處葉片螺栓軸向的交變應力也高于其他部位, 這是葉片螺栓疲勞斷裂集中在葉片后緣的原因。

3 結論

在葉根法蘭上, 有一個較小的損傷最大值區域, 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。 風電場運行機組在葉片螺栓對應位置上斷裂數量所呈現的規律, 與葉片螺栓疲勞強度損傷值的計算結果完全吻合。

由于氣動載荷的隨機性和復雜性, 機組受力極其復雜, 在進行機組設計和變槳軸承連接螺栓的強度校核時, 難以通過仿真軟件得到較為準確的變槳軸承和連接螺栓疲勞強度, 因此, 在進行設計時, 應通過現場實測與軟件仿真計算相結合,并以現場實測為主, 才能設計出滿足機組運行要求的變槳軸承連接螺栓。