大尺寸风机叶片疲劳加载试验支座研发

张磊安，王忠宾，刘卫生，黄雪梅

（1.中国矿业大学 机电工程学院，徐州 221116；2.山东理工大学 机械工程学院，淄博 255049；3.连云港中复连众复合材料集团有限公司，连云港，222000）

0 引言

叶片作为风力发电机组的关键核心部件，也是最为昂贵的部件之一，约占总生产成本的20%～25%[1～4]。叶片在工作过程中，长期受到外界环境及风等交变载荷作用，疲劳损伤造成的破坏时有发生，且越来越受到重视。但是由于涉及到诸多不确定性因素，对叶片疲劳进行理论分析较为困难，或分析结果不一定准确。叶片投入使用之前，通常对样件做疲劳加载试验，检验该叶片的正常寿命是否在20年及以上。叶片疲劳加载试验目的在于确定叶片的疲劳寿命，工程设计人员也利用测试的结果改进结构设计。国外起步较早，譬如，WMC依托代尔夫特理工大学的技术优势，在风电叶片材料及叶片静力、疲劳分析方面的研究已十分成熟，为本国乃至全球提供全套的风电叶片检测设备[5]。中国风电设备产业发展较晚，技术标准和认证体系尚未完全建立，因此迫切需要建立风机叶片检测平台和健全的检测认证体系，为风机叶片的质量提供保障。

为了保证风机叶片疲劳加载试验的顺利进行，建立了一套大尺寸风机叶片疲劳加载试验支座，通过该试验装置可为风机叶片的疲劳加载试验提供支撑，也为更加深入研究风机叶片性能奠定了基础。

1 疲劳加载过程工况分析

风机叶片进行疲劳加载试验方案为：将被试叶片通过法兰螺栓横向固定于疲劳加载试验支座上，采取偏心质量块垂直激振方式，通过偏心质量块旋转产生的离心力对叶片进行垂直方向的激振。考虑安全系数等因素，对实际加载工况进行计算，叶片传给支座连接法兰的疲劳载荷极值为：竖向力约为500kN，弯矩约为12500kN.m。

风机叶片进行疲劳试验时，叶片根部与法兰利用M36摩擦型高强螺栓连接，试验要求疲劳支座的应力变化次数大于100万次。疲劳支座计算采用容许应力幅法，根据参考文献[6]，设计时要求两圆筒相贯处焊缝符合国家标准《钢结构工程施工质量验收规范》GB50205的一级焊缝，并且要经过加工、磨平。此处连接认为是2类连接，等幅疲劳的容许应力幅为：

计算出叶片受上、下两种载荷工况，并将两种情况下结构的应力值相减，得到应力幅应小于171.3MPa。

2 疲劳加载支座设计及分析

2.1 疲劳加载支座模型

疲劳加载支座材质选为Q345D，主体结构选用两个直径为3.4米圆的筒相贯连接，筒厚为40mm，竖向圆筒高4.60米，横向圆筒端部连接法兰板，长为2.17米，法兰连接板厚40mm，法兰板上开有4圈螺栓孔，最外三圈每圈64个螺栓孔，孔径37.5mm，最里面一圈开有32个螺孔。

运用有限元软件Abaqus进行设计，采用软件中的S8R单元。将自由网格划分方法和结构网格划分方法相结合对其进行网格划分，并在相贯线附近进行网格细分，有限元模型如图1所示。

图1 疲劳支座模型及其网格划分图

2.2 载荷与约束

通过在法兰板面上施加面载荷以近似模拟实际工况。均布竖向的剪应力合力值等于支座受到的竖向压力，在法兰板上施加线性变化的正应力，近似按平截面假定计算的最大正应力值，整个面板上正应力合力值等于法兰板受到的弯矩值，即整体支座因牵引叶片而承受弯矩值。其中，叶片向下弯曲时的载荷分布如图2所示，当叶片向上弯曲时，载荷方向与之相反。

图2 疲劳支座约束及载荷图（向下弯曲）

根据极限工况，施加的竖向剪应力值为：

垂直于面板的正应力值为：

2.3 计算结果分析

计算得到疲劳支座Von-Mises应力分布如图3～图5所示，单位为MPa。

图3 疲劳支座Von-Mises应力图

从图3可以得出，疲劳支座的最大应力为233MPa，位于加劲肋拐角局部处。在设计时应该尽可能让加劲肋截面平缓变化，以减少应力集中。支座的整体应力值较小，在上下两种工况下的筒壁应力之差不大于71.3MPa，也满足疲劳试验要求。

图4 横筒与竖筒相贯线附近应力图

横筒与竖筒相贯线附近的加劲肋与竖筒连接端部，此处结构的刚度突变，容易产生应力集中，将其局部放大，如图4所示。显示的红色部分表示此处筒壁应力较大，但是仍未超过90MPa，满足试验要求。

在内圈焊接贴板消除后能够帮助环向加劲肋承受载荷，以减小应力集中。图5中显示支座内部的加劲肋应力均较小（红色部分很少，红色部分为90MPa），满足试验要求。

图5 加劲肋Von-Mises应力图

疲劳加载支座的变形分布如图6所示，变形分布图中单位为mm。

图6 疲劳支座变形图

从变形分布图可以得出，该支座的变形较小，最大变形出现在耳板处，最大变形仅为2.98mm，满足加载试验要求。

3 试验验证

研发了大尺寸风机叶片疲劳加载试验支座，支座端面有多圈不同孔间距的螺孔，以适合安装不同规格的叶片，如图7所示。

以aeroblade1.5～40.3风机叶片疲劳加载试验为例，该叶片额定功率为1.5兆瓦，长度为40.3m，重量约为5943kg。加载试验过程中，叶片根部通过多个高强度螺栓固定在筒型加载支座上，叶片加载点处受到激振器驱动做上下振动，加载支座受到交变载荷作用。加载点振幅约为1m，支座受到最大弯矩约为2000kN.m。几个月的试验证明，通过该试验台已经完成多支大尺寸风机叶片的疲劳加载试验，也佐证该试验台具有支撑大尺寸风机叶片进行疲劳加载试验的能力。

图7 疲劳加载支座

4 结束语

本文所做的工作与工程实际紧密结合，将理论计算与Abaqus软件紧密结合，设计了一套兆瓦级风机叶片疲劳加载试验支座，已经完成了系列化风机叶片的疲劳加载试验，达到了预期目的。

下一步工作：1）考虑到降低试验人员劳动强度，可以将该加载支座设计成通用型，将叶片的静力试验与疲劳试验放在一个支座之上，进而缩短试验周期。2）根据风力发电机叶片根部的连接方式，可以在加载支座之上设计一套旋转机构，将其与回转支承互相配合，可实现叶片任何角度的转动，以提高试验的自动化程度。

[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]戴春晖,刘钧,曾竟成,等.复合材料风机叶片的发展现状及若干问题的对策[J].玻璃钢复合材料,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]陈进,王旭东,沈文忠,等.风力机叶片的形状优化设计[J].机械工程学报,2010,46(3):131-134.

[5]王临春.风机叶片疲劳加载系统关键技术研究[D].上海:同济大学,2011,6-7.

[6]建设部.中华人民出版社《钢结构设计规范GB50017-2003》[M].中国计划出版社,2003.