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1、大型风电叶片根部连接螺栓静强度设计1. 引言风力发电是大规模利用可再生新能源的一条重要途径，大型水平轴风力发电机组是大规模开发风电的主要工具。风电叶片是风力发电机组捕获风能的核心部件，其工况复杂、工作载荷很大，设计上要求达到安全运行二十年的使用寿命要求。叶片根部连接强度不够而导致风电机组运行事故是一种常见的故障模式，叶片与主机的连接强度对整机的安全性和可靠 c1 Fc1 + c2FF0FF1变形122性具有至关重要的作用。目前叶片与主机连接一般采用 10.9 级高强度螺栓连接，为保证连接安全、可靠， 叶根螺栓连接强度设计应对螺栓的静强度、疲劳强度、螺母的接触强度等多方面因素进行考察，其中静强度
2、设计是连接螺栓在叶片受到最大载荷情况不发生断裂失效和获得可靠连接的保证，并为合理设计螺栓安装预紧力保证叶根螺栓正确安装提供依据，同时也是进一步疲劳强度设计、交叉螺母接触强度设计和叶根螺栓孔对叶片玻璃钢本体强度的影响分析等设计工作的基础。本文针对大型风电叶片连接的特点， 分析了根部连接的受力情况，阐述了叶片根部连接螺栓(以下简称叶根螺栓)静强度的设计方法。根螺栓连接受力及变形关系如图 21和图 3 所示。被1-主机轮毂法兰 2-叶片根部 3-双头螺杆 4-交叉螺母 5-螺母 6-平垫圈Figure 1. Structure of blade root connection2. 叶根连接基本结构力
3、图 1 是目前叶片连接应用最广泛的螺栓连接结构之一，在叶片根部端面沿叶根节圆均匀分布多组高强度螺栓组，每组螺栓由双头螺杆和交叉螺母组成，叶片根端有两组均匀分布且互相对应螺栓孔和螺母孔， 交叉螺母安装在径向螺母孔中，双头螺杆安装在轴向螺栓孔中，双头螺杆一端与交叉螺母连接，另一端伸出端面与主机轮毂连接，从而将叶片与主机联为一体。3. 叶根螺栓受力分析图 1. 叶根连接结构图叶片叶根螺栓连接承受交变载荷，是紧连接，叶Figure 2. The relationship of bolt connection of stress and defor- mation图 2. 螺栓连接受力与变形的关系F11
4、2dwl22 t2F FF l1F t1F FF F0F0lFigure 3. The loads and deformation of bolts/parts in different states图 3. 各种状态下螺栓和被连接件受力及变形图连接叶片轮毂法兰和叶片叶根均为弹性体，螺栓拧紧Dt = Dt+ Dt F0 =F0t1+ F0t2后受预紧力 F 作用，工作时受到工作载荷 F 作用， 这时螺栓的总拉力增加，被连接件的压紧力减小为剩余预紧力 F ，根据紧螺栓连接的静力平衡与变形协调条件，螺栓的总拉力 F0、工作载荷 F、剩余预紧力12t1 Eb + t2 Eg合并化简得： c2 = c
5、2Eb SdEg SdSd。22 F 有如下关系：F0 = F + F(1)上式中： Sd = 4 (dw + t1 + t2 10)t1 根端被连接的玻璃钢厚度- D0 F = F +c2c1 + c2cF(2)t2 主机轮毂法兰厚度Sd 刚度计算当量面积dw 螺母与轮毂法兰接触面直径，可根据螺F0 = F +1 Fc1 + c2c1 螺栓刚度， c2 被连接件刚度。(3)母规格从相关标准中查取D0叶根轴向孔直径Eb玻璃钢的弹性模量(1) 式表明螺栓的总拉力为工作载荷与被连接件剩余预紧力之和，而(3)式则表明螺栓总拉力等于预紧力加上部分工作载荷，其大小与螺栓和被连接件的刚3.2.工作载荷分析
6、叶轮旋转过程中，叶根螺栓组中的受力大小和方度相关。另外，螺栓在安装拧紧时，还受到螺纹摩擦扭矩的作用。3.1. 螺栓及被连接件刚度分析螺栓刚度c1 ：向，呈周期性变化，是交变载荷。根据叶片设计载荷计算分析，叶根连接的极限载荷工况对应于叶片挥舞方向上的最大受力状态，用于叶根螺栓连接静强度设计的极限载荷可直接采用挥舞工况下的最大载荷3。图 4 为静力测试挥舞工况下叶片受力简图，从图中可以看出，叶根连接部分主要承受叶根支座翻转力矩根据拉压变形叠加原理，在 F0 作用下双头螺杆总变形 等于光杆段变形Dl 与螺纹段变形Dl1 之和，即：MG 和叶根支座反力 RG从图 4 可知：的作用。Dl = Dl +
7、Dl F0 =F0l1+ F0l2M = T L + T L + T L+ T L 12cE SE SG1 12 23 34 4d 21g 1g 2d 2RG = T1 + T2 + T3 + T4上式中： S1 = 1 ， S2 = 2 ，合并简化得：444（l d 2 + l d 2）11221c =Eg，上式中，T1T4 为静力测试中加载的等效载荷，在本文中显示仅为说明原理，螺栓静强度计算中不涉及，M 、R 值由叶片设计载荷分析结果直接给出。GGl1 、S1 、d1双头螺杆光杆段有效长度、截面面积、截面直径，l2 、S2 、d12双头螺杆螺纹段有效长度、截面面积、螺纹中径， Eg 钢的弹
8、性模量， Eg = 206 GPa 。受翻转力矩 MG 的作用，图 4 中翻转轴 O-O下侧螺栓被进一步拉紧，螺栓总拉力增大，上侧螺栓被放松，螺栓的预紧力减小。如叶片叶根半径为 r，叶根螺栓总数为 n(n 一般为偶数)，叶根螺栓中心至翻转轴360i被连接件刚度 c2：的距离 ri = r sin n 。根据翻转力矩作用时的静力平被连接件是指叶片根端玻璃钢和轮毂法兰，同理，根据拉压变形叠加原理，在与螺栓总拉力 同样大小的压力作用下，被连接件的压缩总变形 Dt 等于根端玻璃钢的压缩变形Dt1 与主机轮毂法兰的压缩变形衡条件及拉伸螺栓变形量与其中心至 O-O轴的距离成正比的变形协调条件，当i = 3
9、n ，即 r = r ，与 O-O4iF：轴距离等于叶根半径的螺栓受力最大，最大拉力为Dt2之和2，即：4MmaxRM4T1T2T3TGGFigure 4. Additional loads of the load increments for test Min flapwise图 4. 静力测试挥舞工况下叶片受力简图FMmax=MG rr 2 + r2 +L+ r2= MG rr2以上为保证叶片在工作载荷作用下不产生打滑12ni令a = 360 ，上式中：nr 2 = r 2 + r 2 +L+ r 2和结合面不出现缝隙的最小剩余预紧力，在实际设计中，剩余预紧力可按 F = (0.6 1.0
10、) F 选取，考虑到叶片载荷大、工况复杂、使用寿命要求高等特点，可按 F = (0.9 1.0) F 选取，即：i11nF = Ks F (5)= r 2 (sin2 a + sin2 2a +L+ sin2 na )Ks 预紧力系数， Ks = 0.9 1.0 。= r 2 sin na cos(n +1)a 2 n -sin 2a3.4. 螺栓总拉力 F0故，螺栓工作载荷将(4)、(5)代入(1)得：M rF= (1+ Ks ) MGr(6)F = FMmax3.3. 剩余预紧力分析= G ir2(4)3.5.0r2i螺栓预紧力 F分析预紧力是叶根连接螺栓静强度设计的一个重要在翻转力矩作用
11、下，为保证结合面间不出现缝隙，必须满足以下条件： F 0 5。在叶根支座反力 RG 作用下，螺栓受到横向力的作用，叶片叶根与轮毂法兰结合面在剩余预紧力 F 的作用下产生摩擦力，平衡螺栓受到的横向力，从而保证结合面之间不产生打滑。叶根连接螺栓直径相同，受到的预紧力大小相同，各螺栓的横向力也相同， 根据静力平衡条件得：内容。一方面应保证叶片在地面与轮毂法兰连接安装后所施加的预紧力，在叶片运行承载后叶根连接能获得连接牢固安全的所必须的剩余预紧力，另一方面在螺栓抗拉强度、外形结构允许的条件下尽量提高预紧力，减小应力幅，提高连接刚性，以提高叶根连接的疲劳强度，这一点对于叶根螺栓十分重要，因为叶片运行过程
12、叶根连接螺栓的监测和更换都非常困难，预紧力设计不合理会导致叶根连接因螺栓松动、疲劳而m F n = Kf RG F = K f RGssmn失效，引发严重的主机失效事故。将(3)、(4)代入(2)得：K f 摩擦力可靠性系数， m 叶根端面与轮毂法兰摩擦系数。F = K+ c212 c + c F = K+ c212 c + c MG ri r2(7)3.6. 螺纹拧紧力矩 MT 分析叶片安装时，为克服螺纹副的螺纹阻力矩及螺母与被连接件支承端面间的摩擦力矩需对螺栓施加拧紧力矩，考虑到叶片在运行过程必须定期进行检查补上式中： s 许用应力s = s s 。Ss s 螺栓屈服强度，叶根连接采用 10.9 级高强度螺栓， ss = 940MPa 。S安全系数，变载荷、控制预紧力时取 1.21.5。拧，摩擦正压力按螺栓的总拉力M 的计算公式如下：TF0 计算。拧紧力矩4.2. 预紧应力计算dF md 3 - d 3叶根螺栓安装拧紧时，螺栓总拉力即为预紧力，M = F tgtgl + r 2 +0 w0 T0v 23d 2 - d 2预紧应力s ：w0jl 螺纹升角，rv 螺纹副当量摩擦系数，m0 s = 4F =cci4MG r K +c20螺母与被连接件支撑面件的摩擦因数，d 被连jd 2d 2 r 2 sc + c
