【正文】 在第3章中我們認(rèn)識(shí)到正常和極端情況下，風(fēng)力發(fā)電機(jī)葉輪在運(yùn)行過程中，產(chǎn)生最大載荷的位置是在每個(gè)葉片與輪轂連接的葉根處。在這里，對(duì)距離葉根較近的位置進(jìn)行分析。2/181。2/181。2/181。2/181。2）理論實(shí)測應(yīng)變（181。1）應(yīng)變（181。1729825912034512443112549垂直29549344275059010387371397539水平345463517715690977862129054 45176。4．正揮舞工作面主梁應(yīng)變曲線比較分析正揮舞工作面主梁試驗(yàn)的應(yīng)變曲線與仿真計(jì)算得到的應(yīng)變曲線分別如圖4圖48所示：圖47正揮舞工作面主梁實(shí)測應(yīng)變曲線圖48正揮舞工作面主梁仿真應(yīng)變曲線圖47和圖48表明：工作面主梁實(shí)測和理論應(yīng)變值曲線變化規(guī)律接近一致，各點(diǎn)的實(shí)測應(yīng)變值最大在29通道處，理論應(yīng)變值最大在30通道處，即沿展向距離葉根22 m處。6．負(fù)揮舞工作面主梁應(yīng)變曲線比較分析負(fù)揮舞工作面主梁試驗(yàn)的應(yīng)變曲線與仿真計(jì)算得到的應(yīng)變曲線分別如圖41圖412所示：圖411 負(fù)揮舞不同載荷下工作面主梁實(shí)測應(yīng)變曲線圖412 負(fù)揮舞不同載荷下工作面主梁仿真應(yīng)變曲線圖411和圖412，可以看出工作面主梁實(shí)測應(yīng)變與理論應(yīng)變曲線變化規(guī)律接近一致，各點(diǎn)的實(shí)測壓應(yīng)變值最小在29通道處，理論壓應(yīng)變值最小也在29通道處，對(duì)比壓應(yīng)變最值發(fā)生在沿葉展方向距離葉根19 m處。負(fù)揮舞靜力試驗(yàn)的樣片變形量小于理論變形量，樣片的變形量符合設(shè)計(jì)要求。樣片葉尖變形量小于理論變形量，樣片的變形量符合設(shè)計(jì)要求。葉片在施工現(xiàn)場進(jìn)行裝配，由于各種原因使螺栓受到的預(yù)緊力存在區(qū)別，而單個(gè)聯(lián)接法蘭面上的螺栓數(shù)量較多，導(dǎo)致各個(gè)螺栓所受載荷存在差異。高強(qiáng)度螺栓聯(lián)接在制造和實(shí)際使用過程中，由于設(shè)計(jì)不合理、加工精度不夠、裝配及使用不合理等原因，會(huì)導(dǎo)致螺栓過早的出現(xiàn)失效給機(jī)組的運(yùn)轉(zhuǎn)帶來很大的危害。螺栓上的螺紋實(shí)際上就如同缺口，應(yīng)力集中度相當(dāng)?shù)母?。因此，螺栓的脆斷主要發(fā)生在這兩個(gè)部位。有時(shí)由于裂紋的急速擴(kuò)展而形成放射狀撕裂棱，呈人字形，山脊形或者是松枝形花樣。一般情況斷口與主應(yīng)力垂直，與表面平齊，主要呈現(xiàn)瓷狀或顆粒狀。研究表明：在靠近螺母支承面的第一扣螺紋處是應(yīng)力集中最嚴(yán)重的位置。表51 高強(qiáng)度螺栓斷裂失效主要形式序號(hào)失效形式失效部位或失效類型失效特點(diǎn)相關(guān)因素1脆性斷裂靠近螺母支承面的第一扣螺紋處脆性斷裂斷口附近沒有明顯塑性變形，沒有剪切唇，斷口一般與主應(yīng)力垂直，表面平齊材料的性質(zhì)與加載速度頭部和桿部交接處2延滯破壞靜延滯破壞 所承受的應(yīng)力低于材料的屈服強(qiáng)度，但工作一段時(shí)間后，極會(huì)發(fā)生突然的斷裂受疲勞載荷影響應(yīng)力腐蝕導(dǎo)致斷裂的應(yīng)力，一般比材料的屈服強(qiáng)度要小些.材料晶體結(jié)構(gòu)，機(jī)械性能、合金成分、熱處理狀態(tài)、環(huán)境以及工藝殘余應(yīng)力，安裝預(yù)緊力及服役中的工作應(yīng)力有關(guān)氫脆斷裂承受的應(yīng)力低于材料的屈服強(qiáng)度，但在服役一定時(shí)間后，有可能發(fā)生突然斷裂工藝因素占著主導(dǎo)地位3腐蝕失效通常是穿晶斷裂，有時(shí)也發(fā)生沿晶斷裂腐蝕裂紋寬而粗，在裂紋附近常有氧化物和腐蝕斑點(diǎn)材質(zhì)及服役環(huán)境條件4疲勞失效螺栓、螺母結(jié)構(gòu)、螺紋牙溝螺栓失效的重要形式之一承受交變載荷，還與螺母結(jié)構(gòu)、螺紋表面粗糙度、牙溝平滑度等工序有關(guān)5變形與脫扣變形、脫扣螺栓被拉長或脫扣外加載荷過大或者高強(qiáng)度螺栓的強(qiáng)度不足；表面脫碳更是一個(gè)直接影響因素高強(qiáng)度螺栓在實(shí)際工作的過程中發(fā)生突然瞬間斷裂，這種我們稱為脆性斷裂。根據(jù)對(duì)葉根高強(qiáng)度螺栓斷裂相關(guān)信息進(jìn)行搜索分析，得出斷裂主要原因是高強(qiáng)度螺栓疲勞斷裂。驗(yàn)證了葉片在葉根處載荷數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性，為下一章葉根聯(lián)接螺栓的設(shè)計(jì)和強(qiáng)度校核提供可靠的數(shù)據(jù)依據(jù)。說明主梁能承受老載荷，而三處受折蒙皮在老載荷作用下已達(dá)到屈服極限，因而發(fā)生屈曲。（2）正揮舞試驗(yàn)，氣動(dòng)面主梁實(shí)測應(yīng)變值和理論應(yīng)變值相差不大，曲線變化規(guī)律接近一致，最大壓應(yīng)變發(fā)生在展向距離葉根19 m附近；工作面主梁實(shí)測應(yīng)變和理論應(yīng)變值曲線變化趨勢類似，最大拉應(yīng)變發(fā)生在展向距離葉根22 m附近；正揮舞靜力試驗(yàn)的樣片變形量小于理論變形量，樣片的變形量符合設(shè)計(jì)要求。主要原因是加載的側(cè)拉系統(tǒng)鋼絲繩偏離了理想的側(cè)拉軌道，使葉片受到的載荷沒有達(dá)到預(yù)設(shè)值造成的。2．正擺振后緣應(yīng)變曲線比較分析正擺振后緣試驗(yàn)的應(yīng)變曲線與仿真計(jì)算得到的應(yīng)變曲線分別如圖4圖44所示：圖43 不同載荷下后緣實(shí)測應(yīng)變曲線圖44 不同載荷下后緣仿真應(yīng)變曲線圖43和圖44表明：看出后緣各點(diǎn)的實(shí)測應(yīng)變值和理論應(yīng)變值曲線變化規(guī)律類似；各點(diǎn)的實(shí)測拉應(yīng)變值最大在30通道處，理論拉應(yīng)變值最大在30通道附近，對(duì)比拉應(yīng)變最值發(fā)生在沿展向距離葉根19 m附近。10424815640520852126066137垂直31127471626220978253419水平32474048611896481379810165942 45176。1）應(yīng)變（181。2）理論實(shí)測應(yīng)變（181。1）實(shí)測應(yīng)變（181。1）實(shí)測應(yīng)變（181。1）實(shí)測應(yīng)變（181。1）實(shí)測應(yīng)變（181。在葉片強(qiáng)度試驗(yàn)中處于正擺振、正揮舞和負(fù)揮舞工況時(shí)，分別測量在每個(gè)工況下加載設(shè)計(jì)載荷的40%、60%、80%、100%（正揮舞方向新載荷和老載荷）時(shí)，葉片的前緣、后緣、工作面主梁、氣動(dòng)面主梁、氣動(dòng)面蒙皮、工作面蒙皮、左右腹板的局部應(yīng)變及葉片10個(gè)位置上的實(shí)際變形。為研究方便，首先建立了風(fēng)力發(fā)電機(jī)葉片坐標(biāo)系和葉根坐標(biāo)系，對(duì)風(fēng)力機(jī)葉片載荷的來源進(jìn)行分類，同時(shí)確定主要載荷；應(yīng)用Bladed軟件，輸入上一章生成的仿真風(fēng)文件，對(duì)模型加載風(fēng)工況。powprod39。葉根載荷計(jì)算與特性分析由計(jì)算得出極限工況下葉根的載荷，如圖31圖312所示。而且，由圖39顯示，兩個(gè)方向的應(yīng)力也在此交叉疊加。]Time =100 sBlade 1 FxBlade 1 FyBlade 1 Fz [N]Blade station radius [m]5000005000010000015000020000025000030000005101520253035圖39葉片截面X、Y、Z方向的力e:\dengxinli\ [Run 39。不管在葉片設(shè)計(jì)運(yùn)行20年的壽命周期中會(huì)不會(huì)遇到極限工況，由于它對(duì)風(fēng)力機(jī)，尤其是對(duì)葉片的破壞力極大（往往是致命的破壞），在設(shè)計(jì)風(fēng)力機(jī)葉片時(shí)也必須要考慮。]Blade station radius = mBlade 1 FxBlade 1 FyBlade 1 Fz [N]Time [s]500001000000500001000001500002000002500000100200300400500600圖37葉根在X、Y、Z方向的力e:\dengxinli\ [Run 39。2．葉根載荷計(jì)算與特性分析基于上一小節(jié)分析得出：葉根處所承受的載荷及力矩是最大的。值得注意的是：在葉根位置，無論是力還是力矩都顯示出最大值（除Z方向的彎矩變化不大）。powprod39。為了提高計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性，一般前10秒的模擬數(shù)據(jù)不作為參考，等計(jì)算過程進(jìn)入穩(wěn)態(tài)后，再將計(jì)算結(jié)果輸出。[34]本文采用IECⅡA標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行葉片載荷計(jì)算。具體參數(shù)如下表33所示：表33葉片參數(shù)截面號(hào)距葉根距離/m弦長/m扭角/(176。動(dòng)態(tài)載荷模擬計(jì)算是GH Bladed進(jìn)行載荷計(jì)算的最核心的部分。此軟件其中一項(xiàng)功能即是進(jìn)行風(fēng)力發(fā)電機(jī)組的載荷計(jì)算，主要包含靜態(tài)計(jì)算與動(dòng)態(tài)計(jì)算。2 重力載荷（記作）[32]作用在風(fēng)力發(fā)電機(jī)葉片上的重力載荷，對(duì)葉片產(chǎn)生擺振方向的彎矩，隨葉片方位角的變化呈現(xiàn)周期變化，所以，重力載荷是葉片的主要疲勞載荷。本文分別對(duì)葉片、葉根建立了坐標(biāo)系如圖31,圖32,所示：1. 空氣動(dòng)力載荷（記作）[31] 葉片上的載荷包括擺振方向的剪力和彎矩、揮舞方向的剪力與彎矩以及與變槳距力矩平衡的葉片俯仰力矩。為方便研究，只考慮前三種載荷情況。3葉片載荷計(jì)算及分布研究風(fēng)力發(fā)電機(jī)的工作環(huán)境是相當(dāng)復(fù)雜的，風(fēng)力發(fā)電機(jī)在運(yùn)行的過程中所承受的載荷也是極其復(fù)雜的。9186。[30]目前，產(chǎn)生湍流風(fēng)模型中主要是通過Von Karman模型和Kaimal模型來完成，雖然兩個(gè)模型的交叉頻譜密度函數(shù)和自頻譜的形式有一些不同，但是這兩款模型被普遍認(rèn)為是真實(shí)大氣湍流的最完好的表達(dá)。TurbSim先在頻域中定義速度分量譜及空間連續(xù)性，然后通過逆傅里葉變換(IFFT)生成時(shí)間序列值。目前，產(chǎn)生風(fēng)文件的模擬器主要有TurbSim 、Bladed[26]等軟件，當(dāng)然還有通過Matlab/Simulink編寫形成風(fēng)文件的仿真程序。旋轉(zhuǎn)葉片上的某一個(gè)點(diǎn)的時(shí)間歷程一般稱為旋轉(zhuǎn)采樣；而對(duì)于葉片上以固定不變的速度旋轉(zhuǎn)的情形，相關(guān)文獻(xiàn)已經(jīng)直接進(jìn)行計(jì)算進(jìn)行過闡述。為保證空間各點(diǎn)相關(guān)性，Mann,－斯托斯克方程。[23]第二步，通過下述循環(huán)可以計(jì)算出出下半三角矩陣： (218)其中以作索引的每一點(diǎn)以及每一離散頻率，可以求出位于和之間的隨機(jī)數(shù)，來表示方程(214)中的相位。[22]標(biāo)準(zhǔn)已經(jīng)為我們給出了一種可能的選擇： (217)文獻(xiàn)［10］中提供的方法能產(chǎn)生所描述的功率譜密度函數(shù)和相關(guān)函數(shù)的三維風(fēng)，下面僅僅給出算法。當(dāng)然這里說的相關(guān)不光與這兩點(diǎn)之間的物理距離有關(guān)，而且還要考慮與這兩點(diǎn)的頻率相關(guān)。通過方程(213)，就能極其簡單地計(jì)算準(zhǔn)確且所與描述的功率譜密度函數(shù)一致的離散時(shí)間歷程。是指頻率，單位為。若假設(shè)所選的信號(hào)是具有周期性的，那么可以使用離散傅里葉變換時(shí)間歷程分解成： （21）其中系數(shù)為： (22) （23） (24) (25)將（21)代入方差的代數(shù)式，可以得到： (26)其中功率譜密度函數(shù)的方差為： （27）式中：是頻率，離散化積分式(27)，給定頻率位于和之間，得到： (28)比較方程(27)和方程(28)，可以看出功率譜密度函數(shù)可以計(jì)算為： (29)對(duì)于已測得的時(shí)間歷程，都可以通過方程(23)、方程(24)和方程(29)來確定功率譜密度和傅里葉系數(shù)函數(shù)。一般的風(fēng)速儀會(huì)使用采樣頻率 對(duì)某一點(diǎn)的風(fēng)速進(jìn)行測量， 是指兩個(gè)采樣值之間的時(shí)間差，而這里輸出的是一系列數(shù)字,所對(duì)應(yīng)的時(shí)間分別是。4. 將理論計(jì)算得到的數(shù)據(jù)與風(fēng)場試驗(yàn)測得的數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析，驗(yàn)證理論計(jì)算的數(shù)據(jù)的合理性。借助TurbSim風(fēng)模擬器，對(duì)風(fēng)特性明顯的湍流風(fēng)進(jìn)行模擬。經(jīng)處理得到各截面及各個(gè)方向上的載荷曲線及數(shù)據(jù)列表。文獻(xiàn)[16]在分析螺紋聯(lián)接彈性變形的基礎(chǔ)上，對(duì)一種新的螺紋配合方式進(jìn)行了深入的研究，將微錐內(nèi)螺紋與同標(biāo)準(zhǔn)外螺紋進(jìn)行螺紋聯(lián)接。為了解決螺紋牙上的載荷分布不均問題，提高螺栓聯(lián)接疲勞強(qiáng)度主要通過以下方法[13]：變徑螺紋副，把螺紋牙根到中徑的距離進(jìn)行改變，以確保各個(gè)螺紋牙受力基本趨于一致，對(duì)螺母結(jié)構(gòu)進(jìn)行改動(dòng)優(yōu)化，譬如采用懸置螺母、內(nèi)斜螺母和環(huán)槽螺母等，以減小螺栓旋合段本來受力比較大的幾圈螺紋牙的受力面。一般情況下，螺栓的強(qiáng)度是由受拉螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度決定的，螺栓的強(qiáng)度主要包括了靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度。[9]葉根螺栓聯(lián)接及螺栓疲勞斷裂如圖113所示： 圖12葉根螺栓聯(lián)接 圖13 葉根螺栓斷裂單就螺栓聯(lián)接技術(shù)而言是一門成熟的技術(shù)，但對(duì)應(yīng)用于風(fēng)力發(fā)電機(jī)組這一典型的疲勞機(jī)的螺栓聯(lián)接分析研究目前還比較少。螺栓聯(lián)接受力非常的復(fù)雜，是風(fēng)力發(fā)電機(jī)機(jī)組各部件聯(lián)接中最容易失效的地方。風(fēng)輪葉片的受力情況是非常的復(fù)雜的，一般可以分為風(fēng)壓力和離心力。風(fēng)力機(jī)葉片的結(jié)構(gòu)分析作為風(fēng)力機(jī)葉片結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的技術(shù)基礎(chǔ)之一，開始在大功率風(fēng)力機(jī)葉片結(jié)構(gòu)的校核與優(yōu)化設(shè)計(jì)中發(fā)揮著El益重要的作用。盡管中國已經(jīng)有一套比較健全的風(fēng)機(jī)制造供應(yīng)鏈，包括幾乎所有主要部件的制造生產(chǎn)基礎(chǔ)設(shè)施，但是中國某些關(guān)鍵零