風力發電機通過風能→機械能→電能的能量轉換實現風力發電，大型兆瓦級風電機組中，帶齒輪箱的雙饋型風力發電機組由于其技術成熟，性價比高等優勢，仍是風電機組發展的重要方向。風電增速箱是風電機組中的核心部件，其對機艙、塔架、基礎、機組風載和安裝維修費用等都有重要影響。如圖 1 所示，風電齒輪箱的故障停機時間超過 19%，是機組中故障停機時間最長的部件，這主要是由于齒輪箱軸承、齒輪等的故障需要將齒輪箱的下塔更換，而目前常用的齒輪箱下塔方案需先將風輪下架后將機組傳動鏈(含主軸總成和齒輪箱)一起下塔進行齒輪箱的更換，施工周期長導致風電機組停機時間過長。另外傳統方案還存在吊裝吊車噸位大、施工占地大、吊裝時間窗口窄等問題，因此通過設計專用的更換工裝實現在不需要將風輪、主軸總成等部件拆除的情況下在塔上更換齒輪箱，能有效縮短風電機組的故障停機時間，減小發電量損失，同時可以降低吊車噸位及占地，從而降低齒輪箱更換成本。
圖 1 風力發電機組故障停機時間分布
一、齒輪箱塔上更換可行性評估
大型雙饋風力發電機組傳動鏈支撐形式多為兩點支撐式，機組典型結構如圖 2 所示，此種設計為固定端/ 浮動端軸承支撐的兩點支撐形式。軸承被安裝在兩個獨立的或一個共同的軸承座內，轉子端或齒輪箱端軸承都可以設計為固定端軸承，齒輪箱與主軸通過鎖緊盤連接，齒輪箱彈性支撐理論上不承受齒輪箱質量。
圖 2 風力發電機組結構示意
因機組主軸總成采用兩點進行支撐，因此在不安裝齒輪箱的情況下不存在主軸傾覆的風險，齒輪箱塔上更換齒輪的工藝流程如圖 3 所示。由工藝流程可知，整個齒輪箱更換難點為失效齒輪箱的拆卸和備件齒輪箱的吊裝，其主要工藝難點為實現齒輪箱行星架內孔與主軸小端的對中。以某 3 MW 機組為例，齒輪箱行星架內孔與主軸小端的配合公差一般為 600H7/ g6，二者間隙為 0. 022 ~ 0. 136 mm，配合長度為 320 mm，但因現場風況，齒輪箱和機艙均有較大擺動，經計算，風輪鎖止情況下(10 min 平均風速 10 m/s)，機艙前后位移最大為 0. 19 m，機艙左右位移最大為 0. 11 m。
圖 3 齒輪箱更換工藝流程
機組結構可行性評估
在風力發電機組機艙內更換齒輪箱須有足夠的空間，保證齒輪箱整個吊裝過程中不與機艙內其他部件發生磕碰。如圖 4 所示，齒輪箱與主軸采用鎖緊盤連接，其中主軸小端與齒輪箱行星架內孔配合長度為 320 mm，故機艙內須有足夠空間保證齒輪箱退出。經復核，齒輪箱輸出軸-發電機輸入軸軸距為 600 mm，滿足空間需求，齒輪箱箱體與發電機底架間距約為 712 mm，亦滿足空間需求。
圖 4 齒輪箱-主軸連接示意
機組安全性復核
如表 1 所示，以某 3 MW 風力發電機組為例，機組在不拆除風輪的情況下拆除齒輪箱時，風電機組的重心將向上風向方向有較大偏移荷，從而影響機艙內部主軸總成，其會影響機艙承受載、偏航軸承、塔筒及基礎受力情況，因此，須提取機艙關鍵部位載荷并對關鍵部件進行安全性復核。
表 1 風電機組重心前移對比
機組載荷分析：機組在進行齒輪箱的更換作業時，需采用機械鎖鎖緊風輪葉片，使其處于順槳狀態，作業風速為 10 m/s，使用載荷提取軟件按 DLC8. 1 工況進行載荷的提取。因作業時間較短，只考慮極限載荷，將葉根、旋轉輪轂中心、固定輪轂中心、塔頂中心等處不安裝齒輪箱情況下的極限載荷與機組設計極限載荷進行對比，對比結果詳見表 2 ~ 表 4，可見機組在不安裝齒輪箱情況下的各關鍵部位極限載荷均小于機組極限設計載荷。
表 2 機組葉根處極限載荷對比
表 3 機組靜態輪轂處極限載荷對比
表 4 機組塔頂中心處極限載荷對比
機組關鍵部件安全性復核：經載荷分析可知，不安裝齒輪箱情況下的各關鍵部位極限載荷均小于機組極限設計載荷，對于結構件(主機架、軸承座等) 、偏航軸承等直接使用載荷進行校核的部件可明確安全性滿足要求。但在風電機組傳動鏈的關鍵部件主軸軸承的校核中，齒輪箱質量為關鍵校核參數，因此需單獨進行主軸軸承的校核，軸承校核參照標準 ISO76，結果如表 5 所示。由表 5 可知，上風向軸承最小安全系數為 3. 53，下風向軸承最小安全系數為 3. 67，均滿足靜態安全系數 S0 應至少為 2. 0，因此機組主軸軸承安全性滿足要求。
表 5 主軸軸承校核結果
綜上，經復核，機組具備塔上更換齒輪箱條件，但在齒輪箱吊裝過程中齒輪箱和機艙均有較大擺動，因此需設計工裝以保證齒輪箱與主軸小端對中過程中的穩定性和對中的準確性。
二、齒輪箱塔上更換工裝設計及應用
齒輪箱塔上更換工裝總體方案
齒輪箱對中工序是齒輪箱塔上更換作業中難度最大、復雜程度最高的工序,其工藝流程如圖 5 所示。
圖 5 齒輪箱對中工藝流程
首先，使用數顯水平儀測量主軸小端角度;其次, 根據測得的主軸角度在塔下調整齒輪箱吊具使齒輪箱角度與主軸角度相同并調整齒輪箱對中工裝角度與主軸一致;再次，將齒輪箱吊至距主軸小端端面約 100 mm 處，并將齒輪箱扭力臂落至齒輪箱對中工裝中，控制吊車使齒輪箱緩慢向前移動，待齒輪箱行星架內孔與主軸端面倒角接觸后停止，使用塞尺測量圓周方向間隙，根據間隙量調整齒輪箱對中工裝使其達到同軸狀態;最終將齒輪箱推進主軸內并將鎖緊盤螺栓緊固，完成齒輪箱對中。
由齒輪箱對中工藝可知齒輪箱塔上更換工裝的主要作用為：(1)實現齒輪箱的定位，保證齒輪箱行星架內孔與主軸小端的同軸;(2)保證齒輪箱在對中過程中的穩定性，避免在對中過程中齒輪箱與機艙內支撐件、齒輪箱行星架內孔與主軸小端的磕碰。工裝結構示意圖如圖 6 所示。
圖 6 齒輪箱更換工裝結構示意圖
整個工裝通過連接螺栓 7 借用齒輪箱彈性支撐與主機架連接螺栓孔與主機架 8 連接，工裝通過調整墊片 5 調整整個工裝角度與主軸角度相同，通過扭力臂定位組件 2 配合調整螺栓 3 進行齒輪箱扭力臂的定位，通過直線導軌 4 保證齒輪箱對中過程中的精準直線移動。
直線導軌選型
直線導軌是齒輪箱更換工裝的關鍵部件，其起到保證齒輪箱對中過程中精準直線運動的作用。作為傳動功能部件，滾動直線導軌副具有運動阻力小、定位精度高、維護性好等特點。直線導軌的設計計算流程為：確定工況條件→確定承載能力及精度等級→校核滑塊靜承載能力→計算直線導軌使用壽命→潤滑選用→確定直線導軌型號。該工裝使用條件為低速、重載且使用頻率不高，因此可初步確定直線導軌選用超重負荷型，精度等級選用普通級。
齒輪箱更換工裝選用直線導軌作為平臺移動部分的支撐和導向結構，其采用 4 個滑塊對稱布置，每側各 2 組直線導軌滑塊，滑塊與扭力臂定位組件連接，由吊車吊動齒輪箱運動，工裝導軌布置及力學模型如圖 7 所示。
圖 7 齒輪箱更換工裝直線導軌示意圖
滑塊受力計算式為：
通過式(1)求得滑塊承受的載荷后可進行滑塊的選型和安全系數 f 的計算，即 f = C0 / Pn ，其中，C0 為直線導軌的基本額定靜載，安全系數 f 的取值取決于直線導軌工況，Pn 為滑塊承受的載荷。因該工裝使用時存在沖擊的可能性，因此安全系數 f 取 3。以某 3 MW 機型為例，F = 2×105N，W = 2 118. 8 N，a = 0 mm，b = 10 mm，c = 2 300 mm，d = 550 mm，通過式(1)計算可得 P1 = P3 = 52. 35 kN，P2 = P4 = 48. 7 kN，從而由 f = C0 / Pn 求得直線導軌基本額定靜載的需求值 C01 = C03 = 157. 05 kN，C02 = C04 = 146. 1 kN，通過 C0 可進行直線導軌的選型。
因該工裝使用頻率很低，故不進行直線導軌疲勞壽命的計算，直線導軌滑塊運行速度很慢并且工裝需重復拆卸使用，因此直線導軌潤滑方式選用潤滑脂潤滑。通過上述分析和計算最終可確定直線導軌型號。
關鍵結構件強度校核
工裝的主要承載結構件為扭力臂定位組件，其主要承受齒輪箱壓力，在有限元分析軟件中扭力臂定位組件的加載模型如圖 8 所示，扭力臂定位組件底部與滑塊的連接面定義為固定約束，在扭力臂定位組件與齒輪箱扭力接觸表面施加載荷 F1 =F / 2 = 105 N。
圖 8 扭力臂定位組件加載示意圖
扭力臂定位組件材料選用 Q690D，板厚為 25 mm。因此屈服強度為 670 MPa，彈性模量為 2. 10×105 MPa，泊松比為 0. 3，密度為 7. 85×10-6 kg / mm3 。經有限元軟件計算后，扭力臂定位組件 Mises 應力分布和變形情況 如圖 9 所示，組件最大應力為 281. 7 MPa，最大等效應變為 1. 32×10 -3，滿足使用需求。
圖 9 扭力臂定位組件有限元分析結果
應用分析
通過設計專用的更換工裝實現塔上齒輪箱的更換，能有效縮短風電機組的故障停機時間，減小發電量損失，同時可以降低吊車噸位，從而降低齒輪箱更換成本，以某 3 MW 塔筒高度 100 m 機組為例，其成本對比如表 6 所示，可見塔上更換齒輪箱方案單臺可節省約 59 萬元，具有較高經濟價值。
表 6 風電機組重心前移對比
三 、結語
針對傳動鏈支撐形式為兩點支撐式的風力發電機組提出通過設計專用的更換工裝實現塔上齒輪箱的更換方案，通過工藝分析、載荷分析及關鍵部件校核確定了方案可行性，設計了專用工裝并通過直線導軌的合理選型及有限元分析確定工裝的可靠性。文中方案對風場施工條件要求低、作業窗口期長、可靠性高并且能夠較大地降低成本，具有較高經濟價值。
參考文獻略