風(fēng)力發(fā)電機(jī)通過風(fēng)能→機(jī)械能→電能的能量轉(zhuǎn)換實現(xiàn)風(fēng)力發(fā)電，大型兆瓦級風(fēng)電機(jī)組中，帶齒輪箱的雙饋型風(fēng)力發(fā)電機(jī)組由于其技術(shù)成熟，性價比高等優(yōu)勢，仍是風(fēng)電機(jī)組發(fā)展的重要方向。風(fēng)電增速箱是風(fēng)電機(jī)組中的核心部件，其對機(jī)艙、塔架、基礎(chǔ)、機(jī)組風(fēng)載和安裝維修費(fèi)用等都有重要影響。如圖 1 所示，風(fēng)電齒輪箱的故障停機(jī)時間超過 19%，是機(jī)組中故障停機(jī)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(fēng)輪下架后將機(jī)組傳動鏈(含主軸總成和齒輪箱)一起下塔進(jìn)行齒輪箱的更換，施工周期長導(dǎo)致風(fēng)電機(jī)組停機(jī)時間過長。另外傳統(tǒng)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(shè)計專用的更換工裝實現(xiàn)在不需要將風(fēng)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(fēng)電機(jī)組的故障停機(jī)時間，減小發(fā)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(fēng)力發(fā)電機(jī)組故障停機(jī)時間分布
一、齒輪箱塔上更換可行性評估
大型雙饋風(fēng)力發(fā)電機(jī)組傳動鏈支撐形式多為兩點支撐式，機(jī)組典型結(jié)構(gòu)如圖 2 所示，此種設(shè)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(nèi)，轉(zhuǎn)子端或齒輪箱端軸承都可以設(shè)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(zhì)量。
圖 2 風(fēng)力發(fā)電機(jī)組結(jié)構(gòu)示意
因機(jī)組主軸總成采用兩點進(jìn)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(fēng)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(xiàn)齒輪箱行星架內(nèi)孔與主軸小端的對中。以某 3 MW 機(jī)組為例，齒輪箱行星架內(nèi)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(xiàn)場風(fēng)況，齒輪箱和機(jī)艙均有較大擺動，經(jīng)計算，風(fēng)輪鎖止情況下(10 min 平均風(fēng)速 10 m/s)，機(jī)艙前后位移最大為 0. 19 m，機(jī)艙左右位移最大為 0. 11 m。
圖 3 齒輪箱更換工藝流程
機(jī)組結(jié)構(gòu)可行性評估
在風(fēng)力發(fā)電機(jī)組機(jī)艙內(nèi)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(jī)艙內(nèi)其他部件發(fā)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(nèi)孔配合長度為 320 mm，故機(jī)艙內(nèi)須有足夠空間保證齒輪箱退出。經(jīng)復(fù)核，齒輪箱輸出軸-發(fā)電機(jī)輸入軸軸距為 600 mm，滿足空間需求，齒輪箱箱體與發(fā)電機(jī)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(jī)組安全性復(fù)核
如表 1 所示，以某 3 MW 風(fēng)力發(fā)電機(jī)組為例，機(jī)組在不拆除風(fēng)輪的情況下拆除齒輪箱時，風(fēng)電機(jī)組的重心將向上風(fēng)向方向有較大偏移荷，從而影響機(jī)艙內(nèi)部主軸總成，其會影響機(jī)艙承受載、偏航軸承、塔筒及基礎(chǔ)受力情況，因此，須提取機(jī)艙關(guān)鍵部位載荷并對關(guān)鍵部件進(jìn)行安全性復(fù)核。
表 1 風(fēng)電機(jī)組重心前移對比
機(jī)組載荷分析：機(jī)組在進(jìn)行齒輪箱的更換作業(yè)時，需采用機(jī)械鎖鎖緊風(fēng)輪葉片，使其處于順槳狀態(tài)，作業(yè)風(fēng)速為 10 m/s，使用載荷提取軟件按 DLC8. 1 工況進(jìn)行載荷的提取。因作業(yè)時間較短，只考慮極限載荷，將葉根、旋轉(zhuǎn)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(jī)組設(shè)計極限載荷進(jìn)行對比，對比結(jié)果詳見表 2 ~ 表 4，可見機(jī)組在不安裝齒輪箱情況下的各關(guān)鍵部位極限載荷均小于機(jī)組極限設(shè)計載荷。
表 2 機(jī)組葉根處極限載荷對比
表 3 機(jī)組靜態(tài)輪轂處極限載荷對比
表 4 機(jī)組塔頂中心處極限載荷對比
機(jī)組關(guān)鍵部件安全性復(fù)核：經(jīng)載荷分析可知，不安裝齒輪箱情況下的各關(guān)鍵部位極限載荷均小于機(jī)組極限設(shè)計載荷，對于結(jié)構(gòu)件(主機(jī)架、軸承座等) 、偏航軸承等直接使用載荷進(jìn)行校核的部件可明確安全性滿足要求。但在風(fēng)電機(jī)組傳動鏈的關(guān)鍵部件主軸軸承的校核中，齒輪箱質(zhì)量為關(guān)鍵校核參數(shù)，因此需單獨進(jìn)行主軸軸承的校核，軸承校核參照標(biāo)準(zhǔn) ISO76，結(jié)果如表 5 所示。由表 5 可知，上風(fēng)向軸承最小安全系數(shù)為 3. 53，下風(fēng)向軸承最小安全系數(shù)為 3. 67，均滿足靜態(tài)安全系數(shù) S0 應(yīng)至少為 2. 0，因此機(jī)組主軸軸承安全性滿足要求。
表 5 主軸軸承校核結(jié)果
綜上，經(jīng)復(fù)核，機(jī)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(jī)艙均有較大擺動，因此需設(shè)計工裝以保證齒輪箱與主軸小端對中過程中的穩(wěn)定性和對中的準(zhǔn)確性。
二、齒輪箱塔上更換工裝設(shè)計及應(yīng)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(yè)中難度最大、復(fù)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(shù)顯水平儀測量主軸小端角度;其次, 根據(jù)測得的主軸角度在塔下調(diào)整齒輪箱吊具使齒輪箱角度與主軸角度相同并調(diào)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(nèi)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(jù)間隙量調(diào)整齒輪箱對中工裝使其達(dá)到同軸狀態(tài);最終將齒輪箱推進(jìn)主軸內(nèi)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(xiàn)齒輪箱的定位，保證齒輪箱行星架內(nèi)孔與主軸小端的同軸;(2)保證齒輪箱在對中過程中的穩(wěn)定性，避免在對中過程中齒輪箱與機(jī)艙內(nèi)支撐件、齒輪箱行星架內(nèi)孔與主軸小端的磕碰。工裝結(jié)構(gòu)示意圖如圖 6 所示。
圖 6 齒輪箱更換工裝結(jié)構(gòu)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(jī)架連接螺栓孔與主機(jī)架 8 連接，工裝通過調(diào)整墊片 5 調(diào)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(diào)整螺栓 3 進(jìn)行齒輪箱扭力臂的定位，通過直線導(dǎo)軌 4 保證齒輪箱對中過程中的精準(zhǔn)直線移動。
直線導(dǎo)軌選型
直線導(dǎo)軌是齒輪箱更換工裝的關(guān)鍵部件，其起到保證齒輪箱對中過程中精準(zhǔn)直線運(yùn)動的作用。作為傳動功能部件，滾動直線導(dǎo)軌副具有運(yùn)動阻力小、定位精度高、維護(hù)性好等特點。直線導(dǎo)軌的設(shè)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(dǎo)軌使用壽命→潤滑選用→確定直線導(dǎo)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(dǎo)軌選用超重負(fù)荷型，精度等級選用普通級。
齒輪箱更換工裝選用直線導(dǎo)軌作為平臺移動部分的支撐和導(dǎo)向結(jié)構(gòu)，其采用 4 個滑塊對稱布置，每側(cè)各 2 組直線導(dǎo)軌滑塊，滑塊與扭力臂定位組件連接，由吊車吊動齒輪箱運(yùn)動，工裝導(dǎo)軌布置及力學(xué)模型如圖 7 所示。
圖 7 齒輪箱更換工裝直線導(dǎo)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(jìn)行滑塊的選型和安全系數(shù) f 的計算，即 f = C0 / Pn ，其中，C0 為直線導(dǎo)軌的基本額定靜載，安全系數(shù) f 的取值取決于直線導(dǎo)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(shù) f 取 3。以某 3 MW 機(jī)型為例，F(xiàn) = 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(dǎo)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(jìn)行直線導(dǎo)軌的選型。
因該工裝使用頻率很低，故不進(jìn)行直線導(dǎo)軌疲勞壽命的計算，直線導(dǎo)軌滑塊運(yùn)行速度很慢并且工裝需重復(fù)拆卸使用，因此直線導(dǎo)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(dǎo)軌型號。
關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件強(qiáng)度校核
工裝的主要承載結(jié)構(gòu)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(qiáng)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(jīng)有限元軟件計算后，扭力臂定位組件 Mises 應(yīng)力分布和變形情況 如圖 9 所示，組件最大應(yīng)力為 281. 7 MPa，最大等效應(yīng)變?yōu)?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(jié)果
應(yīng)用分析
通過設(shè)計專用的更換工裝實現(xiàn)塔上齒輪箱的更換，能有效縮短風(fēng)電機(jī)組的故障停機(jī)時間，減小發(fā)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(jī)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(jié)省約 59 萬元，具有較高經(jīng)濟(jì)價值。
表 6 風(fēng)電機(jī)組重心前移對比
三 、結(jié)語
針對傳動鏈支撐形式為兩點支撐式的風(fēng)力發(fā)電機(jī)組提出通過設(shè)計專用的更換工裝實現(xiàn)塔上齒輪箱的更換方案，通過工藝分析、載荷分析及關(guān)鍵部件校核確定了方案可行性，設(shè)計了專用工裝并通過直線導(dǎo)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(fēng)場施工條件要求低、作業(yè)窗口期長、可靠性高并且能夠較大地降低成本，具有較高經(jīng)濟(jì)價值。
參考文獻(xiàn)略