风力发电机通过风能→机械能→电能的能量转换实现风力发电，大型兆瓦级风电机组中，带齿轮箱的双馈型风力发电机组由于其技术成熟，性价比高等优势，仍是风电机组发展的重要方向。风电增速箱是风电机组中的核心部件，其对机舱、塔架、基础、机组风载和安装维修费用等都有重要影响。如图 1 所示，风电齿轮箱的故障停机时间超过 19%，是机组中故障停机时间最长的部件，这主要是由于齿轮箱轴承、齿轮等的故障需要将齿轮箱的下塔更换，而目前常用的齿轮箱下塔方案需先将风轮下架后将机组传动链(含主轴总成和齿轮箱)一起下塔进行齿轮箱的更换，施工周期长导致风电机组停机时间过长。另外传统方案还存在吊装吊车吨位大、施工占地大、吊装时间窗口窄等问题，因此通过设计专用的更换工装实现在不需要将风轮、主轴总成等部件拆除的情况下在塔上更换齿轮箱，能有效缩短风电机组的故障停机时间，减小发电量损失，同时可以降低吊车吨位及占地，从而降低齿轮箱更换成本。
图 1 风力发电机组故障停机时间分布
一、齿轮箱塔上更换可行性评估
大型双馈风力发电机组传动链支撑形式多为两点支撑式，机组典型结构如图 2 所示，此种设计为固定端/ 浮动端轴承支撑的两点支撑形式。轴承被安装在两个独立的或一个共同的轴承座内，转子端或齿轮箱端轴承都可以设计为固定端轴承，齿轮箱与主轴通过锁紧盘连接，齿轮箱弹性支撑理论上不承受齿轮箱质量。
图 2 风力发电机组结构示意
因机组主轴总成采用两点进行支撑，因此在不安装齿轮箱的情况下不存在主轴倾覆的风险，齿轮箱塔上更换齿轮的工艺流程如图 3 所示。由工艺流程可知，整个齿轮箱更换难点为失效齿轮箱的拆卸和备件齿轮箱的吊装，其主要工艺难点为实现齿轮箱行星架内孔与主轴小端的对中。以某 3 MW 机组为例，齿轮箱行星架内孔与主轴小端的配合公差一般为 600H7/ g6，二者间隙为 0. 022 ~ 0. 136 mm，配合长度为 320 mm，但因现场风况，齿轮箱和机舱均有较大摆动，经计算，风轮锁止情况下(10 min 平均风速 10 m/s)，机舱前后位移最大为 0. 19 m，机舱左右位移最大为 0. 11 m。
图 3 齿轮箱更换工艺流程
机组结构可行性评估
在风力发电机组机舱内更换齿轮箱须有足够的空间，保证齿轮箱整个吊装过程中不与机舱内其他部件发生磕碰。如图 4 所示，齿轮箱与主轴采用锁紧盘连接，其中主轴小端与齿轮箱行星架内孔配合长度为 320 mm，故机舱内须有足够空间保证齿轮箱退出。经复核，齿轮箱输出轴-发电机输入轴轴距为 600 mm，满足空间需求，齿轮箱箱体与发电机底架间距约为 712 mm，亦满足空间需求。
图 4 齿轮箱-主轴连接示意
机组安全性复核
如表 1 所示，以某 3 MW 风力发电机组为例，机组在不拆除风轮的情况下拆除齿轮箱时，风电机组的重心将向上风向方向有较大偏移荷，从而影响机舱内部主轴总成，其会影响机舱承受载、偏航轴承、塔筒及基础受力情况，因此，须提取机舱关键部位载荷并对关键部件进行安全性复核。
表 1 风电机组重心前移对比
机组载荷分析：机组在进行齿轮箱的更换作业时，需采用机械锁锁紧风轮叶片，使其处于顺桨状态，作业风速为 10 m/s，使用载荷提取软件按 DLC8. 1 工况进行载荷的提取。因作业时间较短，只考虑极限载荷，将叶根、旋转轮毂中心、固定轮毂中心、塔顶中心等处不安装齿轮箱情况下的极限载荷与机组设计极限载荷进行对比，对比结果详见表 2 ~ 表 4，可见机组在不安装齿轮箱情况下的各关键部位极限载荷均小于机组极限设计载荷。
表 2 机组叶根处极限载荷对比
表 3 机组静态轮毂处极限载荷对比
表 4 机组塔顶中心处极限载荷对比
机组关键部件安全性复核：经载荷分析可知，不安装齿轮箱情况下的各关键部位极限载荷均小于机组极限设计载荷，对于结构件(主机架、轴承座等) 、偏航轴承等直接使用载荷进行校核的部件可明确安全性满足要求。但在风电机组传动链的关键部件主轴轴承的校核中，齿轮箱质量为关键校核参数，因此需单独进行主轴轴承的校核，轴承校核参照标准 ISO76，结果如表 5 所示。由表 5 可知，上风向轴承最小安全系数为 3. 53，下风向轴承最小安全系数为 3. 67，均满足静态安全系数 S0 应至少为 2. 0，因此机组主轴轴承安全性满足要求。
表 5 主轴轴承校核结果
综上，经复核，机组具备塔上更换齿轮箱条件，但在齿轮箱吊装过程中齿轮箱和机舱均有较大摆动，因此需设计工装以保证齿轮箱与主轴小端对中过程中的稳定性和对中的准确性。
二、齿轮箱塔上更换工装设计及应用
齿轮箱塔上更换工装总体方案
齿轮箱对中工序是齿轮箱塔上更换作业中难度最大、复杂程度最高的工序,其工艺流程如图 5 所示。
图 5 齿轮箱对中工艺流程
首先，使用数显水平仪测量主轴小端角度;其次, 根据测得的主轴角度在塔下调整齿轮箱吊具使齿轮箱角度与主轴角度相同并调整齿轮箱对中工装角度与主轴一致;再次，将齿轮箱吊至距主轴小端端面约 100 mm 处，并将齿轮箱扭力臂落至齿轮箱对中工装中，控制吊车使齿轮箱缓慢向前移动，待齿轮箱行星架内孔与主轴端面倒角接触后停止，使用塞尺测量圆周方向间隙，根据间隙量调整齿轮箱对中工装使其达到同轴状态;最终将齿轮箱推进主轴内并将锁紧盘螺栓紧固，完成齿轮箱对中。
由齿轮箱对中工艺可知齿轮箱塔上更换工装的主要作用为：(1)实现齿轮箱的定位，保证齿轮箱行星架内孔与主轴小端的同轴;(2)保证齿轮箱在对中过程中的稳定性，避免在对中过程中齿轮箱与机舱内支撑件、齿轮箱行星架内孔与主轴小端的磕碰。工装结构示意图如图 6 所示。
图 6 齿轮箱更换工装结构示意图
整个工装通过连接螺栓 7 借用齿轮箱弹性支撑与主机架连接螺栓孔与主机架 8 连接，工装通过调整垫片 5 调整整个工装角度与主轴角度相同，通过扭力臂定位组件 2 配合调整螺栓 3 进行齿轮箱扭力臂的定位，通过直线导轨 4 保证齿轮箱对中过程中的精准直线移动。
直线导轨选型
直线导轨是齿轮箱更换工装的关键部件，其起到保证齿轮箱对中过程中精准直线运动的作用。作为传动功能部件，滚动直线导轨副具有运动阻力小、定位精度高、维护性好等特点。直线导轨的设计计算流程为：确定工况条件→确定承载能力及精度等级→校核滑块静承载能力→计算直线导轨使用寿命→润滑选用→确定直线导轨型号。该工装使用条件为低速、重载且使用频率不高，因此可初步确定直线导轨选用超重负荷型，精度等级选用普通级。
齿轮箱更换工装选用直线导轨作为平台移动部分的支撑和导向结构，其采用 4 个滑块对称布置，每侧各 2 组直线导轨滑块，滑块与扭力臂定位组件连接，由吊车吊动齿轮箱运动，工装导轨布置及力学模型如图 7 所示。
图 7 齿轮箱更换工装直线导轨示意图
滑块受力计算式为：
通过式(1)求得滑块承受的载荷后可进行滑块的选型和安全系数 f 的计算，即 f = C0 / Pn ，其中，C0 为直线导轨的基本额定静载，安全系数 f 的取值取决于直线导轨工况，Pn 为滑块承受的载荷。因该工装使用时存在冲击的可能性，因此安全系数 f 取 3。以某 3 MW 机型为例，F = 2×105N，W = 2 118. 8 N，a = 0 mm，b = 10 mm，c = 2 300 mm，d = 550 mm，通过式(1)计算可得 P1 = P3 = 52. 35 kN，P2 = P4 = 48. 7 kN，从而由 f = C0 / Pn 求得直线导轨基本额定静载的需求值 C01 = C03 = 157. 05 kN，C02 = C04 = 146. 1 kN，通过 C0 可进行直线导轨的选型。
因该工装使用频率很低，故不进行直线导轨疲劳寿命的计算，直线导轨滑块运行速度很慢并且工装需重复拆卸使用，因此直线导轨润滑方式选用润滑脂润滑。通过上述分析和计算最终可确定直线导轨型号。
关键结构件强度校核
工装的主要承载结构件为扭力臂定位组件，其主要承受齿轮箱压力，在有限元分析软件中扭力臂定位组件的加载模型如图 8 所示，扭力臂定位组件底部与滑块的连接面定义为固定约束，在扭力臂定位组件与齿轮箱扭力接触表面施加载荷 F1 =F / 2 = 105 N。
图 8 扭力臂定位组件加载示意图
扭力臂定位组件材料选用 Q690D，板厚为 25 mm。因此屈服强度为 670 MPa，弹性模量为 2. 10×105 MPa，泊松比为 0. 3，密度为 7. 85×10-6 kg / mm3 。经有限元软件计算后，扭力臂定位组件 Mises 应力分布和变形情况 如图 9 所示，组件最大应力为 281. 7 MPa，最大等效应变为 1. 32×10 -3，满足使用需求。
图 9 扭力臂定位组件有限元分析结果
应用分析
通过设计专用的更换工装实现塔上齿轮箱的更换，能有效缩短风电机组的故障停机时间，减小发电量损失，同时可以降低吊车吨位，从而降低齿轮箱更换成本，以某 3 MW 塔筒高度 100 m 机组为例，其成本对比如表 6 所示，可见塔上更换齿轮箱方案单台可节省约 59 万元，具有较高经济价值。
表 6 风电机组重心前移对比
三 、结语
针对传动链支撑形式为两点支撑式的风力发电机组提出通过设计专用的更换工装实现塔上齿轮箱的更换方案，通过工艺分析、载荷分析及关键部件校核确定了方案可行性，设计了专用工装并通过直线导轨的合理选型及有限元分析确定工装的可靠性。文中方案对风场施工条件要求低、作业窗口期长、可靠性高并且能够较大地降低成本，具有较高经济价值。
参考文献略