1、关于齿轮箱批量更换可行计算摘要：自 2007 年我国风力发电进入了“井喷式”的发展时期，大规模风电项目陆续上马，2007 至 2010 年我国年平均装机容量约 1055 万千瓦，2010 年装机容量达 1892.8 万千瓦。而其中 70%以上的风电机组采用兆瓦级非直驱双馈异步风力发电机组，其主齿轮箱运行需用的润滑油在 500 至 700 升之间。 关键词：齿轮箱批量；井喷式；可行计算 Abstract: since 2007, when the wind power generation in China has entered a “blowout“ period, the developm
2、ent of large-scale wind power projects coming on, from 2007 to 2010, Chinas average annual installed capacity of about 10.55 million kilowatts, in 2010, the installed capacity of 18.928 million kilowatts. Of which more than 70% of the wind turbines use megawatt of direct-drive doubly-fed asynchronou
3、s wind turbine, its main gear box running need lubricating oil between 500 and 700 liters.Bulk of the keywords: gear box; Blowout; Feasible calculation 中图分类号： C32 文献标识码：A 随着机组的运行，齿轮箱润滑油各项理化指标均陆续下降，润滑油会渐渐失效。早期风力发电机组维护时，一般按惯例在运行 2 至 3 年后即对齿轮润滑油进行一次更换。随着油品性能的提升和监控手段的丰富，润滑油使用时间不再局限于一个经验年限，但是当达到一定的运行年限之后
4、，润滑油各项理化指标还是会快速下降，这是不争的事实。因此，集中的调试投运，相近的失效时限，必然将会导致大量风电机组面临需要进行大面积的润滑油更换工作。 目前传统的齿轮箱润滑油更换方案是，通过机舱内部吊车将新油品逐桶（一桶约为 25 至 30 升）提升至机舱，然后人工进行加注。现场实际操作中，完成一台 1.5MW 机组的润滑油(约 600 升)更换约需 5 名人员作业 13 个小时，造成机组停运约 25 小时。这种更换方法工作效率极低。风电机组如果不能当天恢复运行，势必造成夜间机组停运，无形间增加了发电量损失。特别是批量式更换，例如我国大部分风力发电场的装机容量都在 33 台以上，风电机组进行齿
5、轮箱润滑油更换时，长达数月的工期，将会产生极高的人力投入，同时跨越大风季节，进一步加大了发电量损失。此外，齿轮箱润滑油在人工加注过程中需要进行换桶倒运，润滑油的清洁度也难以保证。 二、方案设计 1、设计思路 在现场进行人工更换齿轮油的操作过程中，技术人员发现消耗时间最大的环节是新旧齿轮油的提升、吊放以及加注，约占用更换总时间的80%。 针对该情况，客服中心技术室设计了采用液压设备辅助换油的方案：该方案的主旨是在地面采用液压设备将符合清洁等级要求的齿轮油泵送至机舱齿轮箱内，以减少人工换油时提升和吊放齿轮油的时间，大大提高换油效率。 液压设备辅助更换齿轮油方案的液压原理图如图 1： 图 1 齿轮油
6、更换液压原理图 三、理论计算 1、出口压力计算 为保证齿轮油能够顺利的泵送到机舱，首先需要确定整个系统的输入压力。在确定输入压力时，主要考虑两方面因素：管路内油柱产生的压强和泵油时沿程压力损失。 1）液柱产生静压力计算 从机舱到塔基油管内液体对油泵出口处产生的压力计算公式可参见公式（1-1）： （1-1） 式中，是液体密度，此处计算的齿轮油密度与温度的关系曲线见图1-密度随温度变化曲线；g 为重力加速度；h 为齿轮油提升高度。 图 1 密度随温度变化曲线 考虑目前主流机型轮毂中心高度一般在 65-70 米之间，此处选取的泵送高度为 75 米，通过计算得油柱在泵出口处产生的压力随温度变化曲线为：
7、 图 2 压力随温度变化曲线 通过上图曲线可得 75 米液柱在油泵出口端产生的压力介于 0.66-0.60Mpa 之间，而考虑实际工作情况，一般齿轮油更换温度不能低于15，其对应产生压力为 0.649Mpa。 2）沿程压力损失计算 齿轮油泵送过程中，产生的沿程压力损失，根据式（1-2）和（1-3）计算。 （1-2） 式中，为雷诺系数；为液体流速；为液体运动粘度，此处选取的齿轮油粘度与温度曲线见图 3-粘度随温度变化曲线；D 为管路内径。 （1-3） 式中，为沿程压力损失；为沿程压力损失系数，不同的流态有不同的值； 为管路长度； D 为管路内径；是液体密度；为液体流速； 实际经验表明橡胶软管中油
8、保持层流运动时沿程压力压损系数仅与雷诺数有关，与管道内壁的表面粗糙度无关，其计算公式为： （1-4） 将公式 1-4 和公式 1-2 代入公式 1-3 得: （1-5） 根据实际工况选取参数如下： 液体运动粘度：选取环境温度为 15 度，由图 3 得粘度值为1325cSt； 软管内径：选取内径为 50mm 的 PVC 管； 软管长度：根据轮毂高度选取长度为 85 米； 油品密度：选取环境温度为 15 度，由图 1 得密度值为 8.8310-4g/mm； 流速：为实现在 1 小时内完成新油的加注，初步设计流量为50L/min，其流速由下式得出： （1-6） 图 3 粘度随温度变化曲线 将各值代入
9、公式 1-5 得： 3）输入压力 由前面计算可得当环境温度为 15时，泵的流速为 50L/min，并且选取输油管路为 G2管径，系统所需的输入压力为： 该输入压力为达到 75 米高度时理论计算压力，为了保证整个系统可靠运行，达到设计目的，应在理论计算的基础上乘以一个安全系数，此处选择安全系数为 1.5，经计算得系统输入压力为 19.88bar。 2、电机选择 通过上面计算，并查阅相关手册，此处可以选择齿轮泵作为本液压系统的动力单元，现在根据设计流量选取驱动电机，参考公式 1-6： （1-6） 式中，P 为电机输出功率；为泵的出口压力；是液体流量；为泵的机械效率，此处取 0.95；为电动机功率因
10、数，此处取 0.64；将前面设计值代入公式 1-6 得： 另外，因为油温对于设备选型和实际工作效率影响最大，而现场的及工作温度不可能保证在某一定之下，现计算出泵的出口压力随温度变化的曲线和电机功率随温度变化曲线见图 4： 图 4 出口压力及电机功率随温度变化曲线 三、设备选型 1、电机选择 设计初期，为了最大限度的利用现有资源，此处计划动力单元采用目前我公司机组油泵/电机组，因油泵电机流量与设计流量有较大差异（低速 53L/min，高速 105L/min） ，所以根据该参数对各关键数据进行重新计算。 根据式 1-2 重新计算雷诺数（齿轮油温度为 15时）可知，在该条件下管道内齿轮油的流动仍为层
11、流运动。根据式 1-5 将流速分别设定为53L/min 和 105L/min，其他参数与节二相同，计算系统所需输入压力。 低速时： 高速时： 不改变其他条件，根据上面得出的油泵低速/高速运行时产生的沿程压力损失，计算所需电机功率如下： 通过比对油泵电机工作参数（低速 3.6Kw，高速 6Kw）可知，油泵/电机组两种运行状态均可以满足使用要求。考虑到工作效率和节能的平衡，我们仅使用低速运行模式。 2、管路选择 通过与管材厂家沟通，一般塑料软管的材料强度均能满足承受 85 米管路自重的需求，因此管路的选择主要取决于管路内压。通过上述计算可知，管路需耐受的内压为： 为保证系统安全需在管路内压的计算值基础上加入一个安全系数，此处安全系数设为 2.5，因此输油管路至少应能承受 3.4125 的压力。 为了操作方便，排油管与输油管选择相同材质。 3、其他 1. 考虑到齿轮泵的特性，为保证系统安全，在油泵出口处应加装安全阀。根据前面计算结果，安全阀的压力设定为 15-20Bar； 2. 完成作业后还需将输油管内剩余的齿轮油排出，因此需在单向阀前端加装三通接头、油管和球阀。
