摘 要：為研究風(fēng)電機(jī)組齒輪箱的溫度場特性，以2 MW風(fēng)電機(jī)組齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)為研究對象，綜合考慮風(fēng)載外部激勵(lì)的影響，考慮系統(tǒng)齒輪-軸-軸承耦合等因素，選用集中質(zhì)量法構(gòu)建傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型求得動(dòng)載荷。依據(jù)傳熱學(xué)基本原理構(gòu)建系統(tǒng)動(dòng)態(tài)溫度場數(shù)值分析模型，以動(dòng)載荷作為輸入變量，求得系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)溫度響應(yīng)并探究風(fēng)載影響下系統(tǒng)的溫度場分布特性及溫升規(guī)律。對比分析計(jì)算與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的差異，驗(yàn)證該模型對風(fēng)載下的系統(tǒng)動(dòng)態(tài)溫度分析計(jì)算的有效性。結(jié)果表明：傳動(dòng)系統(tǒng)溫度場高溫區(qū)位于高速軸軸承的位置。對比未計(jì)入風(fēng)載因素影響的傳動(dòng)系統(tǒng)，風(fēng)載影響下的系統(tǒng)在連續(xù)增速過程中溫度響應(yīng)逐漸靈敏。

關(guān)鍵詞：風(fēng)電機(jī)組；熱分析；齒輪箱；風(fēng)載；系統(tǒng)散熱；溫度場

中圖分類號(hào)：TH132 " " " " " " " " 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

0 引 言

齒輪箱作為風(fēng)電機(jī)組的重要組成部分，對外部輸入增速減扭，使輸入轉(zhuǎn)速達(dá)到發(fā)電機(jī)工作的標(biāo)準(zhǔn)，降低風(fēng)電機(jī)組對發(fā)電機(jī)的性能要求。風(fēng)電機(jī)組常年處于復(fù)雜多變的工況下，據(jù)統(tǒng)計(jì)，齒輪箱故障率占風(fēng)電機(jī)組主要部件的48%～60%［1］。而齒輪箱溫度過高是其發(fā)生故障的重要原因，齒輪箱溫度過高會(huì)降低潤滑油性能，影響系統(tǒng)潤滑狀態(tài)，造成油膜撕裂，導(dǎo)致輪齒膠合等問題。因此，開展風(fēng)電機(jī)組齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)溫度場研究，預(yù)測運(yùn)行過程中系統(tǒng)各部分溫度變化情況對提高風(fēng)電機(jī)組經(jīng)濟(jì)效益和提高風(fēng)電機(jī)使用壽命均具有重要的工程意義。

為避免傳動(dòng)系統(tǒng)溫度過高所引發(fā)的問題，國內(nèi)外學(xué)者對傳動(dòng)系統(tǒng)熱力學(xué)開展了一系列研究。Blok［2-3］通過熱網(wǎng)絡(luò)法構(gòu)建系統(tǒng)的熱網(wǎng)絡(luò)模型對系統(tǒng)的溫度場進(jìn)行了計(jì)算；Patir等［4］通過有限元法計(jì)算了直齒輪的穩(wěn)態(tài)溫度場；張躍明等［5］分析了齒輪在不同嚙合位置的相對滑動(dòng)速度和齒面的接觸應(yīng)力的變化規(guī)律及其對齒面溫度的影響；喬帥等［6］對兩級(jí)定軸齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了熱學(xué)分析，探究了齒輪系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性對傳動(dòng)系統(tǒng)溫度場的影響；龐大千等［7］分析不同轉(zhuǎn)速、扭矩和輸出功率下行星輪溫度場三維分布，總結(jié)了不同工況下機(jī)電復(fù)合傳動(dòng)裝置行星齒輪系統(tǒng)瞬態(tài)溫度場變化規(guī)律；劉國春等［8］在此基礎(chǔ)上引入潤滑油相關(guān)因素建立熱彈流潤滑模型，進(jìn)一步分析行星輪傳動(dòng)系統(tǒng)溫度場分布并探究了軸承對行星輪系統(tǒng)齒輪的溫度場影響；王振博［9］等提出一種潤滑脂混合摩擦熱彈流模型，研究了潤滑脂的因素對齒輪動(dòng)態(tài)特性的影響；陸鳳霞等［10］研究具有飛濺潤滑的中間齒輪箱的潤滑和溫度特性并進(jìn)一步探究了油體積分?jǐn)?shù)分布規(guī)律受滾子旋轉(zhuǎn)方向和重力對軸承溫度場的影響；Paschold等［11］在建立變速箱模型時(shí)計(jì)入每個(gè)節(jié)點(diǎn)組件的質(zhì)量及比熱容等因素進(jìn)一步分析齒輪箱在載荷循環(huán)過程中的關(guān)鍵零部件溫度變化，提升了計(jì)算精度。

綜上，學(xué)者們對齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)熱學(xué)分析開展了一系列研究并取得了豐碩的成果，但對齒輪系統(tǒng)溫度響應(yīng)進(jìn)行定量分析時(shí)，多數(shù)學(xué)者采用功率、扭矩或轉(zhuǎn)速作為輸入變量探究輸入變量對系統(tǒng)溫度場的影響。上述方法未考慮風(fēng)載的強(qiáng)弱會(huì)同時(shí)對系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)速及輸入轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生影響，對風(fēng)電機(jī)組齒輪箱的溫度響應(yīng)分析仍有所欠缺?；诖?，本文基于齒輪動(dòng)力學(xué)基本理論，綜合考慮風(fēng)載對傳動(dòng)系統(tǒng)的影響建立系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型。根據(jù)傳熱學(xué)等基本原理，結(jié)合有限元思想構(gòu)建系統(tǒng)動(dòng)態(tài)溫度響應(yīng)分析模型，探究在不同風(fēng)載工況條件下風(fēng)電機(jī)組齒輪箱溫度場分布規(guī)律及溫度變化規(guī)律。

1 研究對象分析流程

為研究風(fēng)電機(jī)組齒輪箱中傳動(dòng)系統(tǒng)溫度特性，本文綜合考慮風(fēng)載對齒輪系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響，結(jié)合摩擦學(xué)與傳熱學(xué)基本原理，探究傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)溫度場特性，分析流程如圖1所示。該方法主要由4個(gè)部分組成：1）通過采集風(fēng)電場中包括風(fēng)速與葉輪轉(zhuǎn)速相關(guān)變量，計(jì)算出系統(tǒng)所受的風(fēng)載大小，求出輸入轉(zhuǎn)矩及輸出端負(fù)載；2）構(gòu)建傳動(dòng)系統(tǒng)的三維模型及動(dòng)力學(xué)模型，將第一部分的輸入轉(zhuǎn)矩及葉輪轉(zhuǎn)速作為系統(tǒng)輸入，求得齒輪及軸承所受的動(dòng)載荷，后續(xù)熱分析模型的計(jì)算以該部分求得的動(dòng)載荷為系統(tǒng)的其中一個(gè)輸入變量；3）根據(jù)傳熱學(xué)、摩擦學(xué)等相關(guān)理論，建立系統(tǒng)的熱分析模型，數(shù)值計(jì)算有限元模型的邊界條件，將其作為輸入量，求解傳動(dòng)系統(tǒng)主要部件的熱流密度，并計(jì)算部件之間的導(dǎo)熱系數(shù)及流體與部件的對流換熱系數(shù)；4）將第三部分得到的熱參數(shù)作為邊界條件，通過有限元法分析系統(tǒng)的溫度特性，并與數(shù)據(jù)采集與監(jiān)視系統(tǒng)（supervisory control and data acquisition，SCADA）監(jiān)測的測點(diǎn)溫升曲線加以對比，修正分析模型，驗(yàn)證該方法的正確性和可靠性。

同時(shí)，本文通過傳統(tǒng)方法計(jì)算不計(jì)入風(fēng)載對風(fēng)電機(jī)組輸入的影響下齒輪箱中傳動(dòng)系統(tǒng)的溫度特性，比較兩種方法的溫升曲線，分析并總結(jié)計(jì)入風(fēng)載對系統(tǒng)的影響后，齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的溫度特性。

2 基于風(fēng)載的齒輪系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模

2.1 風(fēng)電機(jī)組齒輪系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模

以2 MW風(fēng)電機(jī)組齒輪箱為研究對象，齒輪箱額定輸入轉(zhuǎn)速為18 r/min，額定轉(zhuǎn)矩為1400 kN·m。傳動(dòng)系統(tǒng)由一級(jí)行星輪系和二級(jí)定軸輪系組成，如圖2所示。圖2中[Tin]為輸入轉(zhuǎn)矩，[Tout]為輸出負(fù)載。S為太陽輪、R為行星架、[Pn][（n=1、2、3）]為第[n]個(gè)行星輪、C為內(nèi)齒圈、[Gi][（i=1、2、3、4）]為第i號(hào)斜齒輪、[Bj][ （j=1、2、3、4、5、6）]為第j號(hào)軸承。參數(shù)如表1所示、參數(shù)如表2所示，

傳動(dòng)系統(tǒng)行星輪系齒輪定軸輪系齒輪軸承參數(shù)分別如表1和表2所示。根據(jù)系統(tǒng)各零件參數(shù)，綜合考慮嚙合剛度、嚙合誤差以及軸承剛度等影響，采用集中質(zhì)量法建立齒輪系統(tǒng)的平移-扭轉(zhuǎn)耦合動(dòng)力學(xué)模型［12-13］。

圖3為行星輪系等效動(dòng)力學(xué)示意圖。以太陽輪中心為原點(diǎn)，定義[x、y]為坐標(biāo)軸正方向，規(guī)定輸入轉(zhuǎn)矩的方向?yàn)榻俏灰普较?。太陽輪在平移與扭轉(zhuǎn)方向上位移為[xs、ys、θs]；行星輪對應(yīng)位移為[xpi、ypi、θpi（i=1、2、3）]；行星架對應(yīng)位移為[xci、yci、θpi（i=1、2、3）]；[ksx、kcx、krx、ksy、kcy、kry]和[csx、ccx、crx、csy、ccy、cry]為太陽輪、行星架與內(nèi)齒圈在[x]和[y]方向上的支承剛度及阻尼，[kpsn、cpsn（n=1、2、3）]為太陽輪與行星輪的嚙合剛度和嚙合阻尼，[kpcj]和[cpcj]（j=1、2、3）為行星輪與內(nèi)齒圈的嚙合剛度及嚙合阻尼。

圖4為系統(tǒng)定軸傳動(dòng)部分的動(dòng)力學(xué)模型。本文將定軸輪系部分分成40個(gè)節(jié)點(diǎn)，其中第4與第17節(jié)點(diǎn)和第21與第34節(jié)點(diǎn)為嚙合節(jié)點(diǎn)。斜齒輪[Gi（i=1、2、3、4）]的動(dòng)力學(xué)模型如圖5所示，齒輪嚙合剛度為[kj（j=1、2）]，輪系各齒輪的位移為[xgi、ygi、zgi、θgi（i=1、2、3、4）]，其他節(jié)點(diǎn)的平移和節(jié)點(diǎn)位移為[xi、yi、zi、θi]，根據(jù)拉格朗日方程得到齒輪系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程式：

[Mq+[cb（t）+cm（t）]q+[kb（t）+ " " "km（t）+ku（t）]q=T（t）] （1）

式中：[M]——質(zhì)量矩陣；[cb]——支撐阻尼矩陣；[cm]——時(shí)變嚙合阻尼矩陣；[cu]——扭轉(zhuǎn)阻尼矩陣；[kb]——支撐剛度矩陣；[km]——時(shí)變嚙合剛度矩陣；[ku]——扭轉(zhuǎn)剛度矩陣；[q]——系統(tǒng)構(gòu)件位移向量。

2.2 輸入風(fēng)載的計(jì)算

兆瓦級(jí)風(fēng)力發(fā)電機(jī)在運(yùn)行過程中，風(fēng)載作用在葉輪，經(jīng)主軸最終傳遞到齒輪箱的行星架上。系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)矩與系統(tǒng)的輸入轉(zhuǎn)速平方呈正比，系統(tǒng)的輸入轉(zhuǎn)矩與輸出端負(fù)載存在如下關(guān)系［14-17］：

[Tin=Trateω2ω2rate] （2）

[Tout=Tini] （3）

式中：[Tin]、[Trate]——輸入轉(zhuǎn)矩和額定轉(zhuǎn)矩，kN·m；[ω]——輸入轉(zhuǎn)速，r/min；[ωrate]——額定轉(zhuǎn)速，rad/s；[i]——傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)比。

圖6為SCADA系統(tǒng)［18-19］實(shí)測的葉輪轉(zhuǎn)速與測點(diǎn)溫度曲線。圖6分別為一周中葉輪轉(zhuǎn)速變化和測點(diǎn)溫度變化。對比圖6a與圖6b，傳動(dòng)系統(tǒng)的溫度趨勢與輸入轉(zhuǎn)速的變化趨勢呈正相關(guān)，這種正相關(guān)的關(guān)系證明了將葉輪作為自變量，用以計(jì)算系統(tǒng)所受的風(fēng)載及溫度場變化情況的可靠性和準(zhǔn)確性。由于發(fā)電機(jī)作用在輸出端的負(fù)載遠(yuǎn)小于輸入的風(fēng)載，因此本文不計(jì)負(fù)載對系統(tǒng)帶來的影響。

3 系統(tǒng)動(dòng)態(tài)溫度場數(shù)值分析模型

傳動(dòng)系統(tǒng)工作過程中存在兩種主要熱源：一是齒面間摩擦產(chǎn)生的熱量；二是軸承滾動(dòng)體與內(nèi)外軌道摩擦產(chǎn)生的熱量。本文根據(jù)這兩種熱源對系統(tǒng)溫度場進(jìn)行計(jì)算分析。

3.1 齒輪嚙合面熱流密度的計(jì)算

針對嚙合面上的熱流密度計(jì)算，僅考慮嚙合面滑動(dòng)摩擦生熱情況，其熱流密度公式為：

[qmg（t）=γfmg（t）σmg（t）vs（t）] （4）

[fmg（t）=0.002Fk（t）Rm（t）bVm1（t）+Vm2（t）0.2Raξ] （5）

[σmg（t）=ZeFK（t）bRm（t）] （6）

式中：[qmg（t）]——齒間的熱流密度，kW/m2；[γ]——熱能轉(zhuǎn)化系數(shù)；[fmg（t）]——齒面摩擦系數(shù)；[σmg（t）]——嚙合面接觸應(yīng)力，MPa；[vs（t）]——齒面的相對滑移速度，m/s；[Fk（t）]——齒輪的動(dòng)載荷，kN；[Rm（t）]——齒輪嚙合點(diǎn)的等效曲率半徑，m；[b]——齒輪寬度，m；[Vm1（t）]和[Vm2（t）]——主從動(dòng)輪在嚙合點(diǎn)的滑動(dòng)速度，m/s；[Ra]——齒面粗糙度；[ζ]——潤滑油動(dòng)力黏度；[Ze]——齒輪材料的彈性系數(shù)。

各齒面的熱流密度為：

[q1（t）=β（t）qm（t）q2（t）=1-β（t）qm（t）] （7）

[β（t）=λ1ρ1c1v1λ1ρ1c1vm1+λ2ρ2c2vm2] （8）

式中：[q1（t）]、[q2（t）]——主從動(dòng)輪嚙合面上的熱流密度，J·m2·s；[β（t）]——輪齒的熱分配系數(shù)；[λ1]、[λ2]——主從動(dòng)輪潤滑油的導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）；[ρ1]、[ρ2]——潤滑油密度，本文取平均密度為785 kg/m3；[c1]、[c2]——齒輪的比熱容，J/（kg·℃）。

當(dāng)系統(tǒng)的輸入轉(zhuǎn)速為16 r/min時(shí)，太陽輪處動(dòng)載荷[Fgsp]的計(jì)算值和太陽輪的熱流密度[qesp]的計(jì)算值時(shí)域分布如圖7a、圖7b所示。[G1]齒輪的動(dòng)載荷[FgrI]與[G1]齒輪熱流密度[qegI]的時(shí)域分布如圖7c、圖7d所示。圖7中，熱流密度呈近似“V”型的周期性變化。單周期內(nèi)，當(dāng)嚙合點(diǎn)處于節(jié)線處時(shí)相互嚙合的齒面相對滑動(dòng)速度最小，此時(shí)嚙合面上的熱流密度也達(dá)到最小值。由于齒輪箱內(nèi)的傳動(dòng)系統(tǒng)起到增速的作用，G1-G2齒輪的嚙合頻率大于太陽輪-行星輪的嚙合頻率，熱流密度的周期和動(dòng)載荷的周期相等。

3.2 軸承受載處熱流密度計(jì)算

在外載荷作用下，滾動(dòng)體與潤滑劑和滾動(dòng)體與保持架的滑動(dòng)產(chǎn)生摩擦力矩阻礙軸承的轉(zhuǎn)動(dòng)，造成軸承的功率損失，這些損失的功率轉(zhuǎn)化成熱功率并做熱功。本文基于損失功率與產(chǎn)生的熱功的平衡關(guān)系來計(jì)算軸承的熱流密度，其表達(dá)式為：

[Q（t）=q（t）A] （9）

式中：[Q（t）]——摩擦所造成的功率損失，kw；[q（t）]——軸承部分的熱流密度，kw/m2；[A]——軸承的散熱面積，m2。

[Q（t）]的表達(dá)式為：

[Q（t）=1.047×10-4（M1+MV）n] （10）

式中：[M1]——外載荷施加的摩擦力矩，kN·m；[MV]——潤滑劑的黏性摩擦產(chǎn)生的力矩，kN·m；[n]——軸承的轉(zhuǎn)速，r/min。

軸承摩擦力矩[M1]由式（11）計(jì)算［20］：

[M1=f1Fβdm] （11）

式中：[f1]——與軸承的結(jié)構(gòu)以及載荷相關(guān)的系數(shù)；[dm]——齒輪節(jié)圓直徑，m；[Fβ]——軸承當(dāng)量方向載荷，N。

潤滑劑粘性摩擦產(chǎn)生力矩[Mv]的表達(dá)式為：

[Mv=10-7f0（v0n）23d3m] （12）

式中：[f0]——與潤滑方式與潤滑油屬性有關(guān)的系數(shù)，這里取2；[v0]——潤滑油黏度。

將式（10）～式（12）代入式（9）中，考慮軸承中各動(dòng)載荷直接的相互作用以及轉(zhuǎn)速的波動(dòng)，最終得到的軸承熱流密度表達(dá)式為：

[q（t）=π·n30×103A×10-7f0（v0n）23d3m+f1Fβdm] （13）

當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為16 r/min時(shí)，B1和B2軸承動(dòng)載[Fbrgi]和熱流密度[qebgi（i=1，2）]的時(shí)域分布如圖8所示。圖8中，B1軸承所受的動(dòng)載荷較小，但在軸承受載面上的熱流密度更大，其原因?yàn)橄到y(tǒng)的各部分軸承型號(hào)各不相同，B1軸承的結(jié)構(gòu)尺寸小于B2，導(dǎo)致B1的受載面更小。根據(jù)式（13），B1在較低的載荷作用下?lián)碛休^大的熱流密度。

3.3 對流換熱系數(shù)的計(jì)算

齒輪嚙合及軸承滾子與內(nèi)外圈的摩擦產(chǎn)生熱能。根據(jù)傳熱學(xué)基本原理，其產(chǎn)生的熱量會(huì)以熱傳導(dǎo)、熱對流以及熱輻射等形式向周圍部件及流體傳遞。熱輻射產(chǎn)生的熱量傳遞十分有限，因此本文不計(jì)入熱輻射的影響。

傳動(dòng)系統(tǒng)中不同的部分散熱情況不同，可根據(jù)散熱面的實(shí)際情況采用不同的表達(dá)式來計(jì)算換熱系數(shù)［21-22］。其中齒輪端面的對流換熱系數(shù)[hd]表達(dá)式為：

[hd=Nud（t）λ0πnb30vdsinα0.5] （14）

式中：[λ0]——流體導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）；[nb]——各齒輪的轉(zhuǎn)速，r/min；[vd]——流體動(dòng)力黏度N·s/m2；[Nud（t）]——努塞爾數(shù)；[Re0（t）]——普朗克系數(shù)；[Pr0]——雷諾系數(shù)；[r]——齒輪分度圓直徑，m；[h]——齒輪的工作齒高，m；[ρ0]——潤滑油的密度，kg/m3；[c0]——潤滑油的比熱容，J/（kg·m3）。

[Nud（t）=Re0（t）Pr0.660] （15）

[Re0（t）=πnrh30v0] （16）

[Pr0=ρ0v0c0λ0] （17）

齒輪嚙合面的對流換熱計(jì)算表達(dá)式為：

[hm（t）=0.0863λ0Re0（t）0.618（Pr0）0.35d] （18）

式中：[d]——齒輪分度圓直徑，m。

對于傳動(dòng)軸及行星軸軸面的對流換熱系數(shù)計(jì)算公式為：

[hr（t）=λ0Nur（t）dr] （19）

[Nur（t）=0.3+0.62[Re0（t）]0.5（Pr0）0.331+0.4Pr00.660.25·1+Re0（t）282000.6250.8] （20）

式中：[dr]——傳動(dòng)軸、行星軸直徑，m；[Nur（t）]——努塞爾數(shù)。

對于齒輪箱箱體表面和軸承座表面的對流換熱系數(shù)，由于軸承座的尺寸遠(yuǎn)小于箱體尺寸，故將兩表面近似等效為平板，采用平板對流進(jìn)行分析，其表達(dá)式為：

[hbx=Nubx（t）·λklbx] （21）

式中：[lbx]——箱體上下表面距離，m；[Nubx（t）]——努塞爾數(shù)；[Gr]——格拉曉夫數(shù)；[g]——重力加速度，m/s2；[α]——流體受熱前后體積比值；[Δt]——流體與平面溫度的差值，℃。

[Nubx（t）=0.59（Gr·Prk）0.25] （22）

[Gr=gαΔtl3boxv2k] （24）

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

SCADA系統(tǒng)通過傳感器，對機(jī)艙溫度、機(jī)艙振動(dòng)以及齒輪箱溫度等數(shù)據(jù)進(jìn)行實(shí)測與采集。以葉輪的方向?yàn)辇X輪箱前端，圖9為齒輪箱及SCADA系統(tǒng)溫度采集模塊，齒輪箱溫度測點(diǎn)位于高速軸前后端軸承附近。

平均輸入轉(zhuǎn)速為17.6 r/min時(shí)，測點(diǎn)的溫度與仿真的溫度如圖10所示。由圖10中的0～20000 s的轉(zhuǎn)速時(shí)域歷程曲線可知，系統(tǒng)溫升階段中，由于風(fēng)速的時(shí)變性，葉輪轉(zhuǎn)速亦存在時(shí)變性。這導(dǎo)致系統(tǒng)的溫升過程較不穩(wěn)定。20000 s后系統(tǒng)處于穩(wěn)態(tài)，此時(shí)轉(zhuǎn)速在17.6 r/min上下浮動(dòng)。在葉輪仿真結(jié)果與實(shí)測結(jié)果誤差約4.1%，溫升趨勢符合傳熱學(xué)理論規(guī)律。

實(shí)驗(yàn)測量結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果存在偏差的主要原因是安裝誤差、潤滑油參數(shù)、磨損和風(fēng)速的時(shí)變性而導(dǎo)致的輸入轉(zhuǎn)速變化的不均勻性及不穩(wěn)定性等。目前理論計(jì)算中尚未考慮這些風(fēng)電機(jī)組運(yùn)行時(shí)所遇到的客觀因素。

5 不同風(fēng)載對傳動(dòng)系統(tǒng)溫度的影響

根據(jù)風(fēng)場常見的工況，取14、16和18 r/min 3種平均轉(zhuǎn)速進(jìn)行分析。圖11為太陽輪和G1齒輪的溫升曲線。輸入轉(zhuǎn)速相同時(shí)太陽輪穩(wěn)態(tài)溫度高于G1齒輪7.0%～8.3%。對于同一對齒輪，隨著轉(zhuǎn)速的增加，各齒輪的穩(wěn)態(tài)溫度逐漸升高，對轉(zhuǎn)速的溫度響應(yīng)更加靈敏。圖12為低速軸與高速軸前后端軸承的溫升曲線。軸承溫度隨輸入轉(zhuǎn)速的增加而升高，但溫度升高速率逐漸降低直至其溫度趨于穩(wěn)態(tài)。對于同軸段的前后軸承，前軸承的溫度變化較為明顯。這是由于前軸承的尺寸較小，散熱面積較小，溫度變化明顯，同時(shí)溫度也會(huì)更高。同時(shí)輸入轉(zhuǎn)速對軸承溫升的影響較為明顯。在軸承轉(zhuǎn)速的均勻增加時(shí)，軸承溫度對轉(zhuǎn)速響應(yīng)的靈敏度增大。

圖13為軸承在未考慮風(fēng)載對系統(tǒng)的影響時(shí)的溫升曲線和計(jì)入風(fēng)載對系統(tǒng)的影響后的溫升曲線。依據(jù)式（2）得：風(fēng)載影響下系統(tǒng)在高速軸轉(zhuǎn)速為1500 r/min時(shí)，輸出端負(fù)載[Tout1]為5000 N·m；高速軸轉(zhuǎn)速為1600 r/min時(shí)，輸出端負(fù)載[Tout2]約為7000 N·m。未考慮風(fēng)載的影響時(shí)軸承溫升隨著輸入轉(zhuǎn)速的增大呈對數(shù)趨勢增長。在計(jì)入風(fēng)載對齒輪系統(tǒng)的影響后，由于系統(tǒng)負(fù)載和輸入轉(zhuǎn)速呈正相關(guān)，導(dǎo)致軸承溫升呈近似指數(shù)的趨勢增長。對于分布在系統(tǒng)不同軸段的軸承，高速級(jí)軸承溫度較低速級(jí)軸承的高。

6 結(jié) 論

本文在構(gòu)建研究對象的動(dòng)力學(xué)模型的基礎(chǔ)上，分析了系統(tǒng)的溫度響應(yīng)特性，并通過對比SCADA檢測得到的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析討論，所得主要結(jié)論如下：

1）提出風(fēng)載影響下的齒輪系統(tǒng)動(dòng)態(tài)溫度響應(yīng)計(jì)算方法。將所得的結(jié)果與實(shí)測結(jié)果進(jìn)行對比，在穩(wěn)態(tài)下兩者溫度差值為3.28 ℃（誤差約為4.1%），驗(yàn)證了該方法的有效性。

2）風(fēng)電機(jī)組齒輪箱傳動(dòng)系統(tǒng)的高溫區(qū)分布在高速軸前后端軸承的位置，且高溫區(qū)對輸入轉(zhuǎn)速的溫度響應(yīng)靈敏度較系統(tǒng)其他部分的更高。

3）計(jì)入風(fēng)載對齒輪系統(tǒng)的影響后，溫升對輸入轉(zhuǎn)速的靈敏度隨轉(zhuǎn)速的增大而顯著增大。

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STUDY ON DYNAMIC TEMPERATURE RESPONSE OF

WIND TURBINE GEARBOX

Li Yuanzheng1，Cui Quanwei1，Zhou Jianxing1，Wen Jianmin1，2，F(xiàn)ei Xiang1，Su Yongzheng1

（1. School of Mechanical Engineering， Xinjiang University， Urumqi 830047， China；

2. Xinjiang Goldwind Science amp; Techology Co.， Ltd.， Urumqi 830039， China）

Abstract：To investigate the temperature field characteristics of a wind turbine gearbox， we focused on the gearbox transmission system of a 2 MW wind turbine. A coupling dynamic model of gears， shafts， and bearings was constructed using the centralized mass method. By applying the principles of heat transfer， we developed a numerical analysis model to simulate the dynamic temperature field of the system. The dynamic load was considered as the input variable to obtain the system’s temperature response. To evaluate the accuracy of the numerical analysis model， a comparison was made between the model’s results and the measured data， the findings demonstrated the model’s effectiveness in analyzing and calculating the dynamic temperature under wind load. The high-temperature region within the temperature field of transmission system was identified at the position of the high-speed shaft bearing. Compared with the transmission system without the influence of wind load， the temperature response of the system under the influence of wind load is gradually sensitive in the process of continuous growth.

Keywords：wind turbines； thermal analysis； gearbox； wind load； system heat dissipation； temperature field