风电机组齿轮箱油温高原因分析及解决方案

华锐风电科技（集团）股份有限公司 陈淑娜 孙 广 程 维 田 帅

1 引言

目前，风力发电机组存在较多油温高限功率问题，其中1.5MW机组各风场存在较多的夏季油温高限功率问题[1]，3MW部分机组出现了冬季油温高报故障问题，为解决这两种不同的油温高故障问题，对干河口第五风场出现夏季油温高的1.5MW机组进行冷却系统校核，对哈密风场出现冬季油温高的3MW机组进行数据采集、数据分析，分别提出了不同的改造方案。

2 故障描述

甘河口第五风场机组进入夏季时，有部分机组出现油温高限功率情况，调取2014年9月15日的数据（平均风速11.3m/s，风场不限功率），对机组运行数据进行统计，发现有35台机组出现过油温高限功率现象，其余机组运行良好。

哈密苦水某风电场3MW风力发电机组自2014年投产以来，每到秋、冬季节就会大批量报齿轮箱进油温度高故障，累计达22台，只要现场风速在6m/s以上，风机不限负荷运行时，就会报故障停机，严重影响了发电量和经济效益。

3 原因分析

3.1 夏季油温高原因分析

3.1.1 机舱系统热平衡分析

太阳辐射使机舱吸收的热量。Q1=S×α×G=21.8kW；其中玻璃钢材料的吸收比：α=0.507；太阳辐照强度：G=1000W/㎡（甘肃地区夏天中午太阳的光照强度）；机舱的等效直射面积取S=43㎡。

齿轮箱表面散热量。齿轮箱表面散热量：Q2=αG×A×（toil-troom）=11.06×18.6×25=5.14kW；其中齿轮箱传热系数：αG=11.06W/（m²K）；空气速度系数：fx=1；齿轮箱最高油温：toil=75℃；机舱环境温度：troom=50℃；齿轮箱表面面积：A=18.6㎡。

机舱内其他零部件自身散热量。发电机表面散热量：Q31=2.3kW；变频器散热量：Q32=2.3kW；验证机舱热平衡。当环境温度40℃时，机舱温度50℃，额定风速下，在不考虑机舱内外换热前提下，机舱内部总热量Qall为：Qall=Q1+Q2+Q31+Q32=31.54kW。根据《实用供热空调设计手册》[2]中公式7.3-1，计算机舱内达到热平衡时的温度：TEQ=3600×Qall/（Cair×Lcool×ρair）+troom=47.6℃。其中，冷却风扇流量：Lcool=12000 m³/h；空气密度：ρair=1.225kg/m³；空气比热容，Cair=1.005，KJ/（kg·℃）。综上，当环境温度为40℃，机舱温度为47.6℃时，机舱内基本达到热平衡状态，计算结果与实际情况基本相符。

3.1.2 齿轮箱冷却系统校核

为评估齿轮箱润滑冷却系统的散热能力，对冷却系统的关键部件散热器进行校核。冷却系统参数：润滑油流量V=105L/min；齿轮箱损耗率PV=46kW；齿轮箱表面散热量Q2=5.14KW。

甘河口第五风场选用OK-EL10L散热器，流量在105L/min时，散热能力POK-EL10L=1.66kW/℃，（备注：该数值根据试验结果确定，含1.1倍安全系数）。

图1

计算油冷散热板需要达到的散热能力为：

式中：

P01——冷却能力，kW/℃；

toil——冷却器进油口温度，℃；

troom——机舱环境温度，℃。

流量校核[3]，冷却系统需要达到的流量V01为：

式中：润滑油流量V01,L/min；冷却器进口最大油温度toil=75℃；冷却器出口油温度toil-out=60℃；润滑油密度ρoil=0.8449g/ml；润滑油比热Coil=2.075kj/kg·℃。

综上，润滑系统流量105L/min，有13%富余量，泵流量选择合适。

3.1.3 综合评估

当环境温度≤40℃，机舱温度＜47.6℃时，在散热板不被堵塞的情况下，机组不会出现限功率情况，冷却系统满足风场使用要求。

但实际情况是，在风电场出现油温高问题的机组中，除了少量是因为油滤堵塞、传感器问题、温控阀损坏、安全阀损坏及环境温度高于40℃等原因，绝大多数都存在油冷散热片表面和板翅通道堵塞现象，进而导致散热能力下降。因此散热能力下降是导致油温高的重要原因。

3.2 冬季油温高原因分析

该风场机组在夏季大风、高温工况下未报油温高故障，可排除冷却系统散热能力不足的问题，在冬季温度较低时，且冷却回路打开时，报油温高故障。

综合分析，系统内部阻力较大是导致油温高报故障的主要原因：冬季，环境温度较低，高温油液被迅速冷却，齿轮油黏度随温度变化较大，越靠近冷却器出油口油温越低，黏度越大，使得芯体内部阻力大大增加，加之分配器入口阻力较大、润滑管路较长，冷却器设计余量大等综合因素，产生较大阻力，进而导致系统溢流阀开启，一部分流量未经冷却直接回流至齿轮箱，从而引起齿轮箱油温高。

4 改造方案及效果分析

4.1 夏季油温高改造方案

被改造风机应具备下列条件：一是风机无故障，可正常运行，风场无限功率情况；二是为确保油冷系统正常运行，需更换新的温控阀、滤芯、散热器需要从机舱拆下彻底清洗干净或更换新的散热片；三是选择临近或者发电量相近的风机进行改造。

图2 串联散热器方案

图3 并联散热器方案

图4 串/并联示意图

4.1.1 串/并联散热器方案

在原有散热器前部并联一个散热器，增加原有系统散热能力。

表1

在冬季，因齿轮箱涉及低温启动问题，需要对散热器进行并联装配。原散热器散热能力从1.66kW/℃下降至1.15kW/℃，新并联的散热能力为0.9kW/℃，总散热能力为2.05kW/℃，总散热能力提升23%。

散热器的总散热功率为：

在夏季齿轮箱不存在低温启动，可选择对散热器串联方案，热油先经过新增散热器冷却，再进入原散热器冷却，新增散热器能降低温度10℃，散热器的总散热功率为：P串=P新增×（toil-troom）+POK-EL10L×（toil-troom-10）=54.4kW。其 中，散热功率P串，kW；冷却器进口温度toil=75℃；机舱环境温度troom=50℃；串联散热器的散热能力提升。

综上，串并联能大大提升齿轮箱的散热能力，串联方案比并联方案散热能力明显高8%。

4.1.2 轴流风机方案

在机舱尾部增加轴流风机往机舱内吸风，可有效增加机舱内部的空气流通，降低机舱内空气温度。风机配有防雨罩，防止雨水和杂物进入机舱。

轴流风扇方案对机舱控制柜及柜内期间降温效果明显，可降低约5℃。

4.1.3 油冷风道方案

图5 轴流风机方案

图6 油冷风道

罩两侧增加两个独立风道，风道入风口在油冷散热器两侧，出风口位置保持不变，增加独立风道后，使油冷散热器的冷却介质由机舱内部空气变为机舱外部空气，冷却介质温度降低更有利于提高散热器的散热效果，并且可以避免齿轮箱散发的油气对散热板的污染。

采用此方案的两台机组10min数据对比如下：

由表2可以看出，在相同的风况，并且发电量基本相同时，安装风道的199#风机的油温比197#风机低8℃，机舱温度低9℃。

表2

图7为199#风机与其附近三台机组，分别为205#、207#、198#，9～10月底数据对比。

图7 199#、205#、207#、198#，数据对比

图8 波纹式散热片

由图7可见，相邻机组油温高情况明显，199#机组油温较低，未报故障。

4.1.4 更换散热片方案[4]

散热片采用抗污染设计，降低散热器内、外污染导致的散热器性能下降，从而减少现场清洗散热器的频率，即使工况恶劣导致出现了一定程度的污染，通过简单的吹扫即可最大程度都地恢复散热性能，从而有效减少目前现场出现的清理后不久再次出现报警的现象。

效果分析：调整后，散热器的散热性能基本可以满足现场的绝大部分工况，在机舱内空气温度不超过45℃的工况下，可实现全时段满功率运行，避免高温报警现象，散热器的散热效果比原散热器产品提高15%；调整后，散热器的清理周期明显延长，清理难度下降。

4.2 冬季油温高改造方案

该方案是基于整体安装结构不变、物料尽可能少变动的原则进行调整，具体实施方案如下：

4.2.1 调整冷却参数

根据齿轮箱理论计算发热量和当地实际环境温度，调整如表3所示。

表3

4.2.2 更换散热片

安装接口尺寸不变，芯体厚度增加；翅片板间距加大；油主通道由80mm宽调整为60mm宽。

4.2.3 效果分析

改造后，风机不再冬季报油温高故障，且夏季高温大风工况下，也未出现高温故障，图9为改造后两台机组在冬季和夏季的运行数据。

图9 优化后40#风力发电机冬季运行数据

图10 优化后50#风力发电机冬季运行数据

图12 优化后50#风力发电机夏季运行数据

5 结论

本文通过对1.5MW机组出现的夏季油温高现象和3MW机组出现的冬季油温高现象逐一进行分析，得出了油温高产生的原因，并制定了不同的改造方案，并具体实施进行验证，验证结果证明，两套改造方案可有效解决油温高现象，对进一步研究和解决齿轮箱过温问题提供了更加有利的方案。