李廷才

（山鋼股份萊蕪分公司能源動力廠，山東萊蕪271104）

熱電

汽輪機(jī)主油泵聯(lián)軸器膜片可靠性技術(shù)探討

李廷才

（山鋼股份萊蕪分公司能源動力廠，山東萊蕪271104）

結(jié)合NK系列汽輪機(jī)用聯(lián)軸器膜片故障多發(fā)的實際情況，對膜片失效原因進(jìn)行分析，運用Ansys系統(tǒng)對聯(lián)軸器膜片在各種載荷下的受力情況進(jìn)行靜力分析，對綜合性系統(tǒng)改進(jìn)進(jìn)行了研究，對膜片聯(lián)軸器可靠性和選型改造具有指導(dǎo)和參考意義。

膜片聯(lián)軸器；失效；靜力應(yīng)力；系統(tǒng)改進(jìn)

1 研究背景

膜片式聯(lián)軸器是一種通過極薄的一組或幾組不銹鋼片作為撓性元件來傳遞扭矩的撓性聯(lián)軸器。由于它使用方便、強(qiáng)度高、傳遞載荷能力大、補償性能好、使用壽命長、不需要潤滑，在汽輪機(jī)主油泵上得到了廣泛的應(yīng)用。但由于聯(lián)軸器的關(guān)鍵部件金屬膜片承擔(dān)著傳遞扭矩和吸收不對中的重任，實際生產(chǎn)過程中經(jīng)常損壞。萊鋼能源動力廠3臺NK63/80/32汽輪機(jī)組，是整個萊鋼型鋼冶煉生產(chǎn)的動力命脈，在實際生產(chǎn)中，3臺汽輪機(jī)組先后出現(xiàn)了主油泵振動過大且伴有異音等情況，經(jīng)過主油泵解體檢查發(fā)現(xiàn)聯(lián)軸器軸頭墊片和聯(lián)軸器膜片損壞，對聯(lián)軸器軸頭墊片和膜片進(jìn)行更換，試運多次出現(xiàn)振動增大和伴有異音的情況。本文針對NK63/80/32汽輪機(jī)主油泵膜片聯(lián)軸器為研究對像，對汽輪機(jī)聯(lián)軸器膜片失效原因及運行可靠性進(jìn)行技術(shù)分析。

2 失效分析

2.1 故障樹分析

聯(lián)軸器膜片的失效主要表現(xiàn)在螺栓和膜片的斷裂，這與聯(lián)軸器在高速運轉(zhuǎn)時的振動是分不開的。

采用Semanderes算法，膜片聯(lián)軸器失效故障樹有9個最小割集，最小割集直接影響系統(tǒng)的可靠性，為系統(tǒng)的薄弱環(huán)節(jié)，要想提高聯(lián)軸器膜片的可靠性與使用壽命，應(yīng)先從該9個最小割集著手。參考理論和發(fā)生失效概率可確定，膜片聯(lián)軸器的振動主要是由于裝配不對中及聯(lián)軸器或機(jī)組轉(zhuǎn)子本身的質(zhì)量偏心引起的。聯(lián)軸器失效故障樹圖見圖1。

2.2 靜力分析

以NK63汽輪機(jī)用6螺栓束腰型膜片聯(lián)軸器為例。

（1）基本參數(shù)。膜片軸頸圓孔半徑為R=15 mm，螺栓孔數(shù)為6，螺栓孔半徑為r=4 mm；膜片厚度為h=0.5 mm，膜片數(shù)量為m=10；工作參數(shù)：功率P=37 kW，轉(zhuǎn)速n=4250 r/min；允許安裝誤差：允許的偏轉(zhuǎn)角[琢]=2°，允許的軸向位移[X]=2.8mm；材料為1Cr18Ni9Ti，材料密度P=7800 kg/m3，楊氏模量E= 206GPa，泊松比：0.3。

圖1 膜片聯(lián)軸器失效故障樹

（2）靜力分析。利用Ansys有限元軟件對6螺栓孔金屬束腰型膜片聯(lián)軸器進(jìn)行靜力分析，分析膜片在各種載荷下的受力情況，從而為金屬束腰型膜片聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)設(shè)計、機(jī)械強(qiáng)度、可靠性提供理論指導(dǎo)和參考。力學(xué)簡化模型。由于6螺栓孔金屬束腰型膜片聯(lián)軸器的對稱性，故可對膜片取1/3進(jìn)行分析研究，在Ansys軟件中直接建立實體模型，膜片的1/3力學(xué)簡化模型如圖2所示。

圖21 /3膜片力學(xué)簡化模型圖

在取出的1/3膜片邊緣截面上采用固定約束處理；中間螺栓孔處根據(jù)不同工況分別固定徑向位移和根據(jù)工作參數(shù)給定軸向位移；小孔邊緣采用剛性域(加固)處理。膜片內(nèi)外環(huán)邊自由。根據(jù)6螺栓孔金屬束腰型膜片聯(lián)軸器的實際工況條件，其計算模型載荷可分為以下幾種情況：扭矩產(chǎn)生的膜片應(yīng)力、離心慣性力產(chǎn)生的離心應(yīng)力、軸向安裝誤差引起的彎曲應(yīng)力、角向安裝誤差引起的彎曲應(yīng)力。

膜片的有限元網(wǎng)格劃分模型。在Ansys中采用殼單元SHELL63按自由網(wǎng)格劃分方式進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，生成的網(wǎng)格劃分視圖如圖3所示。其中，模型產(chǎn)生的單元數(shù)為2200，節(jié)點數(shù)為1271。由于螺栓孔附近的應(yīng)力梯度較大，故網(wǎng)格劃分得較密，而遠(yuǎn)離螺栓孔的地方其應(yīng)力變化較緩，網(wǎng)格單元也相應(yīng)的較大，節(jié)點也較疏，具體單元和節(jié)點分布情況如圖4所示。

圖3 有限元模型網(wǎng)格劃分圖

圖4 中間孔附近網(wǎng)格劃分視圖

加載荷對幾種應(yīng)力進(jìn)行分析，匯總結(jié)果如表1。

表1 各種應(yīng)力應(yīng)變數(shù)值和危險點位置

分析可得，各種工況條件下產(chǎn)生的最大應(yīng)力應(yīng)變都集中在螺栓孔內(nèi)側(cè)圓周上，并且大多數(shù)發(fā)生在螺栓孔內(nèi)側(cè)圓周中部左右兩側(cè)，說明該處亦是膜片聯(lián)軸器疲勞破壞危險點之一，這與實際應(yīng)用中金屬膜片聯(lián)軸器斷裂失效情況相一致。

從應(yīng)力應(yīng)變數(shù)值來看，由工作載荷產(chǎn)生的扭矩應(yīng)力和離心應(yīng)力對膜片聯(lián)軸器壽命的影響大于軸向和角向安裝偏差所造成的影響。因而，工作中轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩引起的應(yīng)力效應(yīng)對膜片聯(lián)軸器疲勞壽命的影響有著至關(guān)重要的作用。在實際應(yīng)用中，過大的轉(zhuǎn)矩和過高的轉(zhuǎn)速都會破壞、縮短膜片聯(lián)軸器的使用壽命；當(dāng)然軸向和角向安裝偏差所產(chǎn)生的附加應(yīng)力也不容忽視，要盡量提高膜片聯(lián)軸器的安裝精度，減少偏差，從而減小附加應(yīng)力。

3 系統(tǒng)改進(jìn)

3.1 校正排除軸承座的潛在影響。

（1）精加工兩塊平墊鐵，安裝在主油泵下部底面左右兩端，保證墊鐵與主油泵底面之間的接觸面積，增加對軸承座支撐強(qiáng)度，保證轉(zhuǎn)子軸向膨脹時主油泵沿墊鐵平面與其同步水平運動，起到一定的導(dǎo)向定位作用，保證主油泵在汽輪機(jī)開機(jī)受熱膨脹發(fā)生位移時，始終保持在一個平面上，中心不發(fā)生過大偏移。

（2）調(diào)整1#軸承座水平，并重新校訂軸承座與轉(zhuǎn)子揚度。將1#軸承座導(dǎo)向立鍵球面墊圈間隙調(diào)整到規(guī)定值，避免軸承座膨脹時卡澀。

3.2 控制膜片的靜拉變形量。

參照安裝數(shù)據(jù)，計算得出將聯(lián)軸器中心兩端接觸面突出部位車去0.6 mm，使聯(lián)軸器軸向尺寸縮短；減小安裝后聯(lián)軸器兩端面與主動軸傳動軸兩端面的間距，對接法蘭兩端面t1+t2總間隙平均值大于兩膜片厚度之和在0～0.40 mm。鎖定聯(lián)軸器軸向竄動范圍，控制螺栓對膜片的靜拉變形量。

3.3 聯(lián)軸器膜片分析改進(jìn)。

聯(lián)軸器膜片主要受3個力，機(jī)組大軸給它的軸向推力、汽輪機(jī)旋轉(zhuǎn)扭矩所產(chǎn)生的薄膜應(yīng)力和慣性離心應(yīng)力。而膜片為彈性膜片，軸向推力不會對其造成破壞性影響。重點研究扭矩所產(chǎn)生的薄膜應(yīng)力和慣性離心應(yīng)力。

（1）扭矩產(chǎn)生的薄膜應(yīng)力。設(shè)傳遞的扭矩為T,總片數(shù)為m,螺栓孔數(shù)為n，膜片半徑為r，由簡化條件知：每個主螺栓上所受的力為F=T/nmr?？梢娡葪l件下，膜片受力與片數(shù)和螺栓孔數(shù)成反比。四孔膜片聯(lián)軸器要比更多孔的承受應(yīng)力要大得多，必然容易損壞。

（2）橫向剛度

將實驗數(shù)據(jù)擬合可得出聯(lián)軸器的橫向剛度：四螺栓膜片:K=2000 N/m；六螺栓膜片:K=3000 N/m?？梢娏菟啄て瑒偠纫獌?yōu)于四螺栓孔膜片，而剛度也是影響膜片聯(lián)軸器能否長期運行的重要因素。

（3）慣性產(chǎn)生的離心應(yīng)力

聯(lián)軸器簡化的力學(xué)模型是一個二自由度的彈簧一質(zhì)量系統(tǒng)。得到聯(lián)軸器的一階臨界轉(zhuǎn)速頻率的計算式為：

影響聯(lián)軸器臨界轉(zhuǎn)速的因素有兩個，一個是膜片的剛度，一個是中間節(jié)的質(zhì)量，與膜片的剛度成正比，與中間節(jié)的質(zhì)量成反比。實施中聯(lián)軸器中間節(jié)重量不變，均為3 kg，將所得剛度數(shù)據(jù)代入式中可得到四螺栓聯(lián)軸器臨界轉(zhuǎn)速為50.3 Hz，六螺栓臨界轉(zhuǎn)速為75.5 Hz。六螺栓聯(lián)軸器比四螺栓聯(lián)軸器能能承受更大的臨界轉(zhuǎn)速。

離心應(yīng)力可以按徑向力F=(2∏n/60)2rp加載。通過前面的臨界轉(zhuǎn)速計算知，四螺栓膜片臨界轉(zhuǎn)速為50.3 Hz，即3018 r/min，工作在4250 r/min的轉(zhuǎn)速造成慣性離心應(yīng)力超出承受能力而使膜片過量變形，進(jìn)而加劇徑向和角度偏轉(zhuǎn)力等其他應(yīng)力，對聯(lián)軸器膜片造成巨大沖擊破壞。

4 結(jié)論

經(jīng)過以上綜合改造，型鋼2#汽輪機(jī)組自2012年運行至今，各項振動指標(biāo)等綜合性能良好，檢查膜片無磨損、斷裂現(xiàn)象，提高了機(jī)組的運行穩(wěn)定性。目前該技術(shù)已成功運用到1#、3#汽輪機(jī)組上，效果良好。本文對汽輪機(jī)主油泵膜片聯(lián)軸器的失效原因分析、受力驗證，找出了工作中轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩是影響膜片聯(lián)軸器疲勞壽命的關(guān)鍵因素。在綜合改造的基礎(chǔ)上，對六孔束腰型膜片和四螺栓孔方孔型膜片從力學(xué)角度進(jìn)行了對比分析，成功運用于生產(chǎn)實踐，提高了膜片聯(lián)軸器運行可靠性。

[1]申屠留芳，湯洪濤，王成軒.疊片聯(lián)軸器膜片的應(yīng)力及其影響因素分析[J].機(jī)械強(qiáng)度，1998，(04)：3-4

[2]徐偉，馮桂軍，周凱勤.膜片聯(lián)軸器的強(qiáng)度與剛度分析[J].機(jī)械結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，1992，9(5):15-16

[3]何玉林，廖暉，杜靜.膜片聯(lián)軸器的膜片強(qiáng)度疲勞有限元分析[J].機(jī)械與電子，2008，(5)：2

A Technical Discussion on the Reliability of the Coupling Diaphragm in the Main Oil Pump of Rolling Mill

Li Tingcai
(The Energy Power Plant of Laiwu Steel of Shandong Iron and Steel Group,Laiwu,Shandong 271104,China)

Regarding to the facts of frequent failures of coupling diaphragm in NK steam turbine,causes of the failures was analyzed.Ansys system was used to analyze the static stress on the coupling diaphragm under various loads and comprehensive system optimization was studied,providing guidance and reference to reliability improvement and type selection of diaphragm coupling.

diaphragm coupling;failure;static stress;system improvement

TK26

B

1006-6764（2014）09-0038-03

2014-02-18

李廷才：（1980-）男，大學(xué)本科學(xué)歷，工程師，現(xiàn)從事汽輪機(jī)技術(shù)工作。