崔文廣

摘 要：通過分析汽輪機傳動薄片的特性，利用有限元軟件ANSYS8.0對金屬薄片傳動中圓環(huán)式薄片進行了應力分析計算，進而應用局部應力—應變法計算薄片的疲勞壽命。并對薄片的壽命影響因素進行了對比分析討論，給設計制造轉動裝置提供了依據(jù)。

關鍵詞：ANSYS8.0 圓環(huán)式薄片 應力應變 疲勞壽命

中圖分類號：TK26；6，O346.2；TB115 文獻標識碼：A 文章編號：1672-3791（2014）05（c）-0077-02

汽輪機傳動裝置主要由主動和從動兩端軸、中間節(jié)、法蘭盤和關鍵部件組撓性圓環(huán)薄片組成，并用特制螺栓連接各部件成為一體，普遍用于各傳動連接兩軸的裝置，屬于撓性連接。目前用于汽輪機上的結構主要有輻輪式、多邊式、和圓環(huán)式。因圓環(huán)式制造簡單、便于組裝、成本低和傳遞扭矩大，所以得到市場廣泛使用。實踐證明，汽輪機上傳動裝置的金屬薄片其失效主要是疲勞破壞造成，而不是環(huán)境腐蝕。所以國內外學者做了大量研究工作，重點放在薄片應力和疲勞壽命分析。用現(xiàn)代設計方法有限元優(yōu)化[1～4]和傳統(tǒng)的材料力學方法[5～7]計算金屬薄片的應力和壽命。本文利用有限元ANSYS8.0軟件計算了薄片中慣性應力、薄膜應力、角向彎曲應力和軸向彎曲應力四種。并用局部應力—應變法估算了金屬薄片的疲勞壽命。給大型重載汽輪機傳動裝置的設計、制造提供了更合理更全面的疲勞壽命數(shù)據(jù)，在工作運行中具有實際意義。

1 建立力學幾何模型

對鉚于一體的圓環(huán)金屬薄片組件（28片），取出其中一片為對象，結構尺寸：圓環(huán)外徑287 mm，薄片厚度0.4 mm。將其中一片再分割成1/4薄片為研究對象進行應力分析，如圖1所示，對1/4薄片進行固定約束其邊緣截面，對螺栓孔處根據(jù)不同工況給定工作參數(shù)（即軸向位移和固定徑向位移）。薄片邊緣里外假定自由，小孔邊緣加固處理，采用剛性域。

根據(jù)薄片工作工況分析應力有四種：

（1）慣性力造成的離心應力。

汽輪機在高速運轉中，慣性力造成的離心力在結構的應力計算中極其重要。慣性力可按：計算，固定螺栓孔的周向位移、軸向位移和經(jīng)向位移。方向沿圓環(huán)徑向向外，邊緣假定無其他外力作用。

（2）扭曲造成的薄膜應力。

將扭曲造成的力矩T，即產(chǎn)生的力在四個間隙孔上平均分布，固定軸向和徑向位移。該力P作用于螺栓孔邊緣中間一側的中部。

（3）安裝造成的角向彎曲應力。

實際的安裝誤差（即角向偏差）至關重要，在高速運轉中，薄片沿軸線周期性發(fā)生彎曲變形，并且是造成疲勞破壞的主要因素。假設固定軸向和徑向位移，可根據(jù)角向偏差計算螺栓孔在軸線上的位移。

（4）安裝造成的軸向彎曲應力。

實際安裝誤差造成的軸向彎曲應力是沿軸線方向產(chǎn)生彎曲變形。假設固定軸向和徑向位移，從而可計算出螺栓孔處在軸線上加載的位移。

2 建立1/4薄片處的有限元模型

根據(jù)幾何模型的簡化，在大型軟件ANSYS8.0中建立實體模型，并進行有限元網(wǎng)格劃分SHELL67殼單元，生成有限元模型。薄片在實際工況中，螺栓孔周圍與連接軸頭法蘭相連得到固定，所以可假定剛性域處理，孔內邊緣小范圍內的厚度適當加大。根據(jù)簡化的力學模型給出載荷和邊界條件。軟件ANSYS8.0將自動生成有限元單元數(shù)506和結點數(shù)602，由圖2得知在螺栓孔附近應力梯度較大，單元小節(jié)點比較密。距離螺栓孔的地方單元大節(jié)點較疏。

3 金屬薄片的疲勞壽命計算

3.1 結構尺寸和工作參數(shù)

（1）一組薄片數(shù)量28片，單片厚度0.4 mm。

（2）最大薄片圓環(huán)外徑300 mm，內徑200 mm。

（3）螺栓孔數(shù)8，孔徑22 mm

（4）轉速，功率

（5）安裝誤差要求：

偏轉角 軸向位移

（6）材料外不銹鋼片 1Cr18Ni9Ti

材料密度，楊氏模量，泊松比。

3.2 圖形分析及應力結果計算

通過軟件ANSYS8.0計算慣性應力、薄膜應力、角向彎曲應力和軸向彎曲應力，可得到各節(jié)點的應力分布圖和應力數(shù)值。從圖3、圖4可以看出，在螺栓孔內周邊中部處有應力危險峰值，危險點的應力值如表1所示。

3.3金屬薄片的疲勞壽命估算分析

對金屬材料的疲勞壽命估算目前有兩種方法：（1）局部應力—應變法；（2）名義應力法。從金屬材料疲勞破壞的大量研究發(fā)現(xiàn)，估算疲勞裂紋形成機理及壽命判斷采用一種新的方法，即局部應力—應變法，它的思想是：研究對象的整體疲勞性能取決于最危險區(qū)域的局部應力和應變狀態(tài)。名義應力法只適用于應力比較小的高周疲勞問題。并且名義應力法在使用時，需要許多修正系數(shù)和大量試驗曲線，當應力比較大時，零件的危險點發(fā)生在局部屈服時，名義應力法出現(xiàn)了難以克服的缺點，誤差大。

3.3.1 疲勞損傷公式的選用

目前可采用的損傷公式有三個，本文采用道林損傷公式分析計算：

道林損傷公式：道林等人認為，以過度疲勞壽命為界，當時，應該以彈性應變分量為損傷參量，若考慮平均應力的影響進行修正，則有損傷公式為（即年數(shù)）：

3.3.2 選用道林公式進行計算壽命

4 結論

通過疲勞壽命計算分析可知，壽命為15年，比較長。從計算結果看應力幅對疲勞壽命的影響最明顯，因此，在設備安裝過程中應盡可能減少角向偏差。從危險點的應力值看，軸向彎曲應力比離心應力和扭轉應力大得多，故此應盡量減少軸向安裝偏差。根據(jù)設備周期檢修計劃分析，可減少金屬薄片的數(shù)量和厚度，可降低成本。從材料的性能看，不同方向上的應力值差異很大，由于化工設備的檢修期一般在3～5年，為了優(yōu)化設計金屬薄片壽命，可以考慮復合材料薄片代替金屬薄片，從根本上降低傳動裝置的資金投入。

參考文獻

[1] 申屠留芳，湯洪濤，王成軒.疊片聯(lián)軸器膜片應力及影響因素分析[J].機械強度，1998，20（4）.

[2] 申屠留芳，徐其文.軸不對中對疊片聯(lián)軸器應力的影響[J].威海工學院學報，1998（3）.

[3] 王心豐，方洪慧.撓性膜片聯(lián)軸器優(yōu)化設計[J].熱能動力工程，1994，9（3）.

[4] 徐啟清.鋼片撓性聯(lián)軸器的特性和設計[J].傳動技術，1999（3）：20-27.

[5] 申清潭.膜片式聯(lián)軸器失效機理探討[J].武漢冶金科技大學學報，1999，22（4）.endprint

摘 要：通過分析汽輪機傳動薄片的特性，利用有限元軟件ANSYS8.0對金屬薄片傳動中圓環(huán)式薄片進行了應力分析計算，進而應用局部應力—應變法計算薄片的疲勞壽命。并對薄片的壽命影響因素進行了對比分析討論，給設計制造轉動裝置提供了依據(jù)。

關鍵詞：ANSYS8.0 圓環(huán)式薄片 應力應變 疲勞壽命

中圖分類號：TK26；6，O346.2；TB115 文獻標識碼：A 文章編號：1672-3791（2014）05（c）-0077-02

汽輪機傳動裝置主要由主動和從動兩端軸、中間節(jié)、法蘭盤和關鍵部件組撓性圓環(huán)薄片組成，并用特制螺栓連接各部件成為一體，普遍用于各傳動連接兩軸的裝置，屬于撓性連接。目前用于汽輪機上的結構主要有輻輪式、多邊式、和圓環(huán)式。因圓環(huán)式制造簡單、便于組裝、成本低和傳遞扭矩大，所以得到市場廣泛使用。實踐證明，汽輪機上傳動裝置的金屬薄片其失效主要是疲勞破壞造成，而不是環(huán)境腐蝕。所以國內外學者做了大量研究工作，重點放在薄片應力和疲勞壽命分析。用現(xiàn)代設計方法有限元優(yōu)化[1～4]和傳統(tǒng)的材料力學方法[5～7]計算金屬薄片的應力和壽命。本文利用有限元ANSYS8.0軟件計算了薄片中慣性應力、薄膜應力、角向彎曲應力和軸向彎曲應力四種。并用局部應力—應變法估算了金屬薄片的疲勞壽命。給大型重載汽輪機傳動裝置的設計、制造提供了更合理更全面的疲勞壽命數(shù)據(jù)，在工作運行中具有實際意義。

1 建立力學幾何模型

對鉚于一體的圓環(huán)金屬薄片組件（28片），取出其中一片為對象，結構尺寸：圓環(huán)外徑287 mm，薄片厚度0.4 mm。將其中一片再分割成1/4薄片為研究對象進行應力分析，如圖1所示，對1/4薄片進行固定約束其邊緣截面，對螺栓孔處根據(jù)不同工況給定工作參數(shù)（即軸向位移和固定徑向位移）。薄片邊緣里外假定自由，小孔邊緣加固處理，采用剛性域。

根據(jù)薄片工作工況分析應力有四種：

（1）慣性力造成的離心應力。

汽輪機在高速運轉中，慣性力造成的離心力在結構的應力計算中極其重要。慣性力可按：計算，固定螺栓孔的周向位移、軸向位移和經(jīng)向位移。方向沿圓環(huán)徑向向外，邊緣假定無其他外力作用。

（2）扭曲造成的薄膜應力。

將扭曲造成的力矩T，即產(chǎn)生的力在四個間隙孔上平均分布，固定軸向和徑向位移。該力P作用于螺栓孔邊緣中間一側的中部。

（3）安裝造成的角向彎曲應力。

實際的安裝誤差（即角向偏差）至關重要，在高速運轉中，薄片沿軸線周期性發(fā)生彎曲變形，并且是造成疲勞破壞的主要因素。假設固定軸向和徑向位移，可根據(jù)角向偏差計算螺栓孔在軸線上的位移。

（4）安裝造成的軸向彎曲應力。

實際安裝誤差造成的軸向彎曲應力是沿軸線方向產(chǎn)生彎曲變形。假設固定軸向和徑向位移，從而可計算出螺栓孔處在軸線上加載的位移。

2 建立1/4薄片處的有限元模型

根據(jù)幾何模型的簡化，在大型軟件ANSYS8.0中建立實體模型，并進行有限元網(wǎng)格劃分SHELL67殼單元，生成有限元模型。薄片在實際工況中，螺栓孔周圍與連接軸頭法蘭相連得到固定，所以可假定剛性域處理，孔內邊緣小范圍內的厚度適當加大。根據(jù)簡化的力學模型給出載荷和邊界條件。軟件ANSYS8.0將自動生成有限元單元數(shù)506和結點數(shù)602，由圖2得知在螺栓孔附近應力梯度較大，單元小節(jié)點比較密。距離螺栓孔的地方單元大節(jié)點較疏。

3 金屬薄片的疲勞壽命計算

3.1 結構尺寸和工作參數(shù)

（1）一組薄片數(shù)量28片，單片厚度0.4 mm。

（2）最大薄片圓環(huán)外徑300 mm，內徑200 mm。

（3）螺栓孔數(shù)8，孔徑22 mm

（4）轉速，功率

（5）安裝誤差要求：

偏轉角 軸向位移

（6）材料外不銹鋼片 1Cr18Ni9Ti

材料密度，楊氏模量，泊松比。

3.2 圖形分析及應力結果計算

通過軟件ANSYS8.0計算慣性應力、薄膜應力、角向彎曲應力和軸向彎曲應力，可得到各節(jié)點的應力分布圖和應力數(shù)值。從圖3、圖4可以看出，在螺栓孔內周邊中部處有應力危險峰值，危險點的應力值如表1所示。

3.3金屬薄片的疲勞壽命估算分析

對金屬材料的疲勞壽命估算目前有兩種方法：（1）局部應力—應變法；（2）名義應力法。從金屬材料疲勞破壞的大量研究發(fā)現(xiàn)，估算疲勞裂紋形成機理及壽命判斷采用一種新的方法，即局部應力—應變法，它的思想是：研究對象的整體疲勞性能取決于最危險區(qū)域的局部應力和應變狀態(tài)。名義應力法只適用于應力比較小的高周疲勞問題。并且名義應力法在使用時，需要許多修正系數(shù)和大量試驗曲線，當應力比較大時，零件的危險點發(fā)生在局部屈服時，名義應力法出現(xiàn)了難以克服的缺點，誤差大。

3.3.1 疲勞損傷公式的選用

目前可采用的損傷公式有三個，本文采用道林損傷公式分析計算：

道林損傷公式：道林等人認為，以過度疲勞壽命為界，當時，應該以彈性應變分量為損傷參量，若考慮平均應力的影響進行修正，則有損傷公式為（即年數(shù)）：

3.3.2 選用道林公式進行計算壽命

4 結論

通過疲勞壽命計算分析可知，壽命為15年，比較長。從計算結果看應力幅對疲勞壽命的影響最明顯，因此，在設備安裝過程中應盡可能減少角向偏差。從危險點的應力值看，軸向彎曲應力比離心應力和扭轉應力大得多，故此應盡量減少軸向安裝偏差。根據(jù)設備周期檢修計劃分析，可減少金屬薄片的數(shù)量和厚度，可降低成本。從材料的性能看，不同方向上的應力值差異很大，由于化工設備的檢修期一般在3～5年，為了優(yōu)化設計金屬薄片壽命，可以考慮復合材料薄片代替金屬薄片，從根本上降低傳動裝置的資金投入。

參考文獻

[1] 申屠留芳，湯洪濤，王成軒.疊片聯(lián)軸器膜片應力及影響因素分析[J].機械強度，1998，20（4）.

[2] 申屠留芳，徐其文.軸不對中對疊片聯(lián)軸器應力的影響[J].威海工學院學報，1998（3）.

[3] 王心豐，方洪慧.撓性膜片聯(lián)軸器優(yōu)化設計[J].熱能動力工程，1994，9（3）.

[4] 徐啟清.鋼片撓性聯(lián)軸器的特性和設計[J].傳動技術，1999（3）：20-27.

[5] 申清潭.膜片式聯(lián)軸器失效機理探討[J].武漢冶金科技大學學報，1999，22（4）.endprint

摘 要：通過分析汽輪機傳動薄片的特性，利用有限元軟件ANSYS8.0對金屬薄片傳動中圓環(huán)式薄片進行了應力分析計算，進而應用局部應力—應變法計算薄片的疲勞壽命。并對薄片的壽命影響因素進行了對比分析討論，給設計制造轉動裝置提供了依據(jù)。

關鍵詞：ANSYS8.0 圓環(huán)式薄片 應力應變 疲勞壽命

中圖分類號：TK26；6，O346.2；TB115 文獻標識碼：A 文章編號：1672-3791（2014）05（c）-0077-02

汽輪機傳動裝置主要由主動和從動兩端軸、中間節(jié)、法蘭盤和關鍵部件組撓性圓環(huán)薄片組成，并用特制螺栓連接各部件成為一體，普遍用于各傳動連接兩軸的裝置，屬于撓性連接。目前用于汽輪機上的結構主要有輻輪式、多邊式、和圓環(huán)式。因圓環(huán)式制造簡單、便于組裝、成本低和傳遞扭矩大，所以得到市場廣泛使用。實踐證明，汽輪機上傳動裝置的金屬薄片其失效主要是疲勞破壞造成，而不是環(huán)境腐蝕。所以國內外學者做了大量研究工作，重點放在薄片應力和疲勞壽命分析。用現(xiàn)代設計方法有限元優(yōu)化[1～4]和傳統(tǒng)的材料力學方法[5～7]計算金屬薄片的應力和壽命。本文利用有限元ANSYS8.0軟件計算了薄片中慣性應力、薄膜應力、角向彎曲應力和軸向彎曲應力四種。并用局部應力—應變法估算了金屬薄片的疲勞壽命。給大型重載汽輪機傳動裝置的設計、制造提供了更合理更全面的疲勞壽命數(shù)據(jù)，在工作運行中具有實際意義。

1 建立力學幾何模型

對鉚于一體的圓環(huán)金屬薄片組件（28片），取出其中一片為對象，結構尺寸：圓環(huán)外徑287 mm，薄片厚度0.4 mm。將其中一片再分割成1/4薄片為研究對象進行應力分析，如圖1所示，對1/4薄片進行固定約束其邊緣截面，對螺栓孔處根據(jù)不同工況給定工作參數(shù)（即軸向位移和固定徑向位移）。薄片邊緣里外假定自由，小孔邊緣加固處理，采用剛性域。

根據(jù)薄片工作工況分析應力有四種：

（1）慣性力造成的離心應力。

汽輪機在高速運轉中，慣性力造成的離心力在結構的應力計算中極其重要。慣性力可按：計算，固定螺栓孔的周向位移、軸向位移和經(jīng)向位移。方向沿圓環(huán)徑向向外，邊緣假定無其他外力作用。

（2）扭曲造成的薄膜應力。

將扭曲造成的力矩T，即產(chǎn)生的力在四個間隙孔上平均分布，固定軸向和徑向位移。該力P作用于螺栓孔邊緣中間一側的中部。

（3）安裝造成的角向彎曲應力。

實際的安裝誤差（即角向偏差）至關重要，在高速運轉中，薄片沿軸線周期性發(fā)生彎曲變形，并且是造成疲勞破壞的主要因素。假設固定軸向和徑向位移，可根據(jù)角向偏差計算螺栓孔在軸線上的位移。

（4）安裝造成的軸向彎曲應力。

實際安裝誤差造成的軸向彎曲應力是沿軸線方向產(chǎn)生彎曲變形。假設固定軸向和徑向位移，從而可計算出螺栓孔處在軸線上加載的位移。

2 建立1/4薄片處的有限元模型

根據(jù)幾何模型的簡化，在大型軟件ANSYS8.0中建立實體模型，并進行有限元網(wǎng)格劃分SHELL67殼單元，生成有限元模型。薄片在實際工況中，螺栓孔周圍與連接軸頭法蘭相連得到固定，所以可假定剛性域處理，孔內邊緣小范圍內的厚度適當加大。根據(jù)簡化的力學模型給出載荷和邊界條件。軟件ANSYS8.0將自動生成有限元單元數(shù)506和結點數(shù)602，由圖2得知在螺栓孔附近應力梯度較大，單元小節(jié)點比較密。距離螺栓孔的地方單元大節(jié)點較疏。

3 金屬薄片的疲勞壽命計算

3.1 結構尺寸和工作參數(shù)

（1）一組薄片數(shù)量28片，單片厚度0.4 mm。

（2）最大薄片圓環(huán)外徑300 mm，內徑200 mm。

（3）螺栓孔數(shù)8，孔徑22 mm

（4）轉速，功率

（5）安裝誤差要求：

偏轉角 軸向位移

（6）材料外不銹鋼片 1Cr18Ni9Ti

材料密度，楊氏模量，泊松比。

3.2 圖形分析及應力結果計算

通過軟件ANSYS8.0計算慣性應力、薄膜應力、角向彎曲應力和軸向彎曲應力，可得到各節(jié)點的應力分布圖和應力數(shù)值。從圖3、圖4可以看出，在螺栓孔內周邊中部處有應力危險峰值，危險點的應力值如表1所示。

3.3金屬薄片的疲勞壽命估算分析

對金屬材料的疲勞壽命估算目前有兩種方法：（1）局部應力—應變法；（2）名義應力法。從金屬材料疲勞破壞的大量研究發(fā)現(xiàn)，估算疲勞裂紋形成機理及壽命判斷采用一種新的方法，即局部應力—應變法，它的思想是：研究對象的整體疲勞性能取決于最危險區(qū)域的局部應力和應變狀態(tài)。名義應力法只適用于應力比較小的高周疲勞問題。并且名義應力法在使用時，需要許多修正系數(shù)和大量試驗曲線，當應力比較大時，零件的危險點發(fā)生在局部屈服時，名義應力法出現(xiàn)了難以克服的缺點，誤差大。

3.3.1 疲勞損傷公式的選用

目前可采用的損傷公式有三個，本文采用道林損傷公式分析計算：

道林損傷公式：道林等人認為，以過度疲勞壽命為界，當時，應該以彈性應變分量為損傷參量，若考慮平均應力的影響進行修正，則有損傷公式為（即年數(shù)）：

3.3.2 選用道林公式進行計算壽命

4 結論

通過疲勞壽命計算分析可知，壽命為15年，比較長。從計算結果看應力幅對疲勞壽命的影響最明顯，因此，在設備安裝過程中應盡可能減少角向偏差。從危險點的應力值看，軸向彎曲應力比離心應力和扭轉應力大得多，故此應盡量減少軸向安裝偏差。根據(jù)設備周期檢修計劃分析，可減少金屬薄片的數(shù)量和厚度，可降低成本。從材料的性能看，不同方向上的應力值差異很大，由于化工設備的檢修期一般在3～5年，為了優(yōu)化設計金屬薄片壽命，可以考慮復合材料薄片代替金屬薄片，從根本上降低傳動裝置的資金投入。

參考文獻

[1] 申屠留芳，湯洪濤，王成軒.疊片聯(lián)軸器膜片應力及影響因素分析[J].機械強度，1998，20（4）.

[2] 申屠留芳，徐其文.軸不對中對疊片聯(lián)軸器應力的影響[J].威海工學院學報，1998（3）.

[3] 王心豐，方洪慧.撓性膜片聯(lián)軸器優(yōu)化設計[J].熱能動力工程，1994，9（3）.

[4] 徐啟清.鋼片撓性聯(lián)軸器的特性和設計[J].傳動技術，1999（3）：20-27.

[5] 申清潭.膜片式聯(lián)軸器失效機理探討[J].武漢冶金科技大學學報，1999，22（4）.endprint