周新光 張浩民(蘭州石化職業(yè)技術(shù)學(xué)院 甘肅蘭州 730060)

汽輪機(jī)傳動(dòng)裝置主要由主動(dòng)和從動(dòng)兩端軸、中間節(jié)、法蘭盤和關(guān)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(dòng)連接兩軸的裝置，屬于撓性連接。目前用于汽輪機(jī)上的結(jié)構(gòu)主要有輻輪式、多邊式、和圓環(huán)式。因圓環(huán)式制造簡(jiǎn)單、便于組裝、成本低和傳遞扭矩大，所以得到市場(chǎng)廣泛使用。實(shí)踐證明，汽輪機(jī)上傳動(dòng)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(guó)內(nèi)外學(xué)者做了大量研究工作，重點(diǎn)放在薄片應(yīng)力和疲勞壽命分析。用現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法有限元優(yōu)化[1～4]和傳統(tǒng)的材料力學(xué)方法[5～7]計(jì)算金屬薄片的應(yīng)力和壽命。本文利用有限元ANSYS8.0軟件計(jì)算了薄片中慣性應(yīng)力、薄膜應(yīng)力、角向彎曲應(yīng)力和軸向彎曲應(yīng)力四種。并用局部應(yīng)力—應(yīng)變法估算了金屬薄片的疲勞壽命。給大型重載汽輪機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)、制造提供了更合理更全面的疲勞壽命數(shù)據(jù)，在工作運(yùn)行中具有實(shí)際意義。

一、建立力學(xué)幾何模型

對(duì)鉚于一體的圓環(huán)金屬薄片組件(28片)，取出其中一片為對(duì)象，結(jié)構(gòu)尺寸：圓環(huán)外徑287mm，薄片厚度0.4mm。將其中一片再分割成1/4薄片為研究對(duì)象進(jìn)行應(yīng)力分析，如圖1所示，對(duì)1/4薄片進(jìn)行固定約束其邊緣截面，對(duì)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(yīng)力有四種：

1.慣性力造成的離心應(yīng)力

汽輪機(jī)在高速運(yùn)轉(zhuǎn)中，慣性力造成的離心力在結(jié)構(gòu)的應(yīng)力計(jì)算中極其重要。慣性力可按：

f=(2πn/60)2rρ計(jì)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(wú)其他外力作用。

2.扭曲造成的薄膜應(yīng)力

將扭曲造成的力矩T，即產(chǎn)生的力在四個(gè)間隙孔上平均分布P=Tr/4，固定軸向和徑向位移。該力P作用于螺栓孔邊緣中間一側(cè)的中部。

3.安裝造成的角向彎曲應(yīng)力

實(shí)際的安裝誤差(即角向偏差)至關(guān)重要，在高速運(yùn)轉(zhuǎn)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(shè)固定軸向和徑向位移，可根據(jù)角向偏差計(jì)算螺栓孔在軸線上的位移。

4.安裝造成的軸向彎曲應(yīng)力

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

二、建立1/4薄片處的有限元模型

根據(jù)幾何模型的簡(jiǎn)化，在大型軟件ANSYS8.0中建立實(shí)體模型，并進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分SHELL67殼單元，生成有限元模型。薄片在實(shí)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(nèi)邊緣小范圍內(nèi)的厚度適當(dāng)加大。根據(jù)簡(jiǎn)化的力學(xué)模型給出載荷和邊界條件。軟件ANSYS8.0將自動(dòng)生成有限元單元數(shù)506和結(jié)點(diǎn)數(shù)602，由圖2得知在螺栓孔附近應(yīng)力梯度較大，單元小節(jié)點(diǎn)比較密。距離螺栓孔的地方單元大節(jié)點(diǎn)較疏。

圖2.中間孔周圍模型視圖

三、金屬薄片的疲勞壽命計(jì)算

1.結(jié)構(gòu)尺寸和工作參數(shù)

(1)一組薄片數(shù)量28片，單片厚度0.4mm

(2)最大薄片圓環(huán)外徑300mm，內(nèi)徑200mm

(3)螺栓孔數(shù)8，孔徑22mm

(4)轉(zhuǎn)速n=2960 r.p.m，功率P=400kW

(5)安裝誤差要求：

偏轉(zhuǎn)角[α]=2°軸向位移[X]=2.8

(6)材料外不銹鋼片1Cr18Ni9Ti

材料密度 ρ=7.9 T/m3，楊氏模量E=198GPa，泊松比ν=0.3

2.圖形分析及應(yīng)力結(jié)果計(jì)算

通過(guò)軟件ANSYS8.0計(jì)算慣性應(yīng)力、薄膜應(yīng)力、角向彎曲應(yīng)力和軸向彎曲應(yīng)力，可得到各節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力分布圖和應(yīng)力數(shù)值。從圖3、圖4可以看出，在螺栓孔內(nèi)周邊中部處有應(yīng)力危險(xiǎn)峰值，危險(xiǎn)點(diǎn)的應(yīng)力值如下表所示。

危險(xiǎn)點(diǎn)的應(yīng)力值(M pa)

?

角向偏差 29.898 23.049 12.928 39.847 35.177

圖3.軸向彎曲應(yīng)力

圖4.角向彎曲應(yīng)力

3.金屬薄片的疲勞壽命估算分析

對(duì)金屬材料的疲勞壽命估算目前有兩種方法：①局部應(yīng)力—應(yīng)變法；②名義應(yīng)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(jī)理及壽命判斷采用一種新的方法，即局部應(yīng)力—應(yīng)變法，它的思想是：研究對(duì)象的整體疲勞性能取決于最危險(xiǎn)區(qū)域的局部應(yīng)力和應(yīng)變狀態(tài)。名義應(yīng)力法只適用于應(yīng)力比較小的高周疲勞問(wèn)題。并且名義應(yīng)力法在使用時(shí)，需要許多修正系數(shù)和大量試驗(yàn)曲線，當(dāng)應(yīng)力比較大時(shí)，零件的危險(xiǎn)點(diǎn)發(fā)生在局部屈服時(shí)，名義應(yīng)力法出現(xiàn)了難以克服的缺點(diǎn)，誤差大。

(1)疲勞損傷公式的選用

目前可采用的損傷公式有三個(gè)，本文采用道林損傷公式分析計(jì)算：

道林損傷公式：道林等人認(rèn)為，以過(guò)度疲勞壽命NT為界，當(dāng)εp＜εe時(shí)，應(yīng)該以彈性應(yīng)變分量為損傷參量，若考慮平均應(yīng)力的影響進(jìn)行修正，則有損傷公式為(即年數(shù))

(2)選用道林公式進(jìn)行計(jì)算壽命

計(jì)算過(guò)程中材料疲勞性能參數(shù)可?。?/p>

疲勞延性指數(shù)c=-0.639疲勞強(qiáng)度指數(shù)b=-0.064

應(yīng)變硬化指數(shù)n′=0.153循環(huán)強(qiáng)度系數(shù)K′=1447MPa

從不同角度考慮平均應(yīng)力的變化和應(yīng)力幅，可計(jì)算N′即

將慣性平均應(yīng)力和應(yīng)力幅作為考慮對(duì)象

σm=3.8M paσa=40M pa，代入公式得N′=1.4×1011年

將扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力和應(yīng)力幅作為考慮對(duì)象

σm=2.4M paσa=40M pa，代入公式得N′=2.4×1011年

將軸向位移的平均應(yīng)力和應(yīng)力幅作為考慮對(duì)象

σm=124M paσa=40M pa，代入公式得N′=15年

結(jié)論

通過(guò)疲勞壽命計(jì)算分析可知，壽命為15年，比較長(zhǎng)。從計(jì)算結(jié)果看應(yīng)力幅對(duì)疲勞壽命的影響最明顯，因此在設(shè)備安裝過(guò)程中應(yīng)盡可能減少角向偏差。從危險(xiǎn)點(diǎn)的應(yīng)力值看，軸向彎曲應(yīng)力比離心應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力大得多，故此應(yīng)盡量減少軸向安裝偏差。根據(jù)設(shè)備周期檢修計(jì)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(yīng)力值差異很大，由于化工設(shè)備的檢修期一般在3—5年，為了優(yōu)化設(shè)計(jì)金屬薄片壽命，可以考慮復(fù)合材料薄片代替金屬薄片，從根本上降低傳動(dòng)裝置的資金投入。

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