孫 鵬，張 磊，秦志文

（1.神華國華（北京）電力研究院有限公司，北京 100025；2.中國科學(xué)院工程熱物理研究所，北京 100080）

0 引言

低發(fā)靠背輪是汽輪發(fā)電機(jī)組軸系中傳遞扭矩最大的聯(lián)軸器，其安全可靠性至關(guān)重要。但是，部分機(jī)組在運(yùn)行中多次發(fā)生過低發(fā)靠背輪兩側(cè)軸瓦振動(dòng)突然跳變的故障，曾發(fā)生某臺(tái)機(jī)組8號(hào)瓦振動(dòng)跳變后最大軸振達(dá)194μm，且瓦溫升至95.1℃。停機(jī)檢查發(fā)現(xiàn)低發(fā)靠背輪晃度超標(biāo)達(dá)0.055 mm，且連接螺栓普遍發(fā)生了彎曲，最大彎曲值為0.12 mm。這說明該靠背輪發(fā)生了嚴(yán)重的錯(cuò)位故障。對(duì)于這種機(jī)型來說，低發(fā)靠背輪錯(cuò)位和連接螺栓彎曲等故障普遍存在。以上這些都表明，該種機(jī)型的低發(fā)靠背輪存在著嚴(yán)重的安全隱患。

本文將對(duì)低發(fā)靠背輪的結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，利用三維非線性接觸有限元一體化方法對(duì)低發(fā)靠背輪進(jìn)行詳細(xì)、全面的計(jì)算分析和安全校核，找出影響摩擦傳遞扭矩和承受異常沖擊能力等的根本原因。

1 結(jié)構(gòu)分析

低發(fā)靠背輪結(jié)構(gòu)見圖1。其連接螺栓采用三凸臺(tái)結(jié)構(gòu)，3個(gè)凸臺(tái)分別與發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子、盤車齒輪和低壓轉(zhuǎn)子的螺栓孔配合，在盤車齒輪兩側(cè)的摩擦面上并無凸臺(tái)。從結(jié)構(gòu)分析來看：在正常運(yùn)行工況下，這種低發(fā)靠背輪是完全靠摩擦力傳遞扭矩，其螺栓無法承受剪切力；當(dāng)軸系受到異常沖擊（如兩相短路等故障）時(shí)，勢(shì)必得靠螺栓的彎曲變形來抵抗額外的扭轉(zhuǎn)沖擊。

按照制造廠的解釋，該低發(fā)靠背輪能夠靠摩擦傳遞正常工況下的扭矩。但該種低發(fā)靠背輪在運(yùn)行中多次發(fā)生錯(cuò)位移動(dòng)，且對(duì)應(yīng)的機(jī)組負(fù)荷遠(yuǎn)低于額定負(fù)荷。因此，有充分理由懷疑該種低發(fā)靠背輪存在傳扭能力不足的設(shè)計(jì)問題。不僅如此，更擔(dān)心的安全問題是，在異常沖擊下，靠背輪螺栓是否能夠保證安全。

下面將就以上提出的問題從傳扭能力計(jì)算開始進(jìn)行深入的分析研究。

圖1 低發(fā)靠背輪螺栓結(jié)構(gòu)簡圖

2 傳扭能力理論計(jì)算分析

當(dāng)靠背輪傳遞的扭矩T大于或等于接觸面最大靜摩擦力產(chǎn)生的扭矩Tf，max時(shí)，靠背輪發(fā)生錯(cuò)位或處于錯(cuò)位的臨界狀態(tài)。在給定摩擦系數(shù)的前提下，靠背輪最大摩擦力產(chǎn)生的扭矩Tf，max與螺栓伸長量Δl之間的關(guān)系可表示為[1-3]：

式中：μ——摩擦系數(shù)，取0.15；

R1——靠背輪接觸面外徑，0.489 0 m；

R2——靠背輪接觸面內(nèi)徑，0.279 4 m；

A——螺栓有效橫截面面積，1.66×10-3m2；

l——螺栓有效長度，0.415 m；

E——彈性模量，取2.06×1 011 Pa；

S——螺栓數(shù)量，24。

由式（1）計(jì)算得到螺栓伸長量與摩擦力扭矩之間的關(guān)系曲線，見圖2。

圖2 螺栓伸長量與摩擦力扭矩之間的關(guān)系

對(duì)以上計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析可得到以下結(jié)論。

a）按制造廠規(guī)定的螺栓伸長量上限值0.62 mm計(jì)算，低發(fā)靠背輪能夠傳遞的最大扭矩為7.07×105 N·m，僅相當(dāng)于傳遞222 MW負(fù)荷，為銘牌功率的37%。

b）該600 MW汽輪機(jī)組在銘牌（額定）功率下運(yùn)行時(shí)傳遞的扭矩為19.1×105 N·m，若全部扭矩都由摩擦力來傳遞，則螺栓伸長量至少為1.67 mm。

3 額定負(fù)荷下的有限元計(jì)算結(jié)果

按制造廠規(guī)定的螺栓伸長量上限值0.62 mm進(jìn)行計(jì)算，對(duì)應(yīng)預(yù)緊力為5.11×105N，靠摩擦力可傳遞的最大扭矩為7.07×105 N·m。當(dāng)機(jī)組在600 MW額定負(fù)荷下運(yùn)行時(shí)，低發(fā)靠背輪需要傳遞19.1×105 N·m的扭矩，遠(yuǎn)大于上述最大扭矩。有限元計(jì)算結(jié)果表明，多出的扭矩使得輪盤間錯(cuò)位明顯，連接螺栓彎曲變形較大、局部應(yīng)力嚴(yán)重超標(biāo)，具體如下。

a）盤車齒輪與發(fā)電機(jī)側(cè)輪盤之間的錯(cuò)位量為0.261°,汽輪機(jī)側(cè)輪盤與盤車齒輪之間的錯(cuò)位量為0.274°，見圖3。

b）螺栓彎曲變形較大，在3個(gè)凸臺(tái)兩側(cè)根部圓角附近應(yīng)力集中嚴(yán)重，其中中間凸臺(tái)一側(cè)根部圓角附近的應(yīng)力集中尤為嚴(yán)重，局部最大等效應(yīng)力達(dá)到1 790 MPa，遠(yuǎn)大于螺栓材料的屈服極限930 MPa。但整個(gè)螺桿橫截面的平均應(yīng)力水平相對(duì)較低，僅為331 MPa，見圖4。

c）檢修發(fā)現(xiàn)，多臺(tái)同類型機(jī)組的低發(fā)靠背輪連接螺栓發(fā)生了程度不等的彎曲變形。而螺栓伸長量一般都在0.62 mm附近，可見，實(shí)際設(shè)備情況也支持上述計(jì)算結(jié)果。

圖3 整體位移云圖（變形放大20倍）

圖4 螺栓應(yīng)力云圖

4 結(jié)論

綜上所述，無論有限元計(jì)算，還是設(shè)備實(shí)際情況都說明：若低發(fā)靠背輪采用三凸臺(tái)螺栓連接，且按制造廠標(biāo)準(zhǔn)調(diào)整螺栓的伸長量，則在機(jī)組正常運(yùn)行一段時(shí)間后螺栓必然會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，從而造成低發(fā)靠背輪錯(cuò)位，引起前、后軸承振動(dòng)跳變?？紤]到螺栓的彎曲變形存在著程度不等的情況，所以當(dāng)螺栓彎曲比較嚴(yán)重時(shí)，個(gè)別螺栓（而不是全部螺栓）將會(huì)承受非常大的剪切力，這顯然是不安全的，因此，必須對(duì)低發(fā)靠背輪及連接螺栓等進(jìn)行改進(jìn)，以保證機(jī)組運(yùn)行安全。

[1] 王乃茹.電站汽輪機(jī)聯(lián)軸器螺栓安裝預(yù)緊力分析[J].汽輪機(jī)技術(shù)，1989（01）:14-21.

[2] 葉海文，趙宇珉，劉志會(huì).汽輪機(jī)軸系聯(lián)軸器螺栓強(qiáng)度分析[J].內(nèi)蒙古電力技術(shù)，2010（01）:12-14.

[3] 宋繼良.汽輪機(jī)聯(lián)軸器強(qiáng)度計(jì)算探討[J].發(fā)電設(shè)備，1990（05）:6-9.