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，部分機組在運行中多次發(fā)生過低發(fā)靠背輪兩側(cè)軸瓦振動突然跳變的故障，曾發(fā)生某臺機組8號瓦振動跳變后最大軸振達194μm，且瓦溫升至95.1℃。停機檢查發(fā)現(xiàn)低發(fā)靠背輪晃度超標達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)生了嚴重的錯位故障。對于這種機型來說，低發(fā)靠背輪錯位和連接螺栓彎曲等故障普遍存在。以上這些都表明，該種機型的低發(fā)靠背輪存在著嚴重的安全隱患。

本文將對低發(fā)靠背輪的結(jié)構(gòu)進行分析，利用三維非線性接觸有限元一體化方法對低發(fā)靠背輪進行詳細、全面的計算分析和安全校核，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結(jié)構(gòu)，3個凸臺分別與發(fā)電機轉(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。從結(jié)構(gòu)分析來看：在正常運行工況下，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；當軸系受到異常沖擊（如兩相短路等故障）時，勢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)靠背輪在運行中多次發(fā)生錯位移動，且對應的機組負荷遠低于額定負荷。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)計問題。不僅如此，更擔心的安全問題是，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算開始進行深入的分析研究。

圖1 低發(fā)靠背輪螺栓結(jié)構(gòu)簡圖

2 傳扭能力理論計算分析

當靠背輪傳遞的扭矩T大于或等于接觸面最大靜摩擦力產(chǎn)生的扭矩Tf，max時，靠背輪發(fā)生錯位或處于錯位的臨界狀態(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

對以上計算結(jié)果進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，僅相當于傳遞222 MW負荷，為銘牌功率的37%。

b）該600 MW汽輪機組在銘牌（額定）功率下運行時傳遞的扭矩為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 額定負荷下的有限元計算結(jié)果

按制造廠規(guī)定的螺栓伸長量上限值0.62 mm進行計算，對應預緊力為5.11×105N，靠摩擦力可傳遞的最大扭矩為7.07×105 N·m。當機組在600 MW額定負荷下運行時，低發(fā)靠背輪需要傳遞19.1×105 N·m的扭矩，遠大于上述最大扭矩。有限元計算結(jié)果表明，多出的扭矩使得輪盤間錯位明顯，連接螺栓彎曲變形較大、局部應力嚴重超標，具體如下。

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

b）螺栓彎曲變形較大，在3個凸臺兩側(cè)根部圓角附近應力集中嚴重，其中中間凸臺一側(cè)根部圓角附近的應力集中尤為嚴重，局部最大等效應力達到1 790 MPa，遠大于螺栓材料的屈服極限930 MPa。但整個螺桿橫截面的平均應力水平相對較低，僅為331 MPa，見圖4。

c）檢修發(fā)現(xiàn)，多臺同類型機組的低發(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，實際設(shè)備情況也支持上述計算結(jié)果。

圖3 整體位移云圖（變形放大20倍）

圖4 螺栓應力云圖

4 結(jié)論

綜上所述，無論有限元計算，還是設(shè)備實際情況都說明：若低發(fā)靠背輪采用三凸臺螺栓連接，且按制造廠標準調(diào)整螺栓的伸長量，則在機組正常運行一段時間后螺栓必然會產(chǎn)生彎曲變形，從而造成低發(fā)靠背輪錯位，引起前、后軸承振動跳變?？紤]到螺栓的彎曲變形存在著程度不等的情況，所以當螺栓彎曲比較嚴重時，個別螺栓（而不是全部螺栓）將會承受非常大的剪切力，這顯然是不安全的，因此，必須對低發(fā)靠背輪及連接螺栓等進行改進，以保證機組運行安全。

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

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

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