胡曉琦， 葛仁超

（海裝沈陽局駐哈爾濱地區(qū)第一代表室，哈爾濱150000）

1 問題的產(chǎn)生

主泵在試驗中系統(tǒng)額定工況運行期間，高速運行電流瞬間呈鋸齒狀上升，達到電流表顯示滿量程值，持續(xù)時間10 s后電流稍有下降，同時主泵運行間斷出現(xiàn)明顯“嗡嗡”的聲音異常，遂停機檢查。打開主泵頂蓋,檢查上止推組件無異常,電動機內腔水質清澈,轉子頂端的軸頭螺栓斷裂，可直接取出，部分斷口無明顯塑性變形，局部螺紋損傷。初步判斷轉子軸頭螺栓斷裂，導致轉子下沉，葉輪與前密封環(huán)接觸，主泵機組機械損耗增大導致運轉電流異常增大。根據(jù)現(xiàn)場運行數(shù)據(jù)及電氣檢查情況分析，判斷電動機電氣部分未受損傷。經(jīng)過對主泵及電動機進行拆解檢查后，發(fā)現(xiàn)主泵部分前密封環(huán)無法正常拆下，判斷前密封環(huán)與葉輪卡阻，印證了前面關于“前密封環(huán)與葉輪接觸導致機械損耗增大，進而導致主泵電流大”的判斷。電動機部分拆下頂蓋和上軸承裝配（包括上止推軸承裝配、下止推軸承裝配、輔葉輪、推力盤），零部件表觀均未見異常。由于螺栓斷裂后失去了螺栓頭的限位，殘留部分預緊力變?yōu)榱?，故可輕松旋出殘留在轉子軸中心孔內的部分螺栓（見圖1和圖2）。螺栓斷裂部位是在旋合的第一圈和第二圈之間，旋合的第一圈部分受損（圖1、圖2中白色圈中可以看到受拉造成的損傷）。

2 原因分析

2.1 結構設計分析

主泵是一種高溫、高壓立式屏蔽電泵，由屏蔽電動機和泵組成，電動機在上，泵在下，泵體和電動機下法蘭用主螺栓、主螺母和雙錐密封連接成一個整體，電動機轉子所在腔與泵腔相通，承受壓力，能保證工作介質不泄漏。為防止工作介質腐蝕浸害定轉子及防止工作介質受污染，在定子鐵心內表面和轉子鐵心外表面各包覆不銹鋼屏蔽套。為阻擋泵端的熱量傳向電動機，在泵與電動機之間設有隔熱屏。

為了簡化主泵拆裝過程，將輔葉輪布置在電動機上部，與推力盤進行一體設計。同時，為了提高輔葉輪的效率，保證輔葉輪入口流場順暢，輔葉輪采用懸臂式設計，輔葉輪、推力盤與軸之間采用臺肩軸向定位，輔葉輪、推力盤與軸之間用鍵徑向固定，用軸頭螺栓軸向聯(lián)接，此種結構為固定葉輪的常用結構，在軸頭螺栓和輔葉輪之間設有止動墊片。為了防止電泵運行后軸頭螺栓由于溫度升高松動，軸頭螺栓采用熱膨脹系數(shù)小的馬氏體不銹鋼材質。這種結構是屏蔽電泵葉輪固定的典型結構，在工程上廣泛應用，而且經(jīng)過長時間的運行驗證，說明這種結構設計是比較合理的。輔葉輪和推力盤與軸連接結構見圖3。

圖1 螺栓斷面斜視圖

圖2 螺栓斷面俯視圖

圖3 輔葉輪和推力盤與軸連接結構

2.2 受力分析

2.2.1 預緊力

轉子裝配中對軸頭螺栓的預緊力沒有規(guī)定，工藝操作指導文件中規(guī)定預緊力施加的方式是采用專用扳手聯(lián)接套筒預緊，按工藝文件要求由操作者站姿施加手肘力預緊。根據(jù)機械設計手冊[1]計算軸頭螺栓的擰緊力矩為65～90 N·m。因原設計中未明確要求擰緊力矩，存在螺栓預緊力不夠導致輕微松動的可能。

2.2.2 軸向力

根據(jù)多年來大量泵組制造經(jīng)驗，認為產(chǎn)品涉及到軸向力的零部件全部采用數(shù)控加工，加工偏差對軸向力影響很小，產(chǎn)品技術狀態(tài)按工程樣機固化后，不對產(chǎn)品進行軸向力測試。

2.2.3 結構熱應力

推力盤、輔葉輪、轉子軸、軸頭螺栓材質不同，不同材料的熱膨脹系數(shù)不同會產(chǎn)生結構熱應力。根據(jù)材料的熱膨脹系數(shù)[2]，經(jīng)專業(yè)機構計算，軸頭螺栓受熱應力為29.7986 kN。

2.2.4 螺栓應力校核

由專業(yè)機構對軸頭螺栓強度進行計算[3]，考慮螺栓在各種工況和載荷下的應力情況，強度計算結果滿足要求。但軸頭螺栓設計的旋合長度屬于中等旋合長度中的下限，通常不銹鋼螺栓連接旋合長度的選擇要大于1倍螺栓直徑，應適當加大旋合長度。

3 機理分析

3.1 綜合性能分析

委托材料檢測機構，對螺栓的化學成分、硬度、金相等進行檢測。斷裂件螺栓Ni元素含量處于合格范圍的偏低水平，S元素含量偏高，H元素含量無異常。表層至心部硬度梯度較均勻，硬度值遠高于樣機件螺栓的硬度值。螺栓綜合性能低于樣機件，硬度偏高及沖擊值偏低會使螺栓脆性增加。低倍組織沒有差異。斷裂件鐵素體含量高于樣機件，組織中回火馬氏體的脆性高于樣機件的回火屈氏體+回火索氏體，綜合組織性能低于樣機件。

3.2 斷口形貌分析

斷裂螺栓斷口宏觀形貌顯示，斷口主斷面垂直于螺栓軸向，斷裂起源于螺紋根部，斷裂為多源起裂；在斷口上可觀察到應力臺階；裂紋擴展區(qū)面積較大，擴展區(qū)斷口上有撕裂棱存在；斷口粗糙區(qū)為最終斷裂區(qū)，斷口顯示疲勞斷裂特征。斷口微觀形貌顯示，斷裂起源于螺紋根部，為多源起裂（其中一斷口20～500倍二次電子像，見圖4～圖9）；擴展區(qū)斷口上可觀察到疲勞輝紋，顯示疲勞開裂特征；最終斷裂區(qū)形貌為沿晶及韌窩斷口。

樣機件齒根表面形貌（粗糙度）優(yōu)于斷裂件（見圖8～圖9），可能與樣機件硬度低于斷裂件有關。

圖4 斷口20倍二次電子像

圖5 斷口100倍二次電子像

圖6 斷口500倍二次電子像

圖7 斷口側面500倍二次電子像

圖8 斷裂件齒根表面形貌

圖9 樣機件齒根表面形貌

3.3 疲勞分析

對主泵轉子系統(tǒng)進行轉子動力學分析的目的是求解主泵轉子系統(tǒng)在不同轉速下的臨界轉速，進而判斷轉子系統(tǒng)是否在共振區(qū)或近共振區(qū)工作；如主泵轉子系統(tǒng)在共振區(qū)或近共振區(qū)工作，則在軸頭螺栓疲勞應力分析時，必須考慮動力效應；否則，只需建立轉子系統(tǒng)靜態(tài)模型，對于交變載荷可以按靜力學方法求解疲勞應力。計算得到主泵轉速遠小于轉子系統(tǒng)的第一階臨界轉速，因此在對軸頭螺栓疲勞應力分析時，建立轉子系統(tǒng)靜態(tài)模型，對于交變載荷可以按靜力學方法求解疲勞應力。根據(jù)主泵電動機結構、推力軸承和上下導軸承的約束建立了有限元模型，對在電動機高速工況下的軸頭螺栓進行疲勞分析[4]。有限元模型包括軸頭螺栓、輔葉輪、推力盤、電動機轉子部件等。將重力、推力軸承支反力，水的動反力軸向、輔葉輪+推力盤的剩余不平衡力（離心力）、電動機轉子部件的剩余不平衡力（離心力）、單邊磁拉力、上下導軸承支反力、輔葉輪和推力盤的陀螺力矩、電動機轉子部件的陀螺力矩等作為動載荷。

在疲勞分析中采用了不包括螺紋的光桿模型模擬軸頭螺栓。有限元計算雖然對螺栓結構進行了一定的簡化，但是與常規(guī)的疲勞強度校核相比，更好地考慮了結構細節(jié)、受力狀態(tài)等，所以沒有使用應力集中系數(shù)對應力結果進行修正；而采用了疲勞強度減弱系數(shù)對疲勞極限進行了修正。在用有限元或理論方法進行螺栓螺紋疲勞分析時，由于很難模擬螺紋的實際結構和螺紋的真實連接狀態(tài)，通常采用不包括螺紋的光桿模型進行模擬計算，通過疲勞強度減弱系數(shù)或應力集中系數(shù)來考慮螺紋的局部不連續(xù)效應，對計算結果進行修正。

軸頭螺栓的有限元疲勞分析表明，軸頭螺栓應力峰值未超過其材料的無限壽命的疲勞強度，理論上不會對軸頭螺栓產(chǎn)生疲勞損傷，軸頭螺栓可滿足機組壽命要求。根據(jù)疲勞強度理論，軸頭螺栓不會發(fā)生疲勞斷裂的危險。

4 結 論

1）經(jīng)計算，螺栓應力峰值未超過其材料壽命的疲勞強度，不會對軸頭螺栓產(chǎn)生疲勞損傷。

2）主泵電動機軸頭螺栓斷裂的原因是螺栓表面出現(xiàn)斷裂源。以下兩點是導致斷裂源出現(xiàn)的誘因：一是螺栓的螺紋采用車削加工，表面精度要求偏低，有明顯的加工刀痕；二是主泵電動機軸頭螺栓較樣機硬度偏高、Ni含量低、斷后伸長率和沖擊值低，硬度偏高及沖擊值低會使螺栓脆性增加，鐵素體含量高于樣機件，綜合組織性能低于樣機件。