汽輪機傳動薄片的壽命計算

周新光 張浩民(蘭州石化職業技術學院 甘肅蘭州 730060)

汽輪機傳動裝置主要由主動和從動兩端軸、中間節、法蘭盤和關鍵部件組撓性圓環薄片組成，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、和圓環式。因圓環式制造簡單、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。用現代設計方法有限元優化[1～4]和傳統的材料力學方法[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據，在工作運行中具有實際意義。

一、建立力學幾何模型

對鉚于一體的圓環金屬薄片組件(28片)，取出其中一片為對象，結構尺寸：圓環外徑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，對螺栓孔處根據不同工況給定工作參數(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：

f=(2πn/60)2rρ計算，固定螺栓孔的周向位移、軸向位移和經向位移。方向沿圓環徑向向外，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，即產生的力在四個間隙孔上平均分布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。

二、建立1/4薄片處的有限元模型

根據幾何模型的簡化，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506和結點數602，由圖2得知在螺栓孔附近應力梯度較大，單元小節點比較密。距離螺栓孔的地方單元大節點較疏。

圖2.中間孔周圍模型視圖

三、金屬薄片的疲勞壽命計算

1.結構尺寸和工作參數

(1)一組薄片數量28片，單片厚度0.4mm

(2)最大薄片圓環外徑300mm，內徑200mm

(3)螺栓孔數8，孔徑22mm

(4)轉速n=2960 r.p.m，功率P=400kW

(5)安裝誤差要求：

偏轉角[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，可得到各節點的應力分布圖和應力數值。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，危險點的應力值如下表所示。

危險點的應力值(M pa)

?

角向偏差 29.898 23.049 12.928 39.847 35.177

圖3.軸向彎曲應力

圖4.角向彎曲應力

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現，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域的局部應力和應變狀態。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，需要許多修正系數和大量試驗曲線，當應力比較大時，零件的危險點發生在局部屈服時，名義應力法出現了難以克服的缺點，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，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NT為界，當εp＜εe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)

(2)選用道林公式進行計算壽命

計算過程中材料疲勞性能參數可取：

疲勞延性指數c=-0.639疲勞強度指數b=-0.064

應變硬化指數n′=0.153循環強度系數K′=1447MPa

從不同角度考慮平均應力的變化和應力幅，可計算N′即

將慣性平均應力和應力幅作為考慮對象

σm=3.8M paσa=40M pa，代入公式得N′=1.4×1011年

將扭轉平均應力和應力幅作為考慮對象

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力和應力幅作為考慮對象

σm=124M paσa=40M pa，代入公式得N′=15年

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。根據設備周期檢修計劃分析，可減少金屬薄片的數量和厚度，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。

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