某恒力吊架彈簧連桿斷裂原因分析

(1. 華電電力科學研究院有限公司, 杭州 310030；2. 湖南華電平江發電有限公司, 岳陽 414000)

恒力吊架作為管道支承系統的一個重要組成部分，主要用來承載管道自身質量，其良好的工作狀態有助于改善管系一次應力水平。目前恒力吊架大多采用4連桿彈簧式結構，導致吊架內部組件較多，而各個組件設計選型不當造成吊架失效的可能性也隨之增大[1-2]。此外，恒力吊架內部存在多個運動副，而受機械加工精度的不同、零部件裝配的需要及構件在使用過程中的磨損等因素的影響，導致運動副中不可避免地出現間隙[3]。近年來，國內外學者對含間隙運動機構的動態特性進行了大量的研究[4]，而對靜態力學的分析相對較少。

筆者以某電廠儲水罐至361閥疏水管間一組恒力吊架彈簧連桿斷裂事故為例，采用強度計算和有限元分析等方法，對彈簧連桿斷裂原因進行了分析，并探討了間隙對低速運動工況下構件運動副靜態力學特性的影響，為恒力吊架的優化設計提供參考。

1 理化檢驗

1.1 宏觀分析

某電廠600 MW超臨界機組日常巡檢時，發現儲水罐至361閥疏水管間水平段的一組單拉桿恒力吊架尾部彈簧罩筒內零部件缺失，并在故障吊架附近的汽機房頂發現兩組彈簧和一個帶連桿的后壓蓋。對脫落的吊架組件進行宏觀分析，初步判斷該起事故由彈簧連桿與載荷調節螺栓相連接的一側發生斷裂所致，斷裂位置位于連桿圓孔處，如圖1所示。

圖1 彈簧連桿斷裂位置示意圖Fig.1 Diagram of fracture position of the spring linkage

1.2 彈簧連桿承載載荷計算

圖2 恒力吊架結構示意圖Fig.2 Structural diagram of constant force hanger

恒力吊架結構如圖2所示，4連桿彈簧式恒力吊架尾部罩筒內彈簧連桿由BC和CD兩部分組成。由圖1可知，發生斷裂的部件為連桿BC，故需要對連桿BC的受力狀態進行分析。

由恒力吊架的工作原理可知，吊架工作時，連桿CD僅作平移運動，連桿BC在恒力吊架回轉框架的作用下作平移運動和轉動[5]。當吊桿(A點)隨管道向下運動時，連桿CD向左運動，與連桿CD相連的后壓蓋向左壓縮尾部彈簧。當后壓蓋位于初始位置D點時，彈簧壓縮量最小，此時連桿BC受到的拉力最小；運動到終點位置D′點時，彈簧壓縮量最大，連桿BC受到的拉力達到最大值。

根據力矩平衡原理可推導出吊架尾部彈簧拉力的計算式

(1)

進而可推導出連桿BC承受拉力的計算式

(2)

式中：Ft為吊架尾部彈簧拉力；F0為吊桿承載拉力；Fg為連桿BC受到的拉力；lOA為連桿OA有效長度；lOB為連桿OB有效長度；θ為吊桿與連桿OA的夾角；α為連桿BC與水平方向的夾角；β為連桿OB與垂直方向的夾角。

其中，F0為吊桿承載拉力，即吊點設計載荷，對于結構尺寸已確定的吊架，連桿OA，OB的有效長度為定值，θ，α，β分別取吊桿(A點)位于最高點(初始位置)和最低點(終點位置)兩種狀態下數據。后壓蓋位于初始位置D點時，連桿BC受到的拉力Fg最小，由式(2)可求得Fg為38 600 N；后壓蓋位于終點位置D′點時，連桿BC受到的拉力Fg最大，為63 460 N。由此可知，當吊架隨管道正常運行時，連桿BC承載載荷隨位移增大而逐漸增大，在恒力吊架有效行程范圍內，連桿BC承受的拉力變化為38 600～63 460 N。

1.3 彈簧連桿應力分布

采用有限元分析軟件，對斷裂連桿的工作狀態進行數值仿真模擬，彈簧連桿相關尺寸如圖3所示。根據故障恒力吊架的內部結構，尾部罩筒內彈簧連桿共設置有兩根，取一根建立有限元分析模型。邊界條件設置如下：不考慮彈簧連桿兩側銷軸與孔的間隙，不考慮銷軸自身變形，C側銷軸固定，B側銷軸軸心位置施加水平向拉力31 730 N，即恒力吊架有效行程范圍內連桿BC承受最大拉力值的1/2。連桿材料為Q235鋼，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3。

圖3 彈簧連桿外形尺寸Fig.3 Dimensions of the spring linkage

計算結果如圖4所示，可見應力最大點出現在連桿兩側圓孔內壁豎直方向的最高點和最低點靠近內側區域，且該區域存在一定的應力集中現象。此外，最大Mises應力達到212 MPa，接近材料屈服極限235 MPa。一般工程應用中，Q235鋼的許用應力取113 MPa，連桿兩側軸孔局部區域應力超過了所選材料的許用應力。連桿斷裂位置應出現在應力最大處，與現場觀察到的情況不符，表明邊界條件設置與實際有偏差，需要進一步分析。

圖4 彈簧連桿應力云圖Fig.4 The stress nephogram of the spring linkage

2 分析與討論

在實際應用中，由于制造誤差、裝配需要及零件磨損等因素的影響，相鄰連桿之間構成的運動副不可避免地會存在一定間隙。在外力作用下，間隙的存在會造成構成運動副的銷軸與軸套之間產生偏心距，導致軸套受力狀況發生改變。故在前文基礎上，結合現場實際情況設置運動副間隙為0.5 mm，對連桿B側(斷裂位置)應力狀況進行分析。

當施加載荷增加到19 038 N(拉桿載荷的60%)時，連桿B側N區域圓環內壁和外壁均達到材料的屈服極限，如圖5所示，且孔內壁開始出現塑性變形，如圖6所示。隨著載荷的增大，N區域應力超過材料屈服極限，在連桿縮頸處應力也開始增大，并逐漸達到甚至超過材料屈服極限，如圖7所示。

圖5 加載60%連桿應力云圖Fig.5 The stress nephogram of the spring linkage under load 60%

圖6 加載60%連桿塑性變形圖Fig.6 The plastic deformation map of the spring linkage under load 60%

圖7 不同軸孔間隙下連桿B側應力云圖Fig.7 Stress nephogram of the linkage side B under different shaft clearance: a) shaft clearance is 0; b) shaft clearance is 0.5 mm

圖7為不同軸孔間隙下連桿B側的應力云圖，可見在相同拉力作用下，當運動副存在間隙時，最大Mises應力呈增加趨勢，達到241 MPa，超過材料屈服極限。此外有間隙時應力集中現象更為明顯，尤其在圓孔右側端部位置。

此外，隨著機組的啟停，單根連桿承載載荷在19 300～31 730 N循環變化，符合長周期交變載荷特征。而在交變應力長期作用下，構件中存在應力集中的部位最容易受到疲勞損傷而萌生出疲勞裂紋，從而導致構件發生疲勞破壞[6-7]。而連桿右側圓環端部位置應力集中現象最為明顯，此處最容易發生斷裂，與現場情況基本相符。

3 結論及建議

對彈簧連桿在運行條件下的受力狀態進行仿真分析，發現連桿右側圓環端部區域應力超過了材料屈服極限并出現了應力集中現象，強度不足是導致彈簧連桿斷裂的主要原因。此外，恒力吊架內部構件形成了多個運動副，在長期運行過程中，運動副不可避免地會產生間隙，導致運動副的靜態力學特性發生變化并大大降低構件的承載能力。

建議對運行時間超過8×104h的其他管道組織開展支吊架檢查工作，重點檢查支吊架功能件的

工作狀態，避免由于零部件損壞導致支吊架整體失效事故的發生。