汽轮机传动薄片的寿命计算

周新光 张浩民(兰州石化职业技术学院 甘肃兰州 730060)

汽轮机传动装置主要由主动和从动两端轴、中间节、法兰盘和关键部件组挠性圆环薄片组成，并用特制螺栓连接各部件成为一体，普遍用于各传动连接两轴的装置，属于挠性连接。目前用于汽轮机上的结构主要有辐轮式、多边式、和圆环式。因圆环式制造简单、便于组装、成本低和传递扭矩大，所以得到市场广泛使用。实践证明，汽轮机上传动装置的金属薄片其失效主要是疲劳破坏造成，而不是环境腐蚀。所以国内外学者做了大量研究工作，重点放在薄片应力和疲劳寿命分析。用现代设计方法有限元优化[1～4]和传统的材料力学方法[5～7]计算金属薄片的应力和寿命。本文利用有限元ANSYS8.0软件计算了薄片中惯性应力、薄膜应力、角向弯曲应力和轴向弯曲应力四种。并用局部应力—应变法估算了金属薄片的疲劳寿命。给大型重载汽轮机传动装置的设计、制造提供了更合理更全面的疲劳寿命数据，在工作运行中具有实际意义。

一、建立力学几何模型

对铆于一体的圆环金属薄片组件(28片)，取出其中一片为对象，结构尺寸：圆环外径287mm，薄片厚度0.4mm。将其中一片再分割成1/4薄片为研究对象进行应力分析，如图1所示，对1/4薄片进行固定约束其边缘截面，对螺栓孔处根据不同工况给定工作参数(即轴向位移和固定径向位移)。薄片边缘里外假定自由，小孔边缘加固处理，采用刚性域。

根据薄片工作工况分析应力有四种：

1.惯性力造成的离心应力

汽轮机在高速运转中，惯性力造成的离心力在结构的应力计算中极其重要。惯性力可按：

f=(2πn/60)2rρ计算，固定螺栓孔的周向位移、轴向位移和经向位移。方向沿圆环径向向外，边缘假定无其他外力作用。

2.扭曲造成的薄膜应力

将扭曲造成的力矩T，即产生的力在四个间隙孔上平均分布P=Tr/4，固定轴向和径向位移。该力P作用于螺栓孔边缘中间一侧的中部。

3.安装造成的角向弯曲应力

实际的安装误差(即角向偏差)至关重要，在高速运转中，薄片沿轴线周期性发生弯曲变形，并且是造成疲劳破坏的主要因素。假设固定轴向和径向位移，可根据角向偏差计算螺栓孔在轴线上的位移。

4.安装造成的轴向弯曲应力

实际安装误差造成的轴向弯曲应力是沿轴线方向产生弯曲变形。假设固定轴向和径向位移，从而可计算出螺栓孔处在轴线上加载的位移。

二、建立1/4薄片处的有限元模型

根据几何模型的简化，在大型软件ANSYS8.0中建立实体模型，并进行有限元网格划分SHELL67壳单元，生成有限元模型。薄片在实际工况中，螺栓孔周围与连接轴头法兰相连得到固定，所以可假定刚性域处理，孔内边缘小范围内的厚度适当加大。根据简化的力学模型给出载荷和边界条件。软件ANSYS8.0将自动生成有限元单元数506和结点数602，由图2得知在螺栓孔附近应力梯度较大，单元小节点比较密。距离螺栓孔的地方单元大节点较疏。

图2.中间孔周围模型视图

三、金属薄片的疲劳寿命计算

1.结构尺寸和工作参数

(1)一组薄片数量28片，单片厚度0.4mm

(2)最大薄片圆环外径300mm，内径200mm

(3)螺栓孔数8，孔径22mm

(4)转速n=2960 r.p.m，功率P=400kW

(5)安装误差要求：

偏转角[α]=2°轴向位移[X]=2.8

(6)材料外不锈钢片1Cr18Ni9Ti

材料密度 ρ=7.9 T/m3，杨氏模量E=198GPa，泊松比ν=0.3

2.图形分析及应力结果计算

通过软件ANSYS8.0计算惯性应力、薄膜应力、角向弯曲应力和轴向弯曲应力，可得到各节点的应力分布图和应力数值。从图3、图4可以看出，在螺栓孔内周边中部处有应力危险峰值，危险点的应力值如下表所示。

危险点的应力值(M pa)

?

角向偏差 29.898 23.049 12.928 39.847 35.177

图3.轴向弯曲应力

图4.角向弯曲应力

3.金属薄片的疲劳寿命估算分析

对金属材料的疲劳寿命估算目前有两种方法：①局部应力—应变法；②名义应力法。从金属材料疲劳破坏的大量研究发现，估算疲劳裂纹形成机理及寿命判断采用一种新的方法，即局部应力—应变法，它的思想是：研究对象的整体疲劳性能取决于最危险区域的局部应力和应变状态。名义应力法只适用于应力比较小的高周疲劳问题。并且名义应力法在使用时，需要许多修正系数和大量试验曲线，当应力比较大时，零件的危险点发生在局部屈服时，名义应力法出现了难以克服的缺点，误差大。

(1)疲劳损伤公式的选用

目前可采用的损伤公式有三个，本文采用道林损伤公式分析计算：

道林损伤公式：道林等人认为，以过度疲劳寿命NT为界，当εp＜εe时，应该以弹性应变分量为损伤参量，若考虑平均应力的影响进行修正，则有损伤公式为(即年数)

(2)选用道林公式进行计算寿命

计算过程中材料疲劳性能参数可取：

疲劳延性指数c=-0.639疲劳强度指数b=-0.064

应变硬化指数n′=0.153循环强度系数K′=1447MPa

从不同角度考虑平均应力的变化和应力幅，可计算N′即

将惯性平均应力和应力幅作为考虑对象

σm=3.8M paσa=40M pa，代入公式得N′=1.4×1011年

将扭转平均应力和应力幅作为考虑对象

σm=2.4M paσa=40M pa，代入公式得N′=2.4×1011年

将轴向位移的平均应力和应力幅作为考虑对象

σm=124M paσa=40M pa，代入公式得N′=15年

结论

通过疲劳寿命计算分析可知，寿命为15年，比较长。从计算结果看应力幅对疲劳寿命的影响最明显，因此在设备安装过程中应尽可能减少角向偏差。从危险点的应力值看，轴向弯曲应力比离心应力和扭转应力大得多，故此应尽量减少轴向安装偏差。根据设备周期检修计划分析，可减少金属薄片的数量和厚度，可降低成本。从材料的性能看，不同方向上的应力值差异很大，由于化工设备的检修期一般在3—5年，为了优化设计金属薄片寿命，可以考虑复合材料薄片代替金属薄片，从根本上降低传动装置的资金投入。

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