600 MW机组低发靠背轮安全可靠性分析

孙 鹏，张 磊，秦志文

（1.神华国华（北京）电力研究院有限公司，北京 100025；2.中国科学院工程热物理研究所，北京 100080）

0 引言

低发靠背轮是汽轮发电机组轴系中传递扭矩最大的联轴器，其安全可靠性至关重要。但是，部分机组在运行中多次发生过低发靠背轮两侧轴瓦振动突然跳变的故障，曾发生某台机组8号瓦振动跳变后最大轴振达194μm，且瓦温升至95.1℃。停机检查发现低发靠背轮晃度超标达0.055 mm，且连接螺栓普遍发生了弯曲，最大弯曲值为0.12 mm。这说明该靠背轮发生了严重的错位故障。对于这种机型来说，低发靠背轮错位和连接螺栓弯曲等故障普遍存在。以上这些都表明，该种机型的低发靠背轮存在着严重的安全隐患。

本文将对低发靠背轮的结构进行分析，利用三维非线性接触有限元一体化方法对低发靠背轮进行详细、全面的计算分析和安全校核，找出影响摩擦传递扭矩和承受异常冲击能力等的根本原因。

1 结构分析

低发靠背轮结构见图1。其连接螺栓采用三凸台结构，3个凸台分别与发电机转子、盘车齿轮和低压转子的螺栓孔配合，在盘车齿轮两侧的摩擦面上并无凸台。从结构分析来看：在正常运行工况下，这种低发靠背轮是完全靠摩擦力传递扭矩，其螺栓无法承受剪切力；当轴系受到异常冲击（如两相短路等故障）时，势必得靠螺栓的弯曲变形来抵抗额外的扭转冲击。

按照制造厂的解释，该低发靠背轮能够靠摩擦传递正常工况下的扭矩。但该种低发靠背轮在运行中多次发生错位移动，且对应的机组负荷远低于额定负荷。因此，有充分理由怀疑该种低发靠背轮存在传扭能力不足的设计问题。不仅如此，更担心的安全问题是，在异常冲击下，靠背轮螺栓是否能够保证安全。

下面将就以上提出的问题从传扭能力计算开始进行深入的分析研究。

图1 低发靠背轮螺栓结构简图

2 传扭能力理论计算分析

当靠背轮传递的扭矩T大于或等于接触面最大静摩擦力产生的扭矩Tf，max时，靠背轮发生错位或处于错位的临界状态。在给定摩擦系数的前提下，靠背轮最大摩擦力产生的扭矩Tf，max与螺栓伸长量Δl之间的关系可表示为[1-3]：

式中：μ——摩擦系数，取0.15；

R1——靠背轮接触面外径，0.489 0 m；

R2——靠背轮接触面内径，0.279 4 m；

A——螺栓有效横截面面积，1.66×10-3m2；

l——螺栓有效长度，0.415 m；

E——弹性模量，取2.06×1 011 Pa；

S——螺栓数量，24。

由式（1）计算得到螺栓伸长量与摩擦力扭矩之间的关系曲线，见图2。

图2 螺栓伸长量与摩擦力扭矩之间的关系

对以上计算结果进行分析可得到以下结论。

a）按制造厂规定的螺栓伸长量上限值0.62 mm计算，低发靠背轮能够传递的最大扭矩为7.07×105 N·m，仅相当于传递222 MW负荷，为铭牌功率的37%。

b）该600 MW汽轮机组在铭牌（额定）功率下运行时传递的扭矩为19.1×105 N·m，若全部扭矩都由摩擦力来传递，则螺栓伸长量至少为1.67 mm。

3 额定负荷下的有限元计算结果

按制造厂规定的螺栓伸长量上限值0.62 mm进行计算，对应预紧力为5.11×105N，靠摩擦力可传递的最大扭矩为7.07×105 N·m。当机组在600 MW额定负荷下运行时，低发靠背轮需要传递19.1×105 N·m的扭矩，远大于上述最大扭矩。有限元计算结果表明，多出的扭矩使得轮盘间错位明显，连接螺栓弯曲变形较大、局部应力严重超标，具体如下。

a）盘车齿轮与发电机侧轮盘之间的错位量为0.261°,汽轮机侧轮盘与盘车齿轮之间的错位量为0.274°，见图3。

b）螺栓弯曲变形较大，在3个凸台两侧根部圆角附近应力集中严重，其中中间凸台一侧根部圆角附近的应力集中尤为严重，局部最大等效应力达到1 790 MPa，远大于螺栓材料的屈服极限930 MPa。但整个螺杆横截面的平均应力水平相对较低，仅为331 MPa，见图4。

c）检修发现，多台同类型机组的低发靠背轮连接螺栓发生了程度不等的弯曲变形。而螺栓伸长量一般都在0.62 mm附近，可见，实际设备情况也支持上述计算结果。

图3 整体位移云图（变形放大20倍）

图4 螺栓应力云图

4 结论

综上所述，无论有限元计算，还是设备实际情况都说明：若低发靠背轮采用三凸台螺栓连接，且按制造厂标准调整螺栓的伸长量，则在机组正常运行一段时间后螺栓必然会产生弯曲变形，从而造成低发靠背轮错位，引起前、后轴承振动跳变。考虑到螺栓的弯曲变形存在着程度不等的情况，所以当螺栓弯曲比较严重时，个别螺栓（而不是全部螺栓）将会承受非常大的剪切力，这显然是不安全的，因此，必须对低发靠背轮及连接螺栓等进行改进，以保证机组运行安全。

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