火电厂凝结水泵轴系断裂分析

赵国钦，郑桂波

(广东粤电靖海发电有限公司，广东 揭阳 515223)



火电厂凝结水泵轴系断裂分析

赵国钦，郑桂波

(广东粤电靖海发电有限公司，广东 揭阳 515223)

针对某立式恒速凝结水泵在运行中发生突发性泵轴断裂，通过对损坏的水泵泵轴各部位进行测量，核算水泵各运行状态下泵轴的扭转应力、拉应力强度。分析得出水泵轴系断裂的原因，主要是泵的上/下轴与联轴器径向配合设计为间隙配合，导致泵轴倒角加工部位出现应力集中。通过对凝结水泵轴系扭矩传递的分析提出：应将该配合设计为适当的过盈配合，避免泵的上下轴连接部位出现轴向和周向相对位移而导致泵轴断裂。

扭转；断裂；配合；强度；应力

在火电厂凝结水系统中，凝结水泵为主要的凝结水动力源。在电机扭矩的带动下，扭矩被传导至凝结水泵末级叶轮以上的泵轴，带动水泵各级叶轮旋转，使泵的出口产生一定的扬程，为系统提供基本的动力保证，泵的可靠性直接决定了系统的可靠性。而在现场实际情况中，恒速凝结水泵运行中会出现以下主要故障：

a) 水泵筒体裂纹变形，外支撑脱开，整个泵筒、泵轴出现严重偏心造成轴系断裂。

b)水泵筒体、支撑等静部件完好的情况下，泵轴局部甚至整个轴系断裂现象。

由于第一个方面出现的泵轴事故是由于筒体、支撑等外部部件影响所导致，可以通过加强固定来解决；因此本文主要针对第二方面故障，从恒速凝结水泵泵轴本身的设计特点进行分析。

1 凝结水泵主要运行状况

1.1 凝结水泵泵轴的结构及传动

以某台立式恒速凝结水泵为例，该泵属于多级叶轮、筒袋、立式结构，泵轴由上、下两段组成，上/下轴之间由一套联轴器组件连接。该凝结水泵的参数为：转速1 480 r/min，满载轴功率1 509.7 kW，最大功率1 863 kW，跳泵功率2 794 kW。由于上轴轴径均匀，除上/下轴连接部位外其余部位轴径均相同，因此以下主要考虑下轴的强度。下轴含组件总重594 kg，尺寸及分布如图1所示。泵轴材质为40Cr，在正常工作温度(30～50 ℃)下，扭转许用切应力为63.7～73.5 MPa(其中定位键的许用切应力30 MPa)，抗拉强度686 MPa，泵轴单位许可扭转角度小于0.5 (°)/m[1]。

图1 下轴的结构及尺寸分布

上/下轴依靠一套联轴器组件连接在一起传动扭矩，联轴器的设计结构如图2所示：上/下轴(件1、件5)轴向对中贴合在一起，依靠两个半圆锁环(件6)将上/下轴的环槽组件(件2、件3)连接并过盈配合固定，进而将上/下轴轴向定位固定；锁环(件6)外径与上/下轴(件1、件5)相同；联轴器(件4)与锁环、上/下轴装配在一起，且通过定位键(件7)及其上的固定螺栓将键与联轴器定位。

1—上轴；2—上轴环槽组件；3—下轴环槽组件；4—联轴器；5—下轴；6—锁环；7—定位键。图2 上/下轴联轴器组件及组装结构

传动时的主要顺序为：上轴通过联轴器与上轴及定位键将扭矩传递给联轴器，联轴器再通过其与下轴定位键传递给下轴，下轴带动所有的叶轮做功，完成电机至水泵的功率传递。扭矩传递主要依靠联轴器与上/下轴之间的定位键来传递传动扭矩和定位的作用；上/下轴环槽组件转动时仅承受相对稳定的拉力，不承受变化的拉力、扭矩。

1.2 凝结水泵泵轴断裂的主要情况

在凝结水泵实际运行中，尤其是频繁的启动运行，部分凝结水泵会出现泵轴断裂的情况，断裂主要集中在以下几个部位：上轴卡环加工组件、下轴环槽组件及轴端上其他变径加工部位。以上几个部位由于存在加工倒角，其抗扭强度较低，易出现应力集中。当出现较大的扭应力、弯应力时，首先从这些部位发生断裂(如图3所示)。下轴虽因此而脱落，但通过定位键与联轴器键槽之间的连接，仍然持续传递扭矩；然后出现水泵内部动静碰摩或卡涩，泵组会出现过负荷现象，电机的最大输出功率会增加至额定功率的1.5倍以上(一般电机的过负荷电流设定为额定电流的1.5倍，并设定延时20 s跳泵)，造成泵轴轴径较小部位(如首级叶轮后的泵轴)扭应力过大并将其扭断，水泵轴系发生更为严重的损伤。

图3 凝结水泵泵轴断裂

实际测量现场大部分联轴器内径与泵轴外径配合为0.05～0.12 mm的间隙配合(本次计算取值0.10 mm间隙)。即在运行中，联轴器与泵轴之间的扭矩传递全部依靠定位键来完成。

2 凝结水泵轴系各段应力计算及分析

由于凝结水泵属于立式结构，在运转时泵轴主要受扭转应力和拉应力的作用，没有横向力造成的弯曲。可以根据式(1)[1-2]计算出水泵主要负荷工况下泵的各轴段(联轴器与轴套过盈连接时)主要应力分布状况。

(1)

式中：τ为扭转应力，MPa；T1为恒速扭矩，MN·m；T2为变速时扭矩，MN·m；PK为传递轴功率，kW；n为转轴转速，r/min；J为转轴及其组件转动惯量，kg·m2；α为转轴的角加速度，rad/s2；WP为转轴的扭转界面系数，m3。

2.1 水泵各负荷工况下各轴段转矩和扭应力计算分析

在正常运行工况下(见表1)，由于计算水泵轴系各段扭应力均小于许用抗扭强度，整个水泵的轴系是安全可靠的，不会对泵的主要运转轴端产生危害[3]。

表1 不同出力状况下各轴段扭应力

部位最小直径/mm满载出力转矩/(kN·m)扭转应力/MPa最大出力转矩/(kN·m)扭转应力/MPa5级叶轮后1049.72144.0112.02054.424级叶轮后1048.02836.349.40242.563级叶轮后1046.07627.507.11632.202级叶轮后1044.25419.264.98122.56首级叶轮后69.52.77842.133.25349.34主轴部分1159.72134.3712.02040.25联轴器外径169、内径1159.72112.1712.02015.03

凝结水泵启动时间为5 s，在启动升速工况下，泵的角加速度为20.93 rad/s2，由于水泵轴系的转动惯量较小，角加速度产生的附加扭应力仅为0.33～1.35 MPa，附加的扭应力较小，未超过额定功率下扭矩的6%，不会对轴系的可靠性产生根本的影响；且在轴的疲劳强度安全系数计算时，变速过程中产生的角加速度没有对寿命系数KN取值产生影响[4]，也不会对疲劳强度安全系数产生较大影响。该工况下，水泵轴系的最大单位扭转角度变形量由0.047 6 (°)/m增加至0.048 1 (°)/m，增加幅度为0.99%，未对转轴发生较大的影响，也未超过泵轴的单位许可扭转角度[5]。

以上的计算表明，理论上在正常运行工况下，水泵的整个轴系在水泵最大出力、变速工况下的扭转应力均小于扭转许用切应力，整个轴系是安全可靠的。仅在水泵在跳泵功率2 794.5 kW的瞬时阶段(例如在首级叶轮卡涩状态下)，首级叶轮后的泵轴扭应力会达到74.01 MPa，超出轴的扭转许用切应力。

2.2 水泵轴系的拉应力计算分析

水泵的拉力主要是由泵及其组件的重量、叶轮进出口压差组成。水泵的首级叶轮属于单级双吸结构，叶轮的轴向两侧不产生压差，仅存在由首级叶轮重量产生的拉力。轴系最大的拉力出现在末级叶轮以后的轴段，上/下轴连接部位的联轴器也承受该拉力。在平稳工况下，计算出联轴器的上/下轴的环槽组件(图2中件2、件3)承受的拉应力为42.9 MPa，远小于抗拉强度。如上/下轴的环槽组件为静配合，没有轴向拉伸冲击和周向扭转冲击，该部分理论上也是安全可靠的。轴系的其余部位由于拉应力均小于该值，且为整体结构，安全性也远高于该部位。

3 凝结水泵轴系断裂时应力分析

以上是在水泵轴系中的上/下轴连接为一体且不产生相对位移、晃动的情况下进行的理论计算。但在实际的水泵出厂加工、现场安装中会存在一定的偏差，导致轴系各段在运转时的应力分布会发生很大的变化。

3.1 锁环与轴发生周向位移时轴的应力状况

图2中上/下轴环槽组件(件2、件3)被锁环(件6)组装在一起后，锁环的轴向环槽和上/下轴环槽组件的配合会存在一定的配合间隙(即晃动量和窜动量)，导致锁环和上/下轴环槽组件不能完好地组装为一个整体，上轴与联轴器之间传动时会产生周向位移[6]；如联轴器与下轴的连接存在间隙时，在联轴器与下轴传动扭矩时，联轴器与下轴间也存在发生周向位移的情况。在发生周向位移时，本来仅承受拉力的上/下轴环槽组件，就会发生同时承受拉力和扭矩的现象。当组件瞬间承受全部的扭矩时，组件产生的扭转应力会达到104.95 MPa，超出转轴材料的扭转许用切应力。

3.2 锁环与轴发生轴向角位移时轴的应力状况

图4 泵轴环槽部位轴向局部接触受力

由于联轴器与转轴之间的实际配合为间隙配合(0.10 mm)，转轴存在自身的弯曲度。在旋转过程中，形成上/下轴的环槽边缘轴向受力，如图4所示。当出现该状况时，转轴的的的中心线出现一个夹角θ，此时下轴及轴上转动部件重量和转子旋转时的冲量全部加载在环槽的凸肩部位(A和B处，由于两部位受力状况相同，以下仅对A处进行分析)，转子会承受一个异常的拉力，而环槽部位承受压力。

A处的受力在C段形成一个力矩，受力中心位于环槽的加工倒槽根部，计算该段的静态时的弯曲应力为259 MPa；由于转子转动，在A处冲量作用力产生的应力为28.6 MPa，转轴环槽倒角部位承受的应力为261.4 MPa[7]，远高于正常状态下的轴向拉应力(42.9 MPa)，该应力集中在环槽的根部部位，产生局部应力集中。核算该状态下此处的安全系数仅为1.126，低于一般状态下轴的安全系数最小值(1.3)。

该种状况下，环槽组件承受频繁交变的局部点压力，在环槽加工倒角的根部产生很大的交变弯曲应力，使加工倒角根部极易产生应力集中。由于泵轴环槽组件倒角部位的过渡圆弧较小，在轴径突变的根部会出现局部细微裂纹，交变应力的持续存在使细微裂纹发生持续扩散，进而扩散至整个泵轴的径向方向，最终使泵轴部分发生突发性断裂[8-9]。图3的断裂纹路也与该分析相吻合。

4 凝结水泵上/下轴联轴器连接配合设计建议及处理

为保证凝结水泵轴系的安全可靠运行，需要保证联轴器与上/下轴间的配合有足够的过盈量，避免上/下轴连接段在运行时出现相对的周向位移、径向位移。

4.1 联轴器与转轴设计最小过盈量

首先保证联轴器组件的可靠性。由于联轴器组件起泵轴扭矩传动的主要作用，要保证联轴器与泵轴的可靠过盈配合。根据式(2)，计算出联轴器与泵轴的配合最小过盈量δmin为56 μm。考虑表面加工粗糙度，其有效过盈量为66 μm[10-11]。

(2)

式中：p为配合面的径向压强，MPa；d为配合的公称直径，mm；E1、E2分别为被包容件和包容件材料的弹性模量，MPa；C1、C2分别为被包容件和包容件的刚性系数。

4.2 过盈状态下联轴器与转轴塑性变形的核算

在有效过盈量(传递轴功率为1 863 kW时)的基础上，核算在该过盈量下联轴器、转轴的材质是否会发生塑性变形。选取有效过盈量为79 μm时的核算如下：泵轴不发生塑性变形的校核强度[σs1]=245 MPa，联轴器不发生塑性变形的校核强度[σs2]=106.3 MPa[1]。由式(3)计算得出此状态下联轴器与泵轴的最大径向压强为46.28 MPa，小于泵轴和联轴器的校核强度[σs1]、[σs2]，联轴器与泵轴不会发生塑性变形[1,10]。

(3)

式中：pmax为配合面的最大径向压强，MPa；δmax为最大过盈量，μm。

4.3 轴在设计过盈状态下的受力状况

在联轴器与上/下轴之间的过盈量产生的摩擦力矩超过传动扭矩时，上/下轴的功率及扭矩传动、装配的方式发生变化：

a) 根据式(4)计算得出，在上轴与联轴器之间、联轴器与下轴之间，由过盈连接压强产生的配合面摩擦力F均为256 kN。在F的作用下，上轴将扭矩T(T=Fd/2=14.702 kN·m)转动给联轴器；同样在F的作用下联轴器再将扭矩T传递给下轴，完成泵轴间的扭矩、功率传递。在此工况下，由于过盈连接产生摩擦力的扭矩大于泵最大功率时的扭矩(12.020 kN·m)，泵轴连接部位的其余部件不承受扭矩作用[1,10]。定位键只有在传动扭矩超过摩擦力扭矩时才承受部分过剩的扭矩。

(4)

式中：μ为摩擦系数；l为配合面轴向长度，m。

b) 联轴器与转轴之间不存在相对位移，转轴的环槽部位就不会产生附加的弯曲应力，减少环槽倒角部位受力和应力集中。

c) 泵的最大轴向拉力287kN；过盈连接可以使联轴器与转轴产生轴向力，摩擦力为256kN[10]。过盈配合承担水泵的绝大部分轴向力，环槽承受的拉应力仅为6.25MPa，环槽组件部位的受力状况可根本改善。

d) 装配时，使联轴器与轴存在275.4 ℃的温差，且两者的装配间隙达到0.13mm，就可完全满足装配条件，装配后产生适当的过盈量。

4.4 应用状况

重新装配时，在联轴器与转轴之间过盈的保证前提及装配条件的限制下，选取联轴器与转轴之间配合的有效过盈量为20～30μm。装配后的联轴器与转轴摩擦力为76.8kN，摩擦力扭矩为4.411kN·m。在满负荷、最大出力状态下，定位键承受的剩余扭矩分别为5.311 kN·m、7.610 kN·m，核算定位键的剪切应力为15.88 MPa、22.75 MPa，小于其许用切应力(30 MPa)。联轴器与转轴之间仅有一定的过盈量就可以使轴系的可靠性得到很大的改善，水泵可保持安全运行。

5 结束语

水泵在变速运行状态下的正常变速范围对泵轴扭转应力的增加幅度很小，不会使材料发生变形、裂纹、断裂。

凝结水泵在外筒体、支撑架等其余部件正常情况下，正常运行的泵轴发生断裂情况，主要的因素为：

a) 水泵上/下轴的外径与联轴器的内径连接配合时出现间隙配合，水泵轴系扭矩的传递被部分地分配在定位键和泵轴的加工倒槽部位，转动扭矩最大时使泵轴局部在扭矩传递时超过材料的扭转许用切应力。

b) 联轴器与上/下轴间的配合间隙使轴系在转动时出现轴套、锁环、转轴之间的中心线夹角，泵轴的环槽部位承受弯曲应力，环槽加工倒角根部出现应力集中。由于应力过大，长期运转中使该部位出现细微裂纹，不断存在的扭转应力使裂纹发生扩散现象，直至泵轴发生断裂。

因此，在水泵制造、安装时应注意以下环节：第一，联轴器内径与上/下轴的配合需要一定的过盈量，依靠过盈量产生的径向压力来传递轴系扭矩并承担水泵组件的整个轴向力；第二，对于水泵泵轴加工倒角部位，尽量加大泵轴环槽组件的环槽过渡半径，提高泵轴的安全系数；第三，水泵泵轴设计时应考虑水泵在极端工况下的各轴段可靠性。

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(编辑 霍鹏)

Analysis Shaft Fracture of Condensate Pump in Thermal Power Plant

ZHAO Guoqin, ZHENG Guibo

(Guangdong Yudean Jinghai Power Generation Co., Ltd., Jieyang, Guangdong 515223, China)

In allusion to the problem of sudden shaft fracture of one vertical type constant speed condensate pump in operation, each parts of the damaged pump shaft were measured, torsion stress and tensile stress intensity of the pump shaft were both accounted under various running states of the pump.Therefore, this paper analyzes reasons for fracture of the shaft and considers the main reason is radialclearance coordination between the up and down shafts of pump and the coupling, which causes stress concentration in the chamfering part of pump shaft.Based on analysis for torque transmission, it proposes the fit should be designed for appropriateinterference fit so as to avoid the pump shaft fracture caused by movement of the upper and lower shaft connecting position in the straight direction and the circumferential direction.

torsion; fracture; coordination; strength; stress

2016-04-27

2016-07-01

10.3969/j.issn.1007-290X.2016.11.007

TK264.1+2

B

1007-290X(2016)11-0031-05

赵国钦(1976)，男，河南许昌人。高级工程师，工学学士，从事火电厂技术管理工作。

郑桂波(1966)，男，广东揭阳人。高级工程师，工程硕士，从事火电厂技术管理工作。