主泵電動機(jī)軸頭螺栓斷裂原因分析

胡曉琦， 葛仁超

（海裝沈陽局駐哈爾濱地區(qū)第一代表室，哈爾濱150000）

1 問題的產(chǎn)生

主泵在試驗中系統(tǒng)額定工況運行期間，高速運行電流瞬間呈鋸齒狀上升，達(dá)到電流表顯示滿量程值，持續(xù)時間10 s后電流稍有下降，同時主泵運行間斷出現(xiàn)明顯“嗡嗡”的聲音異常，遂停機(jī)檢查。打開主泵頂蓋,檢查上止推組件無異常,電動機(jī)內(nèi)腔水質(zhì)清澈,轉(zhuǎn)子頂端的軸頭螺栓斷裂，可直接取出，部分?jǐn)嗫跓o明顯塑性變形，局部螺紋損傷。初步判斷轉(zhuǎn)子軸頭螺栓斷裂，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子下沉，葉輪與前密封環(huán)接觸，主泵機(jī)組機(jī)械損耗增大導(dǎo)致運轉(zhuǎn)電流異常增大。根據(jù)現(xiàn)場運行數(shù)據(jù)及電氣檢查情況分析，判斷電動機(jī)電氣部分未受損傷。經(jīng)過對主泵及電動機(jī)進(jìn)行拆解檢查后，發(fā)現(xiàn)主泵部分前密封環(huán)無法正常拆下，判斷前密封環(huán)與葉輪卡阻，印證了前面關(guān)于“前密封環(huán)與葉輪接觸導(dǎo)致機(jī)械損耗增大，進(jìn)而導(dǎo)致主泵電流大”的判斷。電動機(jī)部分拆下頂蓋和上軸承裝配（包括上止推軸承裝配、下止推軸承裝配、輔葉輪、推力盤），零部件表觀均未見異常。由于螺栓斷裂后失去了螺栓頭的限位，殘留部分預(yù)緊力變?yōu)榱悖士奢p松旋出殘留在轉(zhuǎn)子軸中心孔內(nèi)的部分螺栓（見圖1和圖2）。螺栓斷裂部位是在旋合的第一圈和第二圈之間，旋合的第一圈部分受損（圖1、圖2中白色圈中可以看到受拉造成的損傷）。

2 原因分析

2.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計分析

主泵是一種高溫、高壓立式屏蔽電泵，由屏蔽電動機(jī)和泵組成，電動機(jī)在上，泵在下，泵體和電動機(jī)下法蘭用主螺栓、主螺母和雙錐密封連接成一個整體，電動機(jī)轉(zhuǎn)子所在腔與泵腔相通，承受壓力，能保證工作介質(zhì)不泄漏。為防止工作介質(zhì)腐蝕浸害定轉(zhuǎn)子及防止工作介質(zhì)受污染，在定子鐵心內(nèi)表面和轉(zhuǎn)子鐵心外表面各包覆不銹鋼屏蔽套。為阻擋泵端的熱量傳向電動機(jī)，在泵與電動機(jī)之間設(shè)有隔熱屏。

為了簡化主泵拆裝過程，將輔葉輪布置在電動機(jī)上部，與推力盤進(jìn)行一體設(shè)計。同時，為了提高輔葉輪的效率，保證輔葉輪入口流場順暢，輔葉輪采用懸臂式設(shè)計，輔葉輪、推力盤與軸之間采用臺肩軸向定位，輔葉輪、推力盤與軸之間用鍵徑向固定，用軸頭螺栓軸向聯(lián)接，此種結(jié)構(gòu)為固定葉輪的常用結(jié)構(gòu)，在軸頭螺栓和輔葉輪之間設(shè)有止動墊片。為了防止電泵運行后軸頭螺栓由于溫度升高松動，軸頭螺栓采用熱膨脹系數(shù)小的馬氏體不銹鋼材質(zhì)。這種結(jié)構(gòu)是屏蔽電泵葉輪固定的典型結(jié)構(gòu)，在工程上廣泛應(yīng)用，而且經(jīng)過長時間的運行驗證，說明這種結(jié)構(gòu)設(shè)計是比較合理的。輔葉輪和推力盤與軸連接結(jié)構(gòu)見圖3。

圖1 螺栓斷面斜視圖

圖2 螺栓斷面俯視圖

圖3 輔葉輪和推力盤與軸連接結(jié)構(gòu)

2.2 受力分析

2.2.1 預(yù)緊力

轉(zhuǎn)子裝配中對軸頭螺栓的預(yù)緊力沒有規(guī)定，工藝操作指導(dǎo)文件中規(guī)定預(yù)緊力施加的方式是采用專用扳手聯(lián)接套筒預(yù)緊，按工藝文件要求由操作者站姿施加手肘力預(yù)緊。根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊[1]計算軸頭螺栓的擰緊力矩為65～90 N·m。因原設(shè)計中未明確要求擰緊力矩，存在螺栓預(yù)緊力不夠?qū)е螺p微松動的可能。

2.2.2 軸向力

根據(jù)多年來大量泵組制造經(jīng)驗，認(rèn)為產(chǎn)品涉及到軸向力的零部件全部采用數(shù)控加工，加工偏差對軸向力影響很小，產(chǎn)品技術(shù)狀態(tài)按工程樣機(jī)固化后，不對產(chǎn)品進(jìn)行軸向力測試。

2.2.3 結(jié)構(gòu)熱應(yīng)力

推力盤、輔葉輪、轉(zhuǎn)子軸、軸頭螺栓材質(zhì)不同，不同材料的熱膨脹系數(shù)不同會產(chǎn)生結(jié)構(gòu)熱應(yīng)力。根據(jù)材料的熱膨脹系數(shù)[2]，經(jīng)專業(yè)機(jī)構(gòu)計算，軸頭螺栓受熱應(yīng)力為29.7986 kN。

2.2.4 螺栓應(yīng)力校核

由專業(yè)機(jī)構(gòu)對軸頭螺栓強(qiáng)度進(jìn)行計算[3]，考慮螺栓在各種工況和載荷下的應(yīng)力情況，強(qiáng)度計算結(jié)果滿足要求。但軸頭螺栓設(shè)計的旋合長度屬于中等旋合長度中的下限，通常不銹鋼螺栓連接旋合長度的選擇要大于1倍螺栓直徑，應(yīng)適當(dāng)加大旋合長度。

3 機(jī)理分析

3.1 綜合性能分析

委托材料檢測機(jī)構(gòu)，對螺栓的化學(xué)成分、硬度、金相等進(jìn)行檢測。斷裂件螺栓Ni元素含量處于合格范圍的偏低水平，S元素含量偏高，H元素含量無異常。表層至心部硬度梯度較均勻，硬度值遠(yuǎn)高于樣機(jī)件螺栓的硬度值。螺栓綜合性能低于樣機(jī)件，硬度偏高及沖擊值偏低會使螺栓脆性增加。低倍組織沒有差異。斷裂件鐵素體含量高于樣機(jī)件，組織中回火馬氏體的脆性高于樣機(jī)件的回火屈氏體+回火索氏體，綜合組織性能低于樣機(jī)件。

3.2 斷口形貌分析

斷裂螺栓斷口宏觀形貌顯示，斷口主斷面垂直于螺栓軸向，斷裂起源于螺紋根部，斷裂為多源起裂；在斷口上可觀察到應(yīng)力臺階；裂紋擴(kuò)展區(qū)面積較大，擴(kuò)展區(qū)斷口上有撕裂棱存在；斷口粗糙區(qū)為最終斷裂區(qū)，斷口顯示疲勞斷裂特征。斷口微觀形貌顯示，斷裂起源于螺紋根部，為多源起裂（其中一斷口20～500倍二次電子像，見圖4～圖9）；擴(kuò)展區(qū)斷口上可觀察到疲勞輝紋，顯示疲勞開裂特征；最終斷裂區(qū)形貌為沿晶及韌窩斷口。

樣機(jī)件齒根表面形貌（粗糙度）優(yōu)于斷裂件（見圖8～圖9），可能與樣機(jī)件硬度低于斷裂件有關(guān)。

圖4 斷口20倍二次電子像

圖5 斷口100倍二次電子像

圖6 斷口500倍二次電子像

圖7 斷口側(cè)面500倍二次電子像

圖8 斷裂件齒根表面形貌

圖9 樣機(jī)件齒根表面形貌

3.3 疲勞分析

對主泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析的目的是求解主泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在不同轉(zhuǎn)速下的臨界轉(zhuǎn)速，進(jìn)而判斷轉(zhuǎn)子系統(tǒng)是否在共振區(qū)或近共振區(qū)工作；如主泵轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在共振區(qū)或近共振區(qū)工作，則在軸頭螺栓疲勞應(yīng)力分析時，必須考慮動力效應(yīng)；否則，只需建立轉(zhuǎn)子系統(tǒng)靜態(tài)模型，對于交變載荷可以按靜力學(xué)方法求解疲勞應(yīng)力。計算得到主泵轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)小于轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的第一階臨界轉(zhuǎn)速，因此在對軸頭螺栓疲勞應(yīng)力分析時，建立轉(zhuǎn)子系統(tǒng)靜態(tài)模型，對于交變載荷可以按靜力學(xué)方法求解疲勞應(yīng)力。根據(jù)主泵電動機(jī)結(jié)構(gòu)、推力軸承和上下導(dǎo)軸承的約束建立了有限元模型，對在電動機(jī)高速工況下的軸頭螺栓進(jìn)行疲勞分析[4]。有限元模型包括軸頭螺栓、輔葉輪、推力盤、電動機(jī)轉(zhuǎn)子部件等。將重力、推力軸承支反力，水的動反力軸向、輔葉輪+推力盤的剩余不平衡力（離心力）、電動機(jī)轉(zhuǎn)子部件的剩余不平衡力（離心力）、單邊磁拉力、上下導(dǎo)軸承支反力、輔葉輪和推力盤的陀螺力矩、電動機(jī)轉(zhuǎn)子部件的陀螺力矩等作為動載荷。

在疲勞分析中采用了不包括螺紋的光桿模型模擬軸頭螺栓。有限元計算雖然對螺栓結(jié)構(gòu)進(jìn)行了一定的簡化，但是與常規(guī)的疲勞強(qiáng)度校核相比，更好地考慮了結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)、受力狀態(tài)等，所以沒有使用應(yīng)力集中系數(shù)對應(yīng)力結(jié)果進(jìn)行修正；而采用了疲勞強(qiáng)度減弱系數(shù)對疲勞極限進(jìn)行了修正。在用有限元或理論方法進(jìn)行螺栓螺紋疲勞分析時，由于很難模擬螺紋的實際結(jié)構(gòu)和螺紋的真實連接狀態(tài)，通常采用不包括螺紋的光桿模型進(jìn)行模擬計算，通過疲勞強(qiáng)度減弱系數(shù)或應(yīng)力集中系數(shù)來考慮螺紋的局部不連續(xù)效應(yīng)，對計算結(jié)果進(jìn)行修正。

軸頭螺栓的有限元疲勞分析表明，軸頭螺栓應(yīng)力峰值未超過其材料的無限壽命的疲勞強(qiáng)度，理論上不會對軸頭螺栓產(chǎn)生疲勞損傷，軸頭螺栓可滿足機(jī)組壽命要求。根據(jù)疲勞強(qiáng)度理論，軸頭螺栓不會發(fā)生疲勞斷裂的危險。

4 結(jié) 論

1）經(jīng)計算，螺栓應(yīng)力峰值未超過其材料壽命的疲勞強(qiáng)度，不會對軸頭螺栓產(chǎn)生疲勞損傷。

2）主泵電動機(jī)軸頭螺栓斷裂的原因是螺栓表面出現(xiàn)斷裂源。以下兩點是導(dǎo)致斷裂源出現(xiàn)的誘因：一是螺栓的螺紋采用車削加工，表面精度要求偏低，有明顯的加工刀痕；二是主泵電動機(jī)軸頭螺栓較樣機(jī)硬度偏高、Ni含量低、斷后伸長率和沖擊值低，硬度偏高及沖擊值低會使螺栓脆性增加，鐵素體含量高于樣機(jī)件，綜合組織性能低于樣機(jī)件。