紀(jì)烈鵬

（中國石化天津分公司熱電部，天津 300271）

1 故障現(xiàn)象

某電站#10 鍋爐給水泵為全抽芯包式高壓定速給水泵，型號為135SB Ⅱ-JA 型。為適應(yīng)母管制系統(tǒng)生產(chǎn)調(diào)整的需要和節(jié)能目的，將該給水泵加裝液力調(diào)速偶合器（型號為YOTFC580），改造為調(diào)速型給水泵，并投入連續(xù)生產(chǎn)運行。兩個多月后，運行中的#10調(diào)速給水泵突然失壓，由16 MPa突降至0，并迅速自動聯(lián)鎖啟動備用給水泵。

隨后安排對該泵進行了檢查，分別盤動電機側(cè)和泵側(cè)聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動均正常、無偏重現(xiàn)象。檢查各聯(lián)鎖接點無異常。啟動偶合器輔助油泵和給水泵潤滑油泵，檢查運行參數(shù)正常后，試啟動#10 給水泵。檢測電機各項指標(biāo)均正常，轉(zhuǎn)向正確、振動狀態(tài)合格。檢查偶合器油位符合要求，然后現(xiàn)場調(diào)整偶合器勺管進行升速，發(fā)現(xiàn)在整個升速調(diào)整過程中輸出轉(zhuǎn)速始終為零，因此判斷偶合器發(fā)生故障。

2 故障原因分析

2.1 偶合器工作原理

YOTFC型偶合器相當(dāng)于離心泵泵輪和渦輪的各一半相對組合，兩者之間無機械聯(lián)系（保持一定的間隙）。在工作狀態(tài)下，給水泵電機的動力帶動與之相連接的偶合器泵輪，泵輪旋轉(zhuǎn)將與之相對配合的渦輪間的工作液的動能和壓能傳遞并轉(zhuǎn)換成渦輪的機械能，從而實現(xiàn)能量的柔性傳遞，使渦輪帶動給水泵軸旋轉(zhuǎn)。

由于泵輪與轉(zhuǎn)動外殼相連，因此運轉(zhuǎn)時外殼腔中的油隨轉(zhuǎn)動外殼一起以與泵輪相同的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，這樣可以通過改變外殼腔中勺管的位置來控制腔內(nèi)工作液油環(huán)的厚度，即改變工作腔中的油量，就可以在電機轉(zhuǎn)速不變的條件下實現(xiàn)工作機（給水泵）的無級調(diào)速。

偶合器中的工作油液是由固定在偶合器箱體前端垂直面上的主油泵將油箱內(nèi)的油經(jīng)冷卻器冷卻后返回來供給偶合器，并且供給偶合器各軸承潤滑用油（偶合器剛開始啟動時由系統(tǒng)中的輔助油泵供油，正常運行時主油泵供油，輔助油泵退出）。運行中主油泵的工作動力則是通過一對相嚙合的齒輪副傳遞過來的偶合器主傳動軸上的動力，保持主油泵正常運轉(zhuǎn)。偶合器結(jié)構(gòu)和工作系統(tǒng)分別見圖1和2。

2.2 偶合器揭蓋檢查情況

圖1 偶合器結(jié)構(gòu)

圖2 偶合器工作系統(tǒng)

拆卸偶合器上蓋檢查，發(fā)現(xiàn)：1）主軸傳動嚙合齒輪副磨損。該對齒輪為正齒輪副，齒側(cè)嚙合面均磨出約1 mm厚的帶狀缺損，未出現(xiàn)點蝕情況；2）從動齒輪輸出端軸套內(nèi)孔鍵槽與相配合的主油泵軸上鍵槽均被拉豁，已滾鍵，并呈剪切狀碎裂，碾壓有不少碎屑，造成傳動力失效；3）滾珠軸承花籃碎裂；4）傳動齒輪副的從動輪軸端鎖母脫落，鎖母防松墊片防松齒斷裂。主油泵（齒輪泵）為一對斜齒輪組，除軸頭鍵槽拉豁外，其余檢查正常。

2.3 原因分析

該類偶合器的工作油液是由主軸通過傳動齒輪副傳遞動力給主油泵，主油泵將油箱內(nèi)的工作油經(jīng)過冷卻器冷卻后輸送至偶合器泵輪和渦輪之間來傳遞轉(zhuǎn)矩，從而產(chǎn)生偶合動力的傳導(dǎo)并調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)速（功率）。當(dāng)主油泵的泵軸滾鍵后，傳動失效，致使偶合器泵輪和渦輪腔內(nèi)失去工作動力油的供給，導(dǎo)致偶合器工作動力傳遞失效。故該次故障不是偶合器核心部分泵輪渦輪的問題，而是一個動力傳遞失效的問題。

2.3.1 偶合器主油泵傳動設(shè)計不合理

偶合器供給主油泵的動力由一對直齒嚙合的齒輪副完成，嚙合比為2∶1，小齒輪軸獲得的轉(zhuǎn)速為1 450 rpm，即主油泵的轉(zhuǎn)速為1 450 rpm。主油泵為齒輪泵（斜齒），排量為500 mL/r，排出壓力為2.5 MPa，根據(jù)公式（1）計算可得主油泵的有效功率PT為29.61 kW。

式中：PT—泵的有效功率，kW；Q—泵流量，m3/min；H—泵總揚程，m H2O；γ—液體介質(zhì)的比重，㎏/m3。

由式（2）可得泵軸上的扭轉(zhuǎn)力矩為194.93 N·m，該值為泵正常工作時產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)力矩。

式中：P—水泵軸功率，kW；M—泵軸上的扭轉(zhuǎn)力矩，kg·m；n—水泵轉(zhuǎn)速，rpm。

從動齒輪傳動軸與主油泵連接件為圓頭平鍵連接。圖3 為從動齒輪的軸套用平鍵與泵軸聯(lián)接處的截面受力分析。

該處設(shè)計齒輪泵軸的直徑d 為32 mm，鍵的尺寸（l×b×h）為40×10×8。

那么主油泵軸上的鍵所能承受的扭矩為：

TJ＝kLd[δ]p/2000

圖3 鍵與泵軸聯(lián)接處截面受力分析

式中：TJ—扭矩，N·m；k—鍵與輪轂配合高度，mm；L—鍵的工作長度，mm；[δ]p—許用擠壓應(yīng)力，MPa。

假定該傳動過程中持續(xù)受到輕微沖擊載荷，查表選取[δ]p為100，可求得TJ為168 N·m 。

顯然，通過以上計算可知，該鍵所能夠傳遞的扭矩不能夠滿足該主油泵正常工作時的需要，發(fā)生滾鍵或傳動鍵遭受破壞是必然的。

2.3.2 傳動中存在沖擊載荷

如果說設(shè)計傳動力矩過小的話，那么另一個原因就是在傳動過程中附加了一個沖擊載荷。這個沖擊載荷的存在或?qū)е铝碎L期運行時齒輪副及支撐套以及滾珠軸承的疲勞損壞。那么，沖擊載荷是如何產(chǎn)生的呢？

1）軸承箱座為鋼板焊接結(jié)構(gòu)

這種鋼板焊接結(jié)構(gòu)在焊接成型后，如果在出廠前沒有進行充分的回火熱處理來穩(wěn)定結(jié)構(gòu)尺寸就進行尺寸加工（如軸承座），那設(shè)備出廠后在長期運行中就會發(fā)生應(yīng)力釋放，使應(yīng)力集中點處發(fā)生較為明顯的變形，這樣就導(dǎo)致了軸承座與軸間的平行度變差，超出制造標(biāo)準(zhǔn)。運行中軸承座承受來自嚙合齒輪付的扭矩時，由于是焊接結(jié)構(gòu)，且主油泵兩軸承間距離較短、軸承座自身剛度較差等原因?qū)е碌挚古ぞ仄珨[的能力較差。在運行中，由于剛度不足等因素便產(chǎn)生了垂直支持力之外的其他方向的分力，經(jīng)過長期運行軸承座內(nèi)腔就會產(chǎn)生磨損，軸承座發(fā)生彈性甚至塑性變形等故障。因此，在長期交變應(yīng)力載荷的作用下，內(nèi)腔磨損增大，疲勞變形幅度增大，導(dǎo)致沖擊載荷加劇、噪音越來越大，直至軸承及傳動鍵損壞，發(fā)生傳動失效現(xiàn)象。

2）齒輪軸套剛度較差

齒輪傳動套為中空的管狀結(jié)構(gòu)，在高強度的傳動過程中，極易發(fā)生扭轉(zhuǎn)和彎曲變形，交變應(yīng)力的產(chǎn)生，導(dǎo)致齒輪嚙合狀態(tài)變差，齒輪套端部的齒輪鎖母防松墊片在持續(xù)受到交變沖擊的狀態(tài)下咬合齒最終折斷，鎖母松脫脫落，噪音、振動變大。

3）軸承類型選用不當(dāng)

該偶合器選用的主油泵傳動軸承為兩盤徑向球軸承，由于上述沖擊載荷的存在，軸承不能滿足運行條件，不能承受運行中產(chǎn)生的軸向分力。故在偶合器連續(xù)運行中，軸承壽命縮短，運行狀態(tài)逐漸劣化，導(dǎo)致沖擊載荷逐漸加劇。因此，建議選用兩盤圓錐滾子軸承替代。

4）齒輪副中心線不平行

軸承座的變形或軸承的破壞，導(dǎo)致齒輪副兩齒輪軸中心線不平行，嚙合齒長接觸面減小，嚙合狀態(tài)變差，發(fā)出撞擊噪聲，長期連續(xù)運行導(dǎo)致齒側(cè)磨損加劇，使沖擊載荷增加。

2.3.3 齒輪副缺少專門的潤滑點

機械傳動齒輪副的設(shè)計應(yīng)有必要的潤滑點，但檢查該齒輪副嚙合位置未布置潤滑點，因此造成齒輪磨損、嚙合不良、噪聲增大、發(fā)熱冒煙等現(xiàn)象。

一般加裝潤滑點需考慮以下3種方式：

1）油浴式。即需潤滑的旋轉(zhuǎn)部件下部一定高度部分浸潤在油位下，運行中連續(xù)帶起潤滑油液保持摩擦接觸點潤滑用油的需要。對于該偶合器，觀察正常的油位與齒輪下部之間仍有一定的距離，且偶合器正常運行時對油箱油位的高度有限制，高度不能超過上限，因此該方式不滿足潤滑條件，不可能采取油浴式潤滑。

2）點滴式潤滑。點滴式潤滑是在潤滑點上部加裝專門的淋油嘴來供給該潤滑點用油需要。觀察該偶合器的齒輪副嚙合接觸點，需要從內(nèi)部壓力潤滑油管引過來，適合在該嚙合齒輪副上端加裝一個淋油嘴，進行點滴式潤滑。但該方式也存在一定風(fēng)險，就是有可能降低軸承潤滑母管的壓力，造成該油管原供油點供油量不足的情況，所以制作中需要控制淋油嘴的淋油量，合理分配各潤滑點的油量是該潤滑方式的關(guān)鍵。

3）油霧式潤滑。油霧式潤滑是在運行時利用原油箱內(nèi)霧化的油環(huán)境進行自然潤滑。這種潤滑方式需要特定的油霧形成環(huán)境，并且需潤滑點的接觸載荷不大的情況。但在大扭矩的動力傳輸中，采用此種方式的潤滑效果是不可靠的。

以上潤滑方式的分析表明，引起齒輪副磨損的原因是該點摩擦副缺少潤滑或齒輪副工作中潤滑油量較少。缺油導(dǎo)致摩擦加劇，產(chǎn)生磨損。故該處嚙合點應(yīng)采取點滴式潤滑比較合適，需設(shè)計專門的潤滑淋油點。

3 處理措施

綜上分析，對于該型調(diào)速偶合器應(yīng)采取以下措施進行改造：

1）更換已磨損的齒輪副、軸承套，改進軸承等備件，按廠家要求測量調(diào)準(zhǔn)傳動齒輪副的嚙合間隙。

2）修復(fù)鍵槽、配鍵。修整原損壞鍵槽，鍵槽長度不變，寬度由10 mm加大為12 mm；另外，在該鍵槽對側(cè)180°對稱位置加開一個與原鍵槽尺寸相同的鍵槽；雙側(cè)鍵槽配鍵回裝。此時，采用雙鍵傳遞扭矩為單鍵傳遞扭矩的1.5 倍，根據(jù)計算，此時能傳遞的扭矩為252 N·m，完全能滿足在輕載荷沖擊條件下扭矩傳遞的要求，并且也具有較高的扭矩傳遞安全系數(shù)。

3）加裝齒輪副潤滑點，采用點滴式潤滑。維修中用一根小銅管在偶合器潤滑油母管上引一路至該齒輪副，對準(zhǔn)嚙合點并將頭部拍扁做成油嘴。注意控制好潤滑流量，既要保證潤滑效果，又不影響偶合器其他軸承的用油量。

4）建議對主油泵傳動軸承座再焊接一組加強筋（四個方向）進行加固，條件允許的情況下進行回火處理，充分釋放應(yīng)力后再按圖紙尺寸進行機加工，找正主油泵軸與主軸的平行度。

5）進行徹底改造。該次故障究其最根本原因是由于設(shè)計不合理。鑒于以上分析，該偶合器的內(nèi)置式主油泵在內(nèi)置方式上也存在重大缺陷，方法上可以采取軸承箱內(nèi)部底座式主油泵來增強支撐剛度和傳動穩(wěn)定性，或改造為外置式主油泵（外加動力，一用一備）更為穩(wěn)妥。該方案為備選方案，待以后進行論證，并在具備改造條件后立項實施。

4 結(jié)論

經(jīng)過分析和檢修，逐一排除了該型調(diào)速偶合器存在的缺陷，使之能夠正常穩(wěn)定投入運行。同時，為徹底消除隱患制定了指導(dǎo)性方案，以期日后條件具備時進行改造實施。設(shè)備制造時一定要深入研究其結(jié)構(gòu)機理，完善制造工藝，使用時精心維護，檢修時要認(rèn)真分析原因，對癥下藥才能從根本上解決缺陷問題，保障設(shè)備的正常運行。