某恒力吊架彈簧連桿斷裂原因分析

(1. 華電電力科學(xué)研究院有限公司, 杭州 310030；2. 湖南華電平江發(fā)電有限公司, 岳陽 414000)

恒力吊架作為管道支承系統(tǒng)的一個重要組成部分，主要用來承載管道自身質(zhì)量，其良好的工作狀態(tài)有助于改善管系一次應(yīng)力水平。目前恒力吊架大多采用4連桿彈簧式結(jié)構(gòu)，導(dǎo)致吊架內(nèi)部組件較多，而各個組件設(shè)計選型不當造成吊架失效的可能性也隨之增大[1-2]。此外，恒力吊架內(nèi)部存在多個運動副，而受機械加工精度的不同、零部件裝配的需要及構(gòu)件在使用過程中的磨損等因素的影響，導(dǎo)致運動副中不可避免地出現(xiàn)間隙[3]。近年來，國內(nèi)外學(xué)者對含間隙運動機構(gòu)的動態(tài)特性進行了大量的研究[4]，而對靜態(tài)力學(xué)的分析相對較少。

筆者以某電廠儲水罐至361閥疏水管間一組恒力吊架彈簧連桿斷裂事故為例，采用強度計算和有限元分析等方法，對彈簧連桿斷裂原因進行了分析，并探討了間隙對低速運動工況下構(gòu)件運動副靜態(tài)力學(xué)特性的影響，為恒力吊架的優(yōu)化設(shè)計提供參考。

1 理化檢驗

1.1 宏觀分析

某電廠600 MW超臨界機組日常巡檢時，發(fā)現(xiàn)儲水罐至361閥疏水管間水平段的一組單拉桿恒力吊架尾部彈簧罩筒內(nèi)零部件缺失，并在故障吊架附近的汽機房頂發(fā)現(xiàn)兩組彈簧和一個帶連桿的后壓蓋。對脫落的吊架組件進行宏觀分析，初步判斷該起事故由彈簧連桿與載荷調(diào)節(jié)螺栓相連接的一側(cè)發(fā)生斷裂所致，斷裂位置位于連桿圓孔處，如圖1所示。

圖1 彈簧連桿斷裂位置示意圖Fig.1 Diagram of fracture position of the spring linkage

1.2 彈簧連桿承載載荷計算

圖2 恒力吊架結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Structural diagram of constant force hanger

恒力吊架結(jié)構(gòu)如圖2所示，4連桿彈簧式恒力吊架尾部罩筒內(nèi)彈簧連桿由BC和CD兩部分組成。由圖1可知，發(fā)生斷裂的部件為連桿BC，故需要對連桿BC的受力狀態(tài)進行分析。

由恒力吊架的工作原理可知，吊架工作時，連桿CD僅作平移運動，連桿BC在恒力吊架回轉(zhuǎn)框架的作用下作平移運動和轉(zhuǎn)動[5]。當?shù)鯒U(A點)隨管道向下運動時，連桿CD向左運動，與連桿CD相連的后壓蓋向左壓縮尾部彈簧。當后壓蓋位于初始位置D點時，彈簧壓縮量最小，此時連桿BC受到的拉力最小；運動到終點位置D′點時，彈簧壓縮量最大，連桿BC受到的拉力達到最大值。

根據(jù)力矩平衡原理可推導(dǎo)出吊架尾部彈簧拉力的計算式

(1)

進而可推導(dǎo)出連桿BC承受拉力的計算式

(2)

式中：Ft為吊架尾部彈簧拉力；F0為吊桿承載拉力；Fg為連桿BC受到的拉力；lOA為連桿OA有效長度；lOB為連桿OB有效長度；θ為吊桿與連桿OA的夾角；α為連桿BC與水平方向的夾角；β為連桿OB與垂直方向的夾角。

其中，F(xiàn)0為吊桿承載拉力，即吊點設(shè)計載荷，對于結(jié)構(gòu)尺寸已確定的吊架，連桿OA，OB的有效長度為定值，θ，α，β分別取吊桿(A點)位于最高點(初始位置)和最低點(終點位置)兩種狀態(tài)下數(shù)據(jù)。后壓蓋位于初始位置D點時，連桿BC受到的拉力Fg最小，由式(2)可求得Fg為38 600 N；后壓蓋位于終點位置D′點時，連桿BC受到的拉力Fg最大，為63 460 N。由此可知，當?shù)跫茈S管道正常運行時，連桿BC承載載荷隨位移增大而逐漸增大，在恒力吊架有效行程范圍內(nèi)，連桿BC承受的拉力變化為38 600～63 460 N。

1.3 彈簧連桿應(yīng)力分布

采用有限元分析軟件，對斷裂連桿的工作狀態(tài)進行數(shù)值仿真模擬，彈簧連桿相關(guān)尺寸如圖3所示。根據(jù)故障恒力吊架的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，尾部罩筒內(nèi)彈簧連桿共設(shè)置有兩根，取一根建立有限元分析模型。邊界條件設(shè)置如下：不考慮彈簧連桿兩側(cè)銷軸與孔的間隙，不考慮銷軸自身變形，C側(cè)銷軸固定，B側(cè)銷軸軸心位置施加水平向拉力31 730 N，即恒力吊架有效行程范圍內(nèi)連桿BC承受最大拉力值的1/2。連桿材料為Q235鋼，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3。

圖3 彈簧連桿外形尺寸Fig.3 Dimensions of the spring linkage

計算結(jié)果如圖4所示，可見應(yīng)力最大點出現(xiàn)在連桿兩側(cè)圓孔內(nèi)壁豎直方向的最高點和最低點靠近內(nèi)側(cè)區(qū)域，且該區(qū)域存在一定的應(yīng)力集中現(xiàn)象。此外，最大Mises應(yīng)力達到212 MPa，接近材料屈服極限235 MPa。一般工程應(yīng)用中，Q235鋼的許用應(yīng)力取113 MPa，連桿兩側(cè)軸孔局部區(qū)域應(yīng)力超過了所選材料的許用應(yīng)力。連桿斷裂位置應(yīng)出現(xiàn)在應(yīng)力最大處，與現(xiàn)場觀察到的情況不符，表明邊界條件設(shè)置與實際有偏差，需要進一步分析。

圖4 彈簧連桿應(yīng)力云圖Fig.4 The stress nephogram of the spring linkage

2 分析與討論

在實際應(yīng)用中，由于制造誤差、裝配需要及零件磨損等因素的影響，相鄰連桿之間構(gòu)成的運動副不可避免地會存在一定間隙。在外力作用下，間隙的存在會造成構(gòu)成運動副的銷軸與軸套之間產(chǎn)生偏心距，導(dǎo)致軸套受力狀況發(fā)生改變。故在前文基礎(chǔ)上，結(jié)合現(xiàn)場實際情況設(shè)置運動副間隙為0.5 mm，對連桿B側(cè)(斷裂位置)應(yīng)力狀況進行分析。

當施加載荷增加到19 038 N(拉桿載荷的60%)時，連桿B側(cè)N區(qū)域圓環(huán)內(nèi)壁和外壁均達到材料的屈服極限，如圖5所示，且孔內(nèi)壁開始出現(xiàn)塑性變形，如圖6所示。隨著載荷的增大，N區(qū)域應(yīng)力超過材料屈服極限，在連桿縮頸處應(yīng)力也開始增大，并逐漸達到甚至超過材料屈服極限，如圖7所示。

圖5 加載60%連桿應(yīng)力云圖Fig.5 The stress nephogram of the spring linkage under load 60%

圖6 加載60%連桿塑性變形圖Fig.6 The plastic deformation map of the spring linkage under load 60%

圖7 不同軸孔間隙下連桿B側(cè)應(yīng)力云圖Fig.7 Stress nephogram of the linkage side B under different shaft clearance: a) shaft clearance is 0; b) shaft clearance is 0.5 mm

圖7為不同軸孔間隙下連桿B側(cè)的應(yīng)力云圖，可見在相同拉力作用下，當運動副存在間隙時，最大Mises應(yīng)力呈增加趨勢，達到241 MPa，超過材料屈服極限。此外有間隙時應(yīng)力集中現(xiàn)象更為明顯，尤其在圓孔右側(cè)端部位置。

此外，隨著機組的啟停，單根連桿承載載荷在19 300～31 730 N循環(huán)變化，符合長周期交變載荷特征。而在交變應(yīng)力長期作用下，構(gòu)件中存在應(yīng)力集中的部位最容易受到疲勞損傷而萌生出疲勞裂紋，從而導(dǎo)致構(gòu)件發(fā)生疲勞破壞[6-7]。而連桿右側(cè)圓環(huán)端部位置應(yīng)力集中現(xiàn)象最為明顯，此處最容易發(fā)生斷裂，與現(xiàn)場情況基本相符。

3 結(jié)論及建議

對彈簧連桿在運行條件下的受力狀態(tài)進行仿真分析，發(fā)現(xiàn)連桿右側(cè)圓環(huán)端部區(qū)域應(yīng)力超過了材料屈服極限并出現(xiàn)了應(yīng)力集中現(xiàn)象，強度不足是導(dǎo)致彈簧連桿斷裂的主要原因。此外，恒力吊架內(nèi)部構(gòu)件形成了多個運動副，在長期運行過程中，運動副不可避免地會產(chǎn)生間隙，導(dǎo)致運動副的靜態(tài)力學(xué)特性發(fā)生變化并大大降低構(gòu)件的承載能力。

建議對運行時間超過8×104h的其他管道組織開展支吊架檢查工作，重點檢查支吊架功能件的

工作狀態(tài)，避免由于零部件損壞導(dǎo)致支吊架整體失效事故的發(fā)生。