離心式壓縮機組半聯軸節裝配數據核算與安裝要點

石寬寬，藍 天

（海洋石油富島有限公司，海南東方 572600）

0 引言

在離心式壓縮機組檢修過程中，半聯軸節的拆裝一直是一個重要的環節。半聯軸節與軸之間通常采用過盈配合連接，依靠配合件裝配以后的過盈量達到緊固連接，裝配后由于材料的彈性變形，使配合面之間產生壓力，因此在工作時配合面間具有相當的連接摩擦力來傳遞扭緊力矩或軸向力，同時配合面具有一定的錐度（圖1）。采用液壓裝配的方法，可以實現半聯軸節的多次拆裝。

圖1 離心式壓縮機聯軸節結構

檢修時為了安裝過盈配合的半聯軸節，離心式壓縮機組需要同時使用兩臺油泵，一臺低壓油泵、一臺高壓油泵（高壓油泵出口壓力需要大于200 MPa）。高壓油泵通過接頭與軸頭進油孔相連，其輸出的高壓油經過軸頭上的流道進入半聯軸節與軸表面之間，在高壓油的壓力作用下，半聯軸節膨脹、內徑變大，再通過安裝在軸頭螺紋上、與低壓油泵相連的推進器推上帶錐度的軸頸表面，實現半聯軸節的裝配（圖2）。在整個裝配過程中，低壓油泵和高壓油泵需要分多次升壓，每次升壓后均需保壓10 min左右，然后才能進行下一次的升壓，并且還需要使用百分表和深度尺共同測量半聯軸節的推進量。拆卸半聯軸節時，應保證推進器與半聯軸節之間的間隙大于半聯軸節的推進量，然后升高高壓油泵壓力、使膨脹壓略大于安裝時的壓力，半聯軸節即可從軸頸上拆下。

圖2 半聯軸節拆裝示意

1 現場檢修中關于半聯軸節安裝的問題

在設備檢修時，經常有人認為半聯軸節回裝時的推進量不能小于上次回裝時的推進量，因為半聯軸節經過長時間的工作后，內孔很可能會變大，如果回裝不到原來的位置，半聯軸節在運行過程中可能抱緊力不夠（即配合面徑向壓力不夠），便會發生松動現象。但是半聯軸節回裝時很難剛好回裝到檢修前的位置，所以每次回裝都會較上次檢修時推進量更大，長此以往半聯軸節安裝、拆卸的高壓油泵壓力也就越來越高，拆裝的難度、操作的危險性也隨之增加。

2 半聯軸節安裝強度核算

2.1 配合面間所需的徑向壓力P

當半聯軸節傳遞軸向力F 時，應保證連接在此載荷作用下不產生軸向滑動，即當配合面徑向壓力為P 時，在外載荷F 作用下，配合面上所能產生的軸向摩擦阻力Ff應不小于外載荷F。

離心式壓縮機組半聯軸節與軸配合面具有一定錐度，裝配后半聯軸節通過軸頭鎖母固定在軸上，為避免鎖母在離心式壓縮機運行過程中出現松動，鎖母上加工有頂絲，起到放松作用，使半聯軸節和軸在工作時不會發生相對位移。此外，為平衡設備運行過程中產生的軸向力，用于驅動離心式壓縮機的汽輪機常采用平衡孔、平衡盤、止推瓦平衡軸向力，離心式壓縮機則采用對稱布置葉輪、平衡盤、止推軸承平衡軸向力，通過一系列措施，轉子運行產生的軸向力基本上被平衡掉了，因轉子位移、聯軸節預拉伸產生的軸向力通過轉子上的聯軸節膜片變形也會被抵消，基本上不會影響半聯軸節。因此，半聯軸節與軸配合面承受的軸向力載荷很小，可以忽略不計，即

其中，Ff為配合面軸向摩擦阻力；d 為配合面公稱直徑（計算時忽略實際配合面錐度的影響，按照圓柱表面計算）；l 為配合面軸向長度；P 為配合面徑向壓力；f 為配合面摩擦系數，對于鋼—鑄鋼來說，液壓裝配時f=0.125。

半聯軸節在工作時只要傳遞的是扭矩T，離心式壓縮機通過聯軸節與驅動設備相連，驅動設備轉動對離心式壓縮機產生扭矩，使離心式壓縮機轉子旋轉，負荷越大扭矩也就越大。因此，為保證離心式壓縮機工作的安全性和可靠性，要求在扭矩作用下半聯軸節相對于軸頸表面決不能產生周向滑移。即當徑向壓力為P、扭矩為T 的工況下，配合面間所產生的摩擦阻力矩Mf不得小于扭矩T。

工作時需要保證Mf≥T，則P≥

2.2 半聯軸節的最小有效過盈量δmin

為保證半聯軸節與軸頸有足夠的配合強度，就需要半聯軸節產生一定的彈性變形，通過彈性變形產生的壓力與軸頸抱死，即半聯軸節孔的內徑要小于軸頸尺寸，產生過盈配合。根據材料力學有關厚壁圓筒的計算理論，在徑向壓力為P 時，過盈連接傳遞載荷所需的最小過盈量δmin應為：

2.3 過盈配合的強度計算

半聯軸節過盈配合的強度計算包括兩個方面，一是連接的強度，二是連接零件本身的強度。聯軸節在設計使選用的過盈量往往大于設計的最小過盈量，即使按照最小過盈量選擇的過盈配合已能產生所需的徑向壓力，即能保證連接的強度。因為軸中心為膨脹油的流通通道，內表面直徑非常小、相當于無內表面，所以這里不涉及被包容件內表層的計算。下面只須討論連接零件本身的強度問題。

過盈連接零件本身的強度可按照材料力學中壁厚圓筒強度計算方法進行校核。半聯軸節和軸都為塑性材料，失效形式為發生塑性變形，所以按第三強度理論（σ1-σ3≤σs）檢驗其承受最大應力的表層是否在彈性變形范圍之內，則不出現塑性變形。

半聯軸節包裹在軸頸上，為包容件，對包容件內表層使用Mises 屈服失效判據得：

其中，σs1、σs2分別為被包容件和包容件材料的屈服極限；K為半聯軸節外、內表面直徑的比值，K=

2.4 包容件外徑膨脹量

當半聯軸節內表面因過盈配合變大，相應的變形也會傳遞到半聯軸節的外表面，半聯軸內表面過盈量的大小決定了半聯軸節外表面的變形量，而包容件外徑膨脹量的計算實際就是計算材料在拉應力作用下產生的應變。包容件外徑膨脹量Δd2=mm。

3 半聯軸節的安裝核算及強度校核

3.1 安裝校核

以三菱MCH454 型離心式壓縮機對半聯軸節安裝進行核算。

由三菱公司提供的資料可知，MCH454 型離心式壓縮機的功率W 為6666 kW，工作轉速n 為9990 r/min；半聯軸節長度l為80 mm，內表面直徑d 為90 mm、外表面直徑d2為135 mm。根據離心式壓縮機組功率W=，可計算得出扭矩T：

將扭矩T=6.37×104N·m 代入P≥可得半聯軸節配合面徑向壓力P≥50 MPa，即配合面最小徑向壓力為50 MPa。

將P=50 MPa 代入包容件外徑膨脹量公式，得到半聯軸節外表面最小膨脹量Δdmin=0.054 mm。

MCH454 型離心式壓縮機在設備檢修時測得半聯軸節回裝時的膨脹量為0.12 mm；查材料力學資料，碳鋼的彈性模量約為200 GPa，則可求得回裝后的配合面徑向壓力P0=111 MPa。此時P0>P 且安全系數S==2.22，因此完全可以滿足連接的可靠性使用要求。

檢修時，半聯軸節拆裝膨脹油壓設計值為147.3～155.7 MPa，約為1.35P0，在此膨脹壓下也可保證回裝后的半聯軸節完全可以滿足使用要求。

3.2 過盈配合強度校核

校核半聯軸節外徑最大膨脹量，需要知道半聯軸節材料的屈服強度σs2。通過設備資料查得半聯軸節材料為SNCM439，其屈服強度為835 MPa。將σs=835 MPa 代入Mises 屈服失效判據式（3），可得Pmax≤267.82 MPa。

配合面所能承受的徑向壓力最大值Pmax=267.82 MPa，遠大于現場安裝時的配合面徑向壓力和半聯軸節拆裝時的膨脹油壓。也就是說，在半聯軸節拆裝過程中，只要油泵壓力不超過267.82 MPa，半聯軸節就不會發生塑性變形，也就不會被損壞。

半聯軸安裝時的推進量是根據半聯軸在設計中選擇的配合過盈量計算得到的，通常情況下半聯軸與軸頸的過盈量為軸頸尺寸的0.002 5 倍。以MCH454 型離心式壓縮機為例，軸頸尺寸為90 mm，則配合過盈量為90×0.002 5=0.225 mm，如果半聯軸節與軸頸配合面的錐度為1:20，那么半聯軸節在安裝時所需的推進量為20×0.225=4.5 mm。也就是說，半聯軸節的推進量是根據其配合所需的過盈量計算出來的。

通過上述分析可以看出，半聯軸節在設計時完全考慮到連接所需的安全裕度，既能保證在此裝配數據下半聯軸完全滿足使用要求、不發生松動，又能保證及時超過安裝壓力一定值，也不會造成半聯軸節的損壞。但根據現場檢修實踐，當半聯軸節壓力升高后，對拆裝過程中高壓油泵的要求就會越高，壓力越高則高壓油泵中的密封件（特別是橡膠O 形圈）越容易損壞，半聯軸節拆卸的難度也就越大。

4 總結

通過上述核算過程可以發現，半聯軸節的抱緊力，即半聯軸節與軸的配合面徑向壓力，與推進量并無關系。推進量的大小是由配合面的錐度和徑向壓力共同決定的，是為了更好地控制半聯軸節安裝時的膨脹量而給出的一個安裝參考數據，現場安裝中不應將其作為控制檢修質量的決定性數據。真正能測量的、決定半聯軸節安裝質量的參數是半聯軸節的膨脹量，由膨脹量可以計算出半聯軸節與軸之間配合面的徑向壓力，再根據機組的功率、轉速數據就可以判斷出半聯軸節的安裝質量是否合格。在半聯軸節的設計、選材時也充分考慮到安全性，選用的材料為高強度合金鋼，在工作狀態下半聯軸節處在彈性變形范圍內，且與達到塑性變形還有很大的安全裕度，不會發生塑性變形，而在彈性范圍內金屬的應力釋放后都會恢復到原有的尺寸。從多次的半聯軸節拆裝記錄來看，半聯軸節拆后的尺寸與回裝前相比未發生過變化。這也充分說明，采用液壓裝配的離心式壓縮機半聯軸節，只要根據設計安裝數據進行安裝不會發生塑性變形的情況。

在很多離心式壓縮機組中，半聯軸節的安裝位置已經超過設計值，而且在原有思想的指導下，很多機組半聯軸節安裝時的推進量還在繼續增大。在這種情況下回裝半聯軸節時，不能只比較推進量而忽視其他數據，應先按照檢修方案中的設計數據進行回裝，使推進量處于設計范圍之內，然后再測量膨脹量。如果膨脹量符合或大于設計要求，則半聯軸節已經安裝到位，不需要再增大推進量，否則可以再適當地增大推進量、使膨脹量符合設計要求。