电站给水泵偶合器失速的原因分析与处理

1 故障现象

某电站#10 锅炉给水泵为全抽芯包式高压定速给水泵，型号为135SB Ⅱ-JA 型。为适应母管制系统生产调整的需要和节能目的，将该给水泵加装液力调速偶合器（型号为YOTFC580），改造为调速型给水泵，并投入连续生产运行。两个多月后，运行中的#10调速给水泵突然失压，由16 MPa突降至0，并迅速自动联锁启动备用给水泵。

随后安排对该泵进行了检查，分别盘动电机侧和泵侧联轴器转动均正常、无偏重现象。检查各联锁接点无异常。启动偶合器辅助油泵和给水泵润滑油泵，检查运行参数正常后，试启动#10 给水泵。检测电机各项指标均正常，转向正确、振动状态合格。检查偶合器油位符合要求，然后现场调整偶合器勺管进行升速，发现在整个升速调整过程中输出转速始终为零，因此判断偶合器发生故障。

2 故障原因分析

2.1 偶合器工作原理

YOTFC型偶合器相当于离心泵泵轮和涡轮的各一半相对组合，两者之间无机械联系（保持一定的间隙）。在工作状态下，给水泵电机的动力带动与之相连接的偶合器泵轮，泵轮旋转将与之相对配合的涡轮间的工作液的动能和压能传递并转换成涡轮的机械能，从而实现能量的柔性传递，使涡轮带动给水泵轴旋转。

由于泵轮与转动外壳相连，因此运转时外壳腔中的油随转动外壳一起以与泵轮相同的转速旋转，这样可以通过改变外壳腔中勺管的位置来控制腔内工作液油环的厚度，即改变工作腔中的油量，就可以在电机转速不变的条件下实现工作机（给水泵）的无级调速。

偶合器中的工作油液是由固定在偶合器箱体前端垂直面上的主油泵将油箱内的油经冷却器冷却后返回来供给偶合器，并且供给偶合器各轴承润滑用油（偶合器刚开始启动时由系统中的辅助油泵供油，正常运行时主油泵供油，辅助油泵退出）。运行中主油泵的工作动力则是通过一对相啮合的齿轮副传递过来的偶合器主传动轴上的动力，保持主油泵正常运转。偶合器结构和工作系统分别见图1和2。

2.2 偶合器揭盖检查情况

图1 偶合器结构

图2 偶合器工作系统

拆卸偶合器上盖检查，发现：1）主轴传动啮合齿轮副磨损。该对齿轮为正齿轮副，齿侧啮合面均磨出约1 mm厚的带状缺损，未出现点蚀情况；2）从动齿轮输出端轴套内孔键槽与相配合的主油泵轴上键槽均被拉豁，已滚键，并呈剪切状碎裂，碾压有不少碎屑，造成传动力失效；3）滚珠轴承花篮碎裂；4）传动齿轮副的从动轮轴端锁母脱落，锁母防松垫片防松齿断裂。主油泵（齿轮泵）为一对斜齿轮组，除轴头键槽拉豁外，其余检查正常。

2.3 原因分析

该类偶合器的工作油液是由主轴通过传动齿轮副传递动力给主油泵，主油泵将油箱内的工作油经过冷却器冷却后输送至偶合器泵轮和涡轮之间来传递转矩，从而产生偶合动力的传导并调节转速（功率）。当主油泵的泵轴滚键后，传动失效，致使偶合器泵轮和涡轮腔内失去工作动力油的供给，导致偶合器工作动力传递失效。故该次故障不是偶合器核心部分泵轮涡轮的问题，而是一个动力传递失效的问题。

2.3.1 偶合器主油泵传动设计不合理

偶合器供给主油泵的动力由一对直齿啮合的齿轮副完成，啮合比为2∶1，小齿轮轴获得的转速为1 450 rpm，即主油泵的转速为1 450 rpm。主油泵为齿轮泵（斜齿），排量为500 mL/r，排出压力为2.5 MPa，根据公式（1）计算可得主油泵的有效功率PT为29.61 kW。

式中：PT—泵的有效功率，kW；Q—泵流量，m3/min；H—泵总扬程，m H2O；γ—液体介质的比重，㎏/m3。

由式（2）可得泵轴上的扭转力矩为194.93 N·m，该值为泵正常工作时产生的扭转力矩。

式中：P—水泵轴功率，kW；M—泵轴上的扭转力矩，kg·m；n—水泵转速，rpm。

从动齿轮传动轴与主油泵连接件为圆头平键连接。图3 为从动齿轮的轴套用平键与泵轴联接处的截面受力分析。

该处设计齿轮泵轴的直径d 为32 mm，键的尺寸（l×b×h）为40×10×8。

那么主油泵轴上的键所能承受的扭矩为：

TJ＝kLd[δ]p/2000

图3 键与泵轴联接处截面受力分析

式中：TJ—扭矩，N·m；k—键与轮毂配合高度，mm；L—键的工作长度，mm；[δ]p—许用挤压应力，MPa。

假定该传动过程中持续受到轻微冲击载荷，查表选取[δ]p为100，可求得TJ 为168 N·m 。

显然，通过以上计算可知，该键所能够传递的扭矩不能够满足该主油泵正常工作时的需要，发生滚键或传动键遭受破坏是必然的。

2.3.2 传动中存在冲击载荷

如果说设计传动力矩过小的话，那么另一个原因就是在传动过程中附加了一个冲击载荷。这个冲击载荷的存在或导致了长期运行时齿轮副及支撑套以及滚珠轴承的疲劳损坏。那么，冲击载荷是如何产生的呢？

1）轴承箱座为钢板焊接结构

这种钢板焊接结构在焊接成型后，如果在出厂前没有进行充分的回火热处理来稳定结构尺寸就进行尺寸加工（如轴承座），那设备出厂后在长期运行中就会发生应力释放，使应力集中点处发生较为明显的变形，这样就导致了轴承座与轴间的平行度变差，超出制造标准。运行中轴承座承受来自啮合齿轮付的扭矩时，由于是焊接结构，且主油泵两轴承间距离较短、轴承座自身刚度较差等原因导致抵抗扭矩偏摆的能力较差。在运行中，由于刚度不足等因素便产生了垂直支持力之外的其他方向的分力，经过长期运行轴承座内腔就会产生磨损，轴承座发生弹性甚至塑性变形等故障。因此，在长期交变应力载荷的作用下，内腔磨损增大，疲劳变形幅度增大，导致冲击载荷加剧、噪音越来越大，直至轴承及传动键损坏，发生传动失效现象。

2）齿轮轴套刚度较差

齿轮传动套为中空的管状结构，在高强度的传动过程中，极易发生扭转和弯曲变形，交变应力的产生，导致齿轮啮合状态变差，齿轮套端部的齿轮锁母防松垫片在持续受到交变冲击的状态下咬合齿最终折断，锁母松脱脱落，噪音、振动变大。

3）轴承类型选用不当

该偶合器选用的主油泵传动轴承为两盘径向球轴承，由于上述冲击载荷的存在，轴承不能满足运行条件，不能承受运行中产生的轴向分力。故在偶合器连续运行中，轴承寿命缩短，运行状态逐渐劣化，导致冲击载荷逐渐加剧。因此，建议选用两盘圆锥滚子轴承替代。

4）齿轮副中心线不平行

轴承座的变形或轴承的破坏，导致齿轮副两齿轮轴中心线不平行，啮合齿长接触面减小，啮合状态变差，发出撞击噪声，长期连续运行导致齿侧磨损加剧，使冲击载荷增加。

2.3.3 齿轮副缺少专门的润滑点

机械传动齿轮副的设计应有必要的润滑点，但检查该齿轮副啮合位置未布置润滑点，因此造成齿轮磨损、啮合不良、噪声增大、发热冒烟等现象。

一般加装润滑点需考虑以下3种方式：

1）油浴式。即需润滑的旋转部件下部一定高度部分浸润在油位下，运行中连续带起润滑油液保持摩擦接触点润滑用油的需要。对于该偶合器，观察正常的油位与齿轮下部之间仍有一定的距离，且偶合器正常运行时对油箱油位的高度有限制，高度不能超过上限，因此该方式不满足润滑条件，不可能采取油浴式润滑。

2）点滴式润滑。点滴式润滑是在润滑点上部加装专门的淋油嘴来供给该润滑点用油需要。观察该偶合器的齿轮副啮合接触点，需要从内部压力润滑油管引过来，适合在该啮合齿轮副上端加装一个淋油嘴，进行点滴式润滑。但该方式也存在一定风险，就是有可能降低轴承润滑母管的压力，造成该油管原供油点供油量不足的情况，所以制作中需要控制淋油嘴的淋油量，合理分配各润滑点的油量是该润滑方式的关键。

3）油雾式润滑。油雾式润滑是在运行时利用原油箱内雾化的油环境进行自然润滑。这种润滑方式需要特定的油雾形成环境，并且需润滑点的接触载荷不大的情况。但在大扭矩的动力传输中，采用此种方式的润滑效果是不可靠的。

以上润滑方式的分析表明，引起齿轮副磨损的原因是该点摩擦副缺少润滑或齿轮副工作中润滑油量较少。缺油导致摩擦加剧，产生磨损。故该处啮合点应采取点滴式润滑比较合适，需设计专门的润滑淋油点。

3 处理措施

综上分析，对于该型调速偶合器应采取以下措施进行改造：

1）更换已磨损的齿轮副、轴承套，改进轴承等备件，按厂家要求测量调准传动齿轮副的啮合间隙。

2）修复键槽、配键。修整原损坏键槽，键槽长度不变，宽度由10 mm加大为12 mm；另外，在该键槽对侧180°对称位置加开一个与原键槽尺寸相同的键槽；双侧键槽配键回装。此时，采用双键传递扭矩为单键传递扭矩的1.5 倍，根据计算，此时能传递的扭矩为252 N·m，完全能满足在轻载荷冲击条件下扭矩传递的要求，并且也具有较高的扭矩传递安全系数。

3）加装齿轮副润滑点，采用点滴式润滑。维修中用一根小铜管在偶合器润滑油母管上引一路至该齿轮副，对准啮合点并将头部拍扁做成油嘴。注意控制好润滑流量，既要保证润滑效果，又不影响偶合器其他轴承的用油量。

4）建议对主油泵传动轴承座再焊接一组加强筋（四个方向）进行加固，条件允许的情况下进行回火处理，充分释放应力后再按图纸尺寸进行机加工，找正主油泵轴与主轴的平行度。

5）进行彻底改造。该次故障究其最根本原因是由于设计不合理。鉴于以上分析，该偶合器的内置式主油泵在内置方式上也存在重大缺陷，方法上可以采取轴承箱内部底座式主油泵来增强支撑刚度和传动稳定性，或改造为外置式主油泵（外加动力，一用一备）更为稳妥。该方案为备选方案，待以后进行论证，并在具备改造条件后立项实施。

4 结论

经过分析和检修，逐一排除了该型调速偶合器存在的缺陷，使之能够正常稳定投入运行。同时，为彻底消除隐患制定了指导性方案，以期日后条件具备时进行改造实施。设备制造时一定要深入研究其结构机理，完善制造工艺，使用时精心维护，检修时要认真分析原因，对症下药才能从根本上解决缺陷问题，保障设备的正常运行。