往復式壓縮機活塞桿故障仿真分析

姜 冰，宋 強，宋漢江，張進杰

（1.北京化工大學 高端機械裝備健康監控與自愈化北京市重點實驗室，北京 100029；2.海軍裝備研究院艦船所，北京 100161）

1 引言

往復式壓縮機是石化企業中常見的關鍵設備，雖然其設計制造水平已經趨于成熟，但是由于其易損零件多、結構復雜，而被業內公認為可靠性較差的設備[1]?；钊麠U是往復式壓縮機的關鍵部件，其可靠性直接影響著整臺壓縮機使用的安全性[2]?；钊麠U在往復運動中承受拉、壓兩種工況交變載荷，作為往復式壓縮機的核心部件和易損件之一，其斷裂造成的設備故障占重大安全事故的1/4以上[3]?；钊麠U跳動是造成活塞桿斷裂的一個重要原因，需要重點關注。因此對活塞桿的運行情況進行狀態監測和故障診斷顯得尤為重要。

近年來隨著計算機技術的不斷發展，多體動力學分析和有限元分析技術越來越多的應用到活塞桿的分析中。如文獻[4]對飛機起落架的活塞桿端部進行了限元分析，結合實驗分析的結果很好的證明了活塞桿斷裂失效的原因；文獻[5]通過有限元分析往復式壓縮機連桿的受力情況，結合失效分析結果驗證了分析方法的正確性；文獻[6]完成了往復式天然氣壓縮機活塞桿力學模型的建立和強度校核，并進行了穩定性分析和模態分析；文獻[7]利用ANSYS完成了往復式空氣壓縮機活塞桿的結構強度分析；文獻[8]基于ANSYS對非線性屈曲的隔膜泵活塞桿進行強度和穩定性分析；文獻[9]同樣使用ANSYS軟件對煤氣化爐的除塵敲擊裝置活塞桿進行了沖擊載荷作用下的有限元分析。目前國內外針對往復式壓縮機活塞桿跳動故障的分析尚少，且與實際運行工況聯系較少，因此通過建立往復式壓縮機跳動故障分析模型，提出一種基于有限元理論的故障分析方法，分析出活塞桿在不同條件下的受力情況，以此判斷活塞桿的斷裂位置，為活塞桿的故障診斷提供理論基礎。

2 往復式壓縮機活塞桿跳動故障分析模型

活塞桿在往復式壓縮機中是連接活塞和十字頭的零件，活塞桿運動組件的受力簡圖，如圖1所示。從圖中可以看出，活塞桿主要受到十字頭端力FB和活塞端力Fc的作用，且受力隨時間呈現周期性的變化；活塞在正常工作過程中，主要受氣體力F1、活塞環與氣缸間的摩擦力F2、往復慣性力F3，因此活塞上的總作用力FC=F1+F2+F3?；钊麠U發生跳動故障后，會在活塞端徑向產生力Ft，Ft主要是活塞桿與活塞之間的碰撞摩擦產生的力，其大小受到活塞桿整體運動的影響而不斷變化，使得活塞桿整體受力更加復雜，活塞桿極易發生斷裂的危險。

式中：D—活塞的直徑；P—活塞所受的氣體力；W—活塞壓縮機的總功率；η—活塞壓縮機的機械效率；S—活塞的行程；n—曲軸轉速；m—活塞的總質量；r—曲柄半徑；ω—曲軸的角頻率，λ=r/l—曲軸連桿長徑比。

圖1 活塞運動組件跳動故障受力分析簡圖Fig.1 Jumping Fault Stress Analysis of Piston Assembly

3 往復式壓縮機運動部件仿真分析

研究對象為一臺2D型雙缸雙作用臥式往復式壓縮機，以該壓縮機內活塞桿為主要分析對象，通過現場實際測繪，利用PRO/E三維建模軟件建立往復式壓縮機運動部件（曲柄、連桿、十字頭、活塞桿、活塞）三維模型，如圖2所示。

圖2 臥式雙缸雙作用往復式壓縮機實驗臺Fig.2 Horizontal Double-Acting Cylinder Reciprocating Compressor Test Stand

3.1 往復式壓縮機運動部件仿真

往復式壓縮機運動部件動力學模型建立完成后需要對其添加約束。在曲柄和大地、曲柄和連桿、連桿和活塞桿之間建立轉動副約束，活塞桿和大地、活塞和大地之間建立滑動副約束。部件運動過程中，按照實際運行狀況施加作用力，主要有活塞上的蓋側氣體力和軸側氣體力及活塞與氣缸間的往復摩擦力。通過實驗測得往復式壓縮機兩個沖程內的氣體力變化，如圖3所示。

圖3 活塞兩側氣體力圖Fig.3 Gas Force of Pison Two Sides

在ADAMS后處理中可以得到模型的活塞桿十字頭端綜合受力曲線，如圖4所示。從圖4中可以看到，活塞桿在各個方向上的受力呈現周期性的變化，其中在主要運動方向X方向上受力最大，且在各個時刻的受力呈現不均勻性；在Y方向上受力較小，波動較為平穩；Z方向上的受力基本為零，因此活塞桿在不發生跳動故障時主要承受的是X方向上的拉壓作用力。

圖4 活塞桿十字頭端綜合受力曲線Fig.4 Integrated Force Curve of Piston Rod

3.2 往復式壓縮機活塞桿有限元分析

ANSYSWorkbench瞬態動力學分析可以給出系統隨時間變化載荷作用下的動態響應。在考慮慣性力和阻尼對載荷和時間的影響時運用瞬態動力學分析的結果相對來說更加準確，其整體結構的運動微分方程為：

式中：δ¨、δ˙、δ—整體節點的振動加速度、振動速度和振動位移；［M］—整體質量矩陣；［C］—整體阻尼矩陣；［K］—整體剛度矩陣；｛F｝—等效載荷分量，其可以隨時間變化的任意載荷。

對整個活塞桿組件模型進行六面體網格劃分，同時對產生應力集中的局部細節部位進行網格細化，在接觸面上施加約束。在活塞的兩側分別施加圖3中所示的氣體力，在活塞桿的十字頭端施加應力，如圖4所示。

對活塞桿徑向分別施加 0.1mm、0.2mm、0.3mm、0.4mm和1.0mm的周期性跳動量，通過有限元分析獲得了不同跳動量下活塞桿運動組件的加速度曲線，如圖5所示。通過對比分析可以看到，隨著活塞桿徑向跳動量的增加，活塞桿組件的加速度值在逐漸增大，尤其是當活塞桿組件剛施加上跳動后，加速度立即增大。這表明活塞桿組件對于徑向跳動故障在加速度信號方面表現的非常敏感，可以將其作為判斷活塞桿跳動故障的一個指標。

圖5 不同跳動量下活塞桿振動加速度圖Fig.5 Vibration Acceleration of Piston Rod Under Different Run-Out Amount

通過有限元分析也可以得到活塞桿在不同跳動量下的應力值變化，如圖6所示。經過對比分析發現，活塞桿隨著周期性的跳動，其應力也呈現周期性變化，并且隨著跳動量的增大，應力和應變逐漸增大，其變化次數與跳動頻率相同，應力曲線增大減小速率一致，變化較為均勻。活塞桿組件在不同跳動量下的應力應變值，如表1所示。從表中可以看到隨著跳動量的增加，活塞和螺母的應力都會隨著跳動量的增加而增大。

圖6 不同跳動量下活塞桿的應力變化圖Fig.6 Stress Change of Piston Rod Under Different Run-Out Amount

表1 不同跳動量下各部件參數Tab.1 Each Component Parameters Under Different Run-Out Amount

圖7 活塞桿應力云圖Fig.7 Stress of Piston Rod

活塞桿受力云圖，如圖7所示。從圖中可以清晰地看到，活塞桿受力較大的部位主要集中在活塞桿與旋緊螺母螺紋連接處、活塞桿階梯處和活塞桿與十字頭連接處，在這些地方由于形狀的變化，運動過程中易引起應力集中。這些位置都是活塞桿發生跳動故障后，容易引起活塞桿斷裂的主要位置，尤其是螺紋連接的末端，因此在之后的往復式壓縮機活塞桿檢維修中需要重點檢測。

4 往復式壓縮機活塞桿實際故障案例分析

下面采用往復壓縮機實驗臺實時狀態監測故障數據來檢驗研究方法的正確性。該往復式壓縮機在運行過程中，出現過多次活塞桿跳動的故障現象，造成機組振動加大。

該往復式壓縮機運行過程中出現的活塞桿跳動故障時的運行狀態圖，如圖8所示。從圖8（a）中可以看到，活塞桿突然產生了200μm大小的沉降量，而壓縮機的振動加速度信號峰值也產生了大小為10m/s2的突變，整個壓縮機振動增大。從圖8（b）中可以看出，活塞桿的突然產生了1000μm大小的沉降量，而壓縮機的振動加速度信號峰值也產生了大小為30m/s2的突變，兩次活塞桿跳動故障具有相同的振動特征。由此可見，當活塞桿的沉降量幅值變大后，壓縮機的振動加速度信號幅值會瞬間變大，并且隨著沉降量幅值的增加，壓縮機的振動加速度增大，整個機器的振動更加劇烈。以上數據變化與表1中的數據變化一致，因此證明了活塞桿有限元分析結果的正確性。

圖8 活塞桿跳動故障運行狀態圖Fig.8 Running States of Jumping Fault of Piston Rod

5 結論

提出了往復式壓縮機活塞桿跳動故障的數學模型，并完成了活塞桿跳動故障的多體動力學和有限元瞬態動力學聯合仿真，得到了其對活塞桿整體受力的影響。

活塞桿跳動故障會引起整個活塞桿組件的加速度值增大，從而導致振動增大，并且隨著跳動量的增加，活塞桿組件的加速度值增大，振動更加強烈。此外，活塞桿的應力應變也會隨著跳動量的增加而逐漸增大，在活塞桿的螺紋處、階梯處和活塞桿與十字頭連接處應力集中明顯，易發生斷裂的危險?；钊麠U跳動故障的模擬分析結果同實際故障的狀態監測具有高度一致性，在后期檢維修中需要對這些部位進行重點監測。

采用動力學和有限元分析聯合仿真的方法對研究不同類型的活塞桿故障具有指導意義，可以分析活塞桿在不同故障形式下的應力應變變化，大大縮短了研究時間，為活塞桿各類故障的事故預防和故障診斷在線監測技術推廣應用奠定基礎。