往復式壓縮機活塞裂紋原因分析與改造方案

臧志賓，孔皓楠，陳 輝

(沈陽遠大壓縮機有限公司，遼寧 沈陽 110027)

0 引言

往復式壓縮機通過氣缸內活塞的往復運動，實現氣體壓力的提升。排氣過程結束后，將氣缸內的氣體全部排出，通過管路系統輸送到下游設備內。活塞在往復運動中，在缸體內的位置不同，所承受的載荷也不同。活塞在氣缸中運動時，主要承受預緊力、熱膨脹力、氣體力、慣性力等載荷[1-2]。

1 原活塞體裂紋原因分析

因為活塞在工作時，受到的氣體力會隨著壓縮機進氣和排氣不斷的變化。若活塞體過渡圓角處應力偏大，鑄造時有缺陷，又或者在加工時處理不當，都有可能造成局部結構出現應力集中，這些小的結構在交變載荷作用下，就會產生微小裂紋，如果沒有及時發現，嚴重時會出現重大事故。

1.1 計算參數

某現場的往復式壓縮機以壓縮氣態乙烯為主，二級壓縮，氣缸的作用方式是雙作用。其技術參數如表1所示。

表1 壓縮機主要參數

1.2 損壞照片

在停車檢修時，發現二級活塞的軸側端圓角處出現裂紋。用著色法對裂紋處探傷，發現活塞與活塞桿軸向定位處的內孔存在明顯裂紋，具體如圖1所示。

(a)

(b)

2 原活塞體有限元分析

2.1 原活塞體應力分析模型

出現裂紋的活塞屬于二級活塞體，由前后兩半活塞體和活塞桿組成，具體結構件如圖2、圖3所示。由于活塞模型就有對稱性，為提升計算速度，選擇1/2活塞結構作為分析模型。

圖2 原活塞體幾何模型

圖3 原活塞體網格

2.2 網格劃分和邊界條件

活塞體材料：B247M Gr.6061，其抗拉強度σb=260 Mpa，屈服強度為σs=240 Mpa，楊氏彈性模量E=71 000 MPa，泊松比μ=0.33。

網格劃分：活塞套和螺母幾何形狀比較簡單，采取默認方式劃分網格，得到六面體和四面體混合的網格。活塞體和承壓塊具有不規則形狀，采用四面體網格，并對清根處進行局部加密，以獲得準確的應力。此模型具有465 844個節點，284 147個單元，網格平均質量0.839 68，對于結構分析來說網格質量優秀。

邊界條件：本級氣缸進氣壓力為0.45 MPa(A)，排氣壓力為1.885 MPa(A)，活塞螺母安裝時打壓壓力為57 MPa，即預緊力381.3 kN(取一半施加于1/2模型上)，活塞體溫度取為進、排氣溫度相加的1/2，即82℃，活塞體材料為鋁，密度較小，所以慣性力對強度影響很小，本案例中忽略活塞慣性力。固定活塞端面，對稱面施加法向約束。壓縮機工作時，活塞承受交替變化的進氣和排氣壓力，形成交變載荷，因此有必要進行疲勞分析。

2.3 原活塞體分析結果

原活塞后半體在與活塞桿接觸面圓角處靜態應力最大，為138 MPa，如圖4所示。疲勞安全系數[n]=1.2，如圖5所示。許用疲勞安全系數[n]一般取為1.8～2.5[3-4]，因此該處的疲勞安全系數不足。

圖4 活塞體應力云圖

圖5 活塞體疲勞安全系數

3 解決方案

3.1 活塞體優化方案

1)因裂紋主要出現在二級活塞的后半活塞體與承壓塊貼合面圓角處。此處承受交變的彎曲應力，如果僅僅是加大局部圓角結構，可能效果不是很理想，所以把后半活塞體上承壓塊直徑從Φ110 mm增加為Φ140 mm，應力會隨著面積的增加成比例降低。

2)承壓塊材料選為35CrMo，其抗拉強度和屈服強度遠高于鋁材，以確保自身強度。新結構的模型如圖6所示。

3)活塞螺母安裝時打壓壓力從57 MPa減小到47 MPa，即預緊力從381.3 kN減小到317.42 kN，以進一步降低后半活塞體受力。

圖6 改造后的活塞體幾何模型

3.2 新活塞體有限元分析

對新的活塞體重新進行分析，網格設置和邊界條件與上文相同，網格如圖7所示。改造后的活塞后半體在與活塞桿接觸面圓角處靜態應力最大，為75 MPa，如圖8所示。疲勞安全系數[n]=2.1，如圖9所示。許用疲勞安全系數[n]一般取為1.8～2.5，因此改造后活塞的疲勞強度合格。

圖7 改造后的活塞體網格

圖8 改造后的活塞體應力云圖

圖9 改造后的活塞體疲勞安全系數

4 結論

通過對活塞體結構的改造，可得出：原活塞體與承壓塊接觸面圓角處交變應力過大，疲勞安全系數不足是產生裂紋的主要原因。改造時，增加了承壓塊直徑，同時降低預緊力后，有效降低了活塞體接觸面圓角承受的交變應力，提高了可靠性，進而滿足壓縮機安全生產的需求。