往復(fù)式壓縮機活塞桿故障仿真分析

姜 冰，宋 強，宋漢江，張進(jìn)杰

（1.北京化工大學(xué) 高端機械裝備健康監(jiān)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(fù)式壓縮機是石化企業(yè)中常見的關(guān)鍵設(shè)備，雖然其設(shè)計制造水平已經(jīng)趨于成熟，但是由于其易損零件多、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，而被業(yè)內(nèi)公認(rèn)為可靠性較差的設(shè)備[1]。活塞桿是往復(fù)式壓縮機的關(guān)鍵部件，其可靠性直接影響著整臺壓縮機使用的安全性[2]。活塞桿在往復(fù)運動中承受拉、壓兩種工況交變載荷，作為往復(fù)式壓縮機的核心部件和易損件之一，其斷裂造成的設(shè)備故障占重大安全事故的1/4以上[3]。活塞桿跳動是造成活塞桿斷裂的一個重要原因，需要重點關(guān)注。因此對活塞桿的運行情況進(jìn)行狀態(tài)監(jiān)測和故障診斷顯得尤為重要。

近年來隨著計算機技術(shù)的不斷發(fā)展，多體動力學(xué)分析和有限元分析技術(shù)越來越多的應(yīng)用到活塞桿的分析中。如文獻(xiàn)[4]對飛機起落架的活塞桿端部進(jìn)行了限元分析，結(jié)合實驗分析的結(jié)果很好的證明了活塞桿斷裂失效的原因；文獻(xiàn)[5]通過有限元分析往復(fù)式壓縮機連桿的受力情況，結(jié)合失效分析結(jié)果驗證了分析方法的正確性；文獻(xiàn)[6]完成了往復(fù)式天然氣壓縮機活塞桿力學(xué)模型的建立和強度校核，并進(jìn)行了穩(wěn)定性分析和模態(tài)分析；文獻(xiàn)[7]利用ANSYS完成了往復(fù)式空氣壓縮機活塞桿的結(jié)構(gòu)強度分析；文獻(xiàn)[8]基于ANSYS對非線性屈曲的隔膜泵活塞桿進(jìn)行強度和穩(wěn)定性分析；文獻(xiàn)[9]同樣使用ANSYS軟件對煤氣化爐的除塵敲擊裝置活塞桿進(jìn)行了沖擊載荷作用下的有限元分析。目前國內(nèi)外針對往復(fù)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(lián)系較少，因此通過建立往復(fù)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(chǔ)。

2 往復(fù)式壓縮機活塞桿跳動故障分析模型

活塞桿在往復(fù)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(xiàn)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(huán)與氣缸間的摩擦力F2、往復(fù)慣性力F3，因此活塞上的總作用力FC=F1+F2+F3。活塞桿發(fā)生跳動故障后，會在活塞端徑向產(chǎn)生力Ft，F(xiàn)t主要是活塞桿與活塞之間的碰撞摩擦產(chǎn)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(fù)雜，活塞桿極易發(fā)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(zhuǎn)速；m—活塞的總質(zhì)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(fù)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(fù)式壓縮機，以該壓縮機內(nèi)活塞桿為主要分析對象，通過現(xiàn)場實際測繪，利用PRO/E三維建模軟件建立往復(fù)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(fù)式壓縮機實驗臺Fig.2 Horizontal Double-Acting Cylinder Reciprocating Compressor Test Stand

3.1 往復(fù)式壓縮機運動部件仿真

往復(fù)式壓縮機運動部件動力學(xué)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(zhuǎn)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(cè)氣體力和軸側(cè)氣體力及活塞與氣缸間的往復(fù)摩擦力。通過實驗測得往復(fù)式壓縮機兩個沖程內(nèi)的氣體力變化，如圖3所示。

圖3 活塞兩側(cè)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(xiàn)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(xiàn)不均勻性；在Y方向上受力較小，波動較為平穩(wěn)；Z方向上的受力基本為零，因此活塞桿在不發(fā)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(fù)式壓縮機活塞桿有限元分析

ANSYSWorkbench瞬態(tài)動力學(xué)分析可以給出系統(tǒng)隨時間變化載荷作用下的動態(tài)響應(yīng)。在考慮慣性力和阻尼對載荷和時間的影響時運用瞬態(tài)動力學(xué)分析的結(jié)果相對來說更加準(zhǔn)確，其整體結(jié)構(gòu)的運動微分方程為：

式中：δ¨、δ˙、δ—整體節(jié)點的振動加速度、振動速度和振動位移；［M］—整體質(zhì)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(jìn)行六面體網(wǎng)格劃分，同時對產(chǎn)生應(yīng)力集中的局部細(xì)節(jié)部位進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，在接觸面上施加約束。在活塞的兩側(cè)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(yīng)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(dāng)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(xiàn)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(biāo)。

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(yīng)力值變化，如圖6所示。經(jīng)過對比分析發(fā)現(xiàn)，活塞桿隨著周期性的跳動，其應(yīng)力也呈現(xiàn)周期性變化，并且隨著跳動量的增大，應(yīng)力和應(yīng)變逐漸增大，其變化次數(shù)與跳動頻率相同，應(yīng)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(yīng)力應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(shù)Tab.1 Each Component Parameters Under Different Run-Out Amount

圖7 活塞桿應(yīng)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(yīng)力集中。這些位置都是活塞桿發(fā)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(fù)式壓縮機活塞桿檢維修中需要重點檢測。

4 往復(fù)式壓縮機活塞桿實際故障案例分析

下面采用往復(fù)壓縮機實驗臺實時狀態(tài)監(jiān)測故障數(shù)據(jù)來檢驗研究方法的正確性。該往復(fù)式壓縮機在運行過程中，出現(xiàn)過多次活塞桿跳動的故障現(xiàn)象，造成機組振動加大。

該往復(fù)式壓縮機運行過程中出現(xiàn)的活塞桿跳動故障時的運行狀態(tài)圖，如圖8所示。從圖8（a）中可以看到，活塞桿突然產(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)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(dāng)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(shù)據(jù)變化與表1中的數(shù)據(jù)變化一致，因此證明了活塞桿有限元分析結(jié)果的正確性。

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

5 結(jié)論

提出了往復(fù)式壓縮機活塞桿跳動故障的數(shù)學(xué)模型，并完成了活塞桿跳動故障的多體動力學(xué)和有限元瞬態(tài)動力學(xué)聯(lián)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(dǎo)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(yīng)力應(yīng)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(yīng)力集中明顯，易發(fā)生斷裂的危險。活塞桿跳動故障的模擬分析結(jié)果同實際故障的狀態(tài)監(jiān)測具有高度一致性，在后期檢維修中需要對這些部位進(jìn)行重點監(jiān)測。

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