往復壓縮機活塞環及缸套斷裂分析

呂杰明，李 敏

(山東華魯恒升化工股份有限公司，山東 德州 253011)

1 引言

華魯恒升在CO深冷工藝中，將來自氫氣汽提塔頂的閃蒸汽在換熱器中加熱后，送至閃蒸汽壓縮機，被壓縮到5.25 MPa后，與富氫氣混合，再一起送至下游甲醇合成，其甲醇合成的能力是100萬t/a。閃蒸氣壓縮機是兩列兩級對動平衡型，其型號為2D32-21/11.8-52.5。在2018年10月，在廠家人員現場指導下，空負荷和負荷試車結束后，投入生產。閃蒸氣壓縮機的性能參數如表1。

表1 閃蒸氣壓縮機參數表

2D32-21/11.8-52.5型閃蒸氣壓縮機在2018年10月安裝調試試車時，因為是空氣負荷試車且試車時間較短8 h，因此并未顯示出明顯異常。但在正式投入工藝氣負荷試車后，閃蒸氣壓縮機在短短數月內，活塞環、支撐環異常磨損嚴重，2019年全年共檢修6次，平均每2月檢修一次。公司組織部門在壓縮機停車后進行檢修，相繼對活塞環檢查開口間隙、支撐環比壓、工藝介質分析后，均符合設計要求。且2019年對活塞環材質升級，效果均不佳，如表2。

表2 活塞密封件簡況

某次壓縮機正常運行中，機身振值陡然上升，從平時的2.3 mm/s上升到12.4 mm/s，超過機身振動變送器的停車值4 mm/s，引起連鎖跳車，見圖1。現場檢查氣缸支座和地腳螺栓并未發現松動處，緩慢盤車也未發現連桿螺母及大小瓦處有異常聲響和松動處。聯系儀表對振動變送器檢查并無異常。通入氮氣準備負荷試車，逐步關閉二回一氣路加壓時，發現氣管線路有異常氣流脈動，噪聲很大，和過往幾次開車截然不同。DCS系統機身振值顯示7.9 mm/s，再次跳車。再次通入氮氣，往復機打回流中，用便攜式測振儀測機身振動點顯示為3.8 mm/s，隨后對壓縮機檢查，拆二段氣缸發現缸套臺階處斷裂。聯系廠家后，氣缸返回廠家將目前的活動缸套更改為固定缸套，目前安全運行3個月，運行平穩。

圖1 機身振值變化表

2 缸套斷裂原因分析

對缸套材質進行材質分析，一種合金鑄鐵，材質為JT25-47D，是在鑄鐵基礎上增加其他元素，起到比單灰鑄鐵更好的耐磨、強度效果。Ni含量為0.65%，Cu含量為0.6%，Mn含量為0.56%，Cr 含量為0.29%，Mo含量為為0.24%，結合灰鑄鐵成分判斷應該不是材質的問題。對缸套斷裂面進行宏觀分析，發現該缸套靠近臺階側面有明顯光滑現象，而遠離臺階處裂口粗糙并呈顆粒狀，具有脆性斷裂特征。結合缸套的受力特點，這種疲勞破壞是受反復載荷下的脆性斷裂。

聯想到該往復機活塞環磨損較快的特征，懷疑是缸套制造環節不達標造成實際運行中熱態徑向跳動大繼而造成活塞環磨損快和缸套斷裂。由于該往復機是活動缸套，于是檢修時多次測量缸體內徑和缸套外徑，并取平均值，見表3。

表3

活動缸套在往復機運動過程中，隨工作溫度的升起，理論上應該由間隙配合逐漸變為過盈配合。若按照設計溫度，靠近缸蓋處過盈量λ=膨脹系數×溫度×缸徑=10.4×10-6×(40+115)/2×315=0.25 mm，靠近缸蓋處實際裝配間隙=0.25-(0.05+0.15)=0.05 mm也就是說實際過盈量在0.05 mm左右。而靠近缸座處實際裝配間隙=0.25-(0.07+0.17)=0.01 mm也就是說實際過盈量在0.01 mm左右，過盈量比較少，但DCS顯示的溫度要比設計溫度低15～20 ℃，若按照DCS顯示的溫度，來計算裝配間隙靠近缸蓋處的過盈量λ=膨脹系數×溫度×缸徑=10.4×10-6×(35+98)/2×315=0.22 mm靠近缸蓋處實際裝配間隙=0.22-(0.05+0.15)=0.02 mm 靠近缸座處實際裝配間隙=0.22-(0.07+0.17)=-0.02 mm

也就是說，缸套并沒有貼合在缸體上，缸套在缸體中的受力結構形式應該是簡支梁模型將變為懸臂梁模型。在懸臂梁模型下，在軸向方向上有缸蓋將缸套壓死不會產生竄動，而在徑向上考慮到有間隙導致的活塞運行的中心線和缸體的中心線有偏差，需要考慮到往復慣性力和活塞自重對缸套的沖擊。徑向上還會受到活塞環和支撐環周向旋轉的摩擦力，而這個力較小，我們可以忽略掉。而往復慣性力F=mrΩ2·cosθ，隨夾角變換，往復慣性力也發生變化。在外死點時，往復慣性力最大，但考慮到活塞運行的中心線和缸體的中心線夾角很小，往復慣性力的分力也就很小，也就是說往復慣性力在徑向上力也可以忽略。則對缸套來說，隨活塞的往復，缸套會間斷受到自重對缸套的作用力，一種類似于敲打的力。其彎矩變化具體如圖3。

我們再利用ANSYS軟件對缸套進行受力分析，單獨考慮自重在距離臺階最遠時對缸套的影響。其載荷全部加在缸套非臺階面上，約束則在臺階面上。有限元分析如圖2。

圖2 彎矩變化趨勢圖

由圖2可知，應力集中出現在缸套臺階處，臺階Y方向上最高和最低處應力都是集中最大處，且向四周逐漸變小。也就是缸套與缸體、缸座接觸的位置。提取出最大應力節點，圖中MX處，進行疲勞壽命分析。由于該缸套并沒有單獨用高頻拉壓疲勞試驗機上進行試驗，其S-N曲線可參考灰鑄鐵材料疲勞試驗參數[1]，ANSYS疲勞分析模塊的分析結果如圖3。

圖3 缸套受力分析圖

一般來說，如果疲勞累計損失系數小于1，則表明在經受住給定的應力循環次數后，該點不會發生疲勞破壞。假設往復機每轉一次，缸套被敲打一次，則1.5年次數為333×60×24×30×18≈0.25×109，其疲勞累計損失系數為2.48509，實際上該缸套是在運行1.5年左右發生斷裂，由此可見，該缸套的疲勞強度不夠，所以在規定的循環次數內發生斷裂。但必須注意到，該SN曲線不具有指導意義，仍有借鑒意義。現場該缸套裝配缸體時，由于缸套自身的定位銷孔一來就錯位嚴重，現場需要重新加工，所以可以發現該缸套由2個定位孔變為4個定位孔。定位孔的增多以及加工定位孔帶來的殘余應力勢必使疲勞強度降低或疲勞壽命縮減。綜合來說，這個缸套斷裂的原因就是疲勞斷裂。

3 改進措施

(1)將現有的缸套材質[2]JT25-47D改變為38CrMoAl，38CrMoAl是高壓缸上常用的缸套，38CrMoAl比JT25-47D有更好的力學性能。38CrMoAl中的Cr元素可增強鋼的淬透性并有二次硬化作用，鋼中的鉬則能提高鋼的強度，鋼中的鋁則能提高滲氮鋼的耐磨性和疲勞強度。

(2)將原有的活動缸套改為固定缸套，缸套與缸體之間就會一直是過盈配合而不是間隙配合，由于制造加工缸套精度不高帶來的反復載荷就不會存在。

4 改造后的效果

在壓縮機缸套材料和裝配方法改進，投入使用，目前氣缸聲音正常，各工藝參數穩定，運行狀況良好。