氢气隔膜压缩机缸盖优化设计

2022-11-21梁佳

机械工程师 2022年11期

梁佳

（中国石油化工集团有限公司物资装备部，北京 100827）

0 引言

随着燃料电池产业的快速发展，用于给车辆进行氢燃料充装的加氢站成为重要的基础设施，氢的储存和运输对加氢站的运作尤为重要。在氢制备过程中，需采用压缩机先将氢燃料压缩到34.47～68.95 MPa（5000～10 000 psi）的高压。通常采用隔膜压缩机来完成这项工作。与其他压缩机不同，隔膜压缩机采用金属隔膜将气体与液压油完全分离，因此被压缩气体具有较高纯度，同时具有压缩比大、冷却要求低等优点，是处理纯净气体的理想压缩设备。但由于隔膜片、缸盖等承压元件易于损坏，使隔膜压缩机的应用受到一定限制。

为提高隔膜压缩机的工作性能，各国学者对改进隔膜片的密封性和工作性能进行了大量研究[1-4]，但对气缸的变形和应力这一重要的性能指标却很少讨论。目前这一方面的研究方法大多集中于采用有限元分析及故障诊断。如白刚等[5]应用有限元方法对压缩机气缸盖联接螺栓进行应力分析，提出一种螺栓联接分析问题的解决方法；张锡爱等[6]基于ANSYS提出一种通过预设知识检索功能的辅助设计系统，用于压缩机气缸的设计；孙卓辉等[7]基于LabVIEW提出一种采集压缩机气缸压力信号的方法，用于气缸故障诊断；刘可燃等[8]、顾惠君等[9]、唐学敏等[10]分析了隔膜在隔膜压缩机中的重要性，介绍了隔膜故障监测系统的组成及防止隔膜故障监测误操作的方法；侯成涛等[11]简述了隔膜压缩机结构与基本原理，分析了其在工作过程中可能出现的典型故障，重点针对各种故障提出了检修措施；A. A. Sathe等[12]提出了一种在隔膜压缩机的静电致动隔膜的作用下模拟运行瞬间动态力的分析方法。本文针对在高温高压条件下，探究某国外知名厂家生产的隔膜压缩机缸盖局部开裂的问题，对其力学损伤特性进行材料的机理分析，同时对结构受力进行有限元分析并提出对应的优化设计方案。

1 缸盖参数与断裂初步分析

产生裂纹的气缸缸盖是某国外公司制造的加氢站用隔膜压缩机设备零件，投入运行1个月后气缸盖在排气阀孔位置出现裂纹。缸盖的设计参数如表1所示。

表1 某隔膜压缩机气缸设计参数

裂纹出现在缸盖排气阀部位，经取样发现试样从内部向四周均产生裂纹，如图1所示。

图1 缸盖裂纹取样

由于目前无法断定是材料还是结构因素导致的问题，因此需要对缸盖的材料成分和力学性能进行分析，再通过材料和结构改进对缸盖进行综合优化，以达到最佳力学性能。

1.1 缸盖试样力学性能检测

为更加准确客观地表达有限元模型中缸盖结构的材料模型，下面将通过对试样的%理化分析确定缸盖的材料性能。

1）化学成分分析。采用德国OBLFQSN750-Ⅱ型真空光谱仪在发现裂纹的表面附近进行取样。具体分析结果如表2所示。

表2 缸盖光谱检测结果

2）力学性能检测。对有裂纹的缸盖试样做拉伸性能、冲击性能和硬度试验。力学性能试验结果如表3所示。

表3 缸盖（裂纹）力学性能检测结果

1.2 断裂原因分析

通过采用直读光谱仪、位伸试验机等检测设备，对缸盖样品进行材料成分与抗拉强度检验，根据检测结果可知：

1）由表2可知，该缸盖材料锰含量超出标准值，使材料硬脆性增大，缸盖开裂使其延展性有所降低，材料有开裂倾向。

2）由表3可知，该缸盖力学性能不足，断面收缩率为51%，远低于标准值，表示材料的韧性不能满足缸盖应具有力学性能要求。

同时裂纹多数集中于缸盖阀窝处，除材料因素的影响外，缸盖排气阀窝处厚度不足、阀窝根部的R角过小，易产生应力集中现象，因此有必要对缸盖样品进行有限元分析，确定其是否有结构缺陷。

2 缸盖结构的有限元分析

分析基于隔膜压缩机原始几何模型，仅对气阀孔处简化后的模型进行分析，根据表1中的设计参数设置进气阀及排气阀等效压力。对模型进行网格划分，阀孔处用长度为0.2 mm的细化网格，其它部分为长度10 mm的粗网格，网格沿气缸壁厚度方向分3层，如图2所示。

图2 模型网格划分

2.1 温度场分析

由于压缩机在运行过程中，气体受温度影响产生的气体力对缸盖的受力具有重要影响，因此首先进行温度场分析，在隔膜压缩机工作期间，气体通过吸气阀进入气缸腔体，经压缩后高温气体由排气阀排出。气缸中的气体与腔体及液压油与缸盖之间都存在着热传递[8]。设气体的初始温度为0 ℃，环境温度为20 ℃，工作稳定时缸盖体的温度场分布如图3所示。可知工况稳定时排气孔温度最高可达298 ℃，高温高压下，氢介质使缸体材料的抗氢脆性能降低，因此在这一位置增加了阀孔断裂的风险，在应力分析时需对这里采用特殊的细网格划分。

图3 温度分布

2.2 应力强度分析

按设计工况设置力边界等效压力[10]，沿壁厚方向的最短距离设定应力分类线，对阀窝圆角进行有限元分析，结合图4，分别得出在排气温度298 ℃影响下的管套热应力和阀窝处所受预紧力：在预紧状态下阀窝部位的局部应力σ1=1784 MPa，如图5所示；在排气状态下阀窝部位的局部应力σ2=1143 MPa，如图6所示。

图4 预紧状态局部应力

图5 排气状态局部应力

采用JBT 4732《钢制压力容器-分析设计标准》进行应力评定。根据“FKM应力评估规范”可知，300 ℃左右316L材料的许用应力公式为

式中：σs为材料的屈服强度，σs=205 MPa；nT为温升系数，nT=0.66；nl为安全系数，nl=1.5。

由式（1）可计算出材料的许用应力[σ]=90.5 MPa。

应力强度校核结果如表4所示。

表4 缸盖阀窝处应力强度证实表

由表4可知阀窝处结构厚度不足，不能满足强度要求。同时阀窝处应力变化幅度为Sa=（σ1-σ2）/2=330 MPa，根据JBT 4732疲劳分析评定中许用疲劳曲线所示，许用循环次数小于105，说明阀窝处应力集中程度过高，不能满足疲劳强度要求。

3 缸盖的优化设计

首先缸盖材料选用铁基沉淀硬化合金，与原缸盖材料相比，该合金在高温下具有较高的屈服强度和较好的持久、蠕变强度。然后对缸盖部件进行结构优化。

3.1 缸盖部件改造前后剖面图对比

缸盖阀窝处厚度增大，考虑到气缸通水冷却对降低气缸内的气体温度有明显的改善，因此，对缸盖进行增加水道孔设计。优化后结构如图6所示，优化后的设计参数如表5所示。

表5 优化后缸盖主要设计参数

图6 缸盖部件结构优化前后剖面图对比

3.2 有限元分析

根据缸盖设计参数和实际工况，再次采用上述方法对缸盖阀窝圆角处进行有限元分析，并采用JBT 4732《钢制压力容器-分析设计标准》进行应力评定。

由图7和图8可以得出，在排气温度298 ℃影响下的管套热应力和阀窝处所受预紧力：在预紧状态下阀窝部位的局部应力σ1=308.5 MPa；在排气状态下阀窝部位的局部应力σ2=230.6 MPa。

图7 预紧状态局部应力

图8 排气状态局部应力

根据JBT 4732进行应力评定，应力强度校核结果如表6所示。

表6 缸盖阀窝处应力强度证实表

由表6可知，经优化后的缸盖阀窝处所受一次薄膜应力和弯曲强度均较优化前大幅减小，可知阀窝处结构厚度足够，满足强度要求。

3.3 实验验证

为进一步验证优化结果的可靠性，对优化后的缸盖进行再加工，再对试样进行应力测试，将超声应力传感器设置于缸盖的测试点，对阀窝处应力进行多次测量，记录测量值，得到最大测量值，测试点的应力最大值分别为σ1max=231.56 MPa，σ2max=156.35 MPa，变化幅度为Sa=（σ1-σ2）/2=37.6 MPa，与仿真结果基本相符。