往复式压缩机活塞裂纹原因分析与改造方案
2023-01-04臧志宾孔皓楠
臧志宾，孔皓楠，陈 辉
(沈阳远大压缩机有限公司，辽宁 沈阳 110027)
0 引言
往复式压缩机通过气缸内活塞的往复运动，实现气体压力的提升。排气过程结束后，将气缸内的气体全部排出，通过管路系统输送到下游设备内。活塞在往复运动中，在缸体内的位置不同，所承受的载荷也不同。活塞在气缸中运动时，主要承受预紧力、热膨胀力、气体力、惯性力等载荷[1-2]。
1 原活塞体裂纹原因分析
因为活塞在工作时，受到的气体力会随着压缩机进气和排气不断的变化。若活塞体过渡圆角处应力偏大，铸造时有缺陷，又或者在加工时处理不当，都有可能造成局部结构出现应力集中，这些小的结构在交变载荷作用下，就会产生微小裂纹，如果没有及时发现，严重时会出现重大事故。
1.1 计算参数
某现场的往复式压缩机以压缩气态乙烯为主，二级压缩，气缸的作用方式是双作用。其技术参数如表1所示。
表1 压缩机主要参数
1.2 损坏照片
在停车检修时，发现二级活塞的轴侧端圆角处出现裂纹。用着色法对裂纹处探伤，发现活塞与活塞杆轴向定位处的内孔存在明显裂纹，具体如图1所示。
(a)
(b)
2 原活塞体有限元分析
2.1 原活塞体应力分析模型
出现裂纹的活塞属于二级活塞体，由前后两半活塞体和活塞杆组成，具体结构件如图2、图3所示。由于活塞模型就有对称性，为提升计算速度，选择1/2活塞结构作为分析模型。
图2 原活塞体几何模型
图3 原活塞体网格
2.2 网格划分和边界条件
活塞体材料：B247M Gr.6061，其抗拉强度σb=260 Mpa，屈服强度为σs=240 Mpa，杨氏弹性模量E=71 000 MPa，泊松比μ=0.33。
网格划分：活塞套和螺母几何形状比较简单，采取默认方式划分网格，得到六面体和四面体混合的网格。活塞体和承压块具有不规则形状，采用四面体网格，并对清根处进行局部加密，以获得准确的应力。此模型具有465 844个节点，284 147个单元，网格平均质量0.839 68，对于结构分析来说网格质量优秀。
边界条件：本级气缸进气压力为0.45 MPa(A)，排气压力为1.885 MPa(A)，活塞螺母安装时打压压力为57 MPa，即预紧力381.3 kN(取一半施加于1/2模型上)，活塞体温度取为进、排气温度相加的1/2，即82℃，活塞体材料为铝，密度较小，所以惯性力对强度影响很小，本案例中忽略活塞惯性力。固定活塞端面，对称面施加法向约束。压缩机工作时，活塞承受交替变化的进气和排气压力，形成交变载荷，因此有必要进行疲劳分析。
2.3 原活塞体分析结果
原活塞后半体在与活塞杆接触面圆角处静态应力最大，为138 MPa，如图4所示。疲劳安全系数[n]=1.2，如图5所示。许用疲劳安全系数[n]一般取为1.8～2.5[3-4]，因此该处的疲劳安全系数不足。
图4 活塞体应力云图
图5 活塞体疲劳安全系数
3 解决方案
3.1 活塞体优化方案
1)因裂纹主要出现在二级活塞的后半活塞体与承压块贴合面圆角处。此处承受交变的弯曲应力，如果仅仅是加大局部圆角结构，可能效果不是很理想，所以把后半活塞体上承压块直径从Φ110 mm增加为Φ140 mm，应力会随着面积的增加成比例降低。
2)承压块材料选为35CrMo，其抗拉强度和屈服强度远高于铝材，以确保自身强度。新结构的模型如图6所示。
3)活塞螺母安装时打压压力从57 MPa减小到47 MPa，即预紧力从381.3 kN减小到317.42 kN，以进一步降低后半活塞体受力。
图6 改造后的活塞体几何模型
3.2 新活塞体有限元分析
对新的活塞体重新进行分析，网格设置和边界条件与上文相同，网格如图7所示。改造后的活塞后半体在与活塞杆接触面圆角处静态应力最大，为75 MPa，如图8所示。疲劳安全系数[n]=2.1，如图9所示。许用疲劳安全系数[n]一般取为1.8～2.5，因此改造后活塞的疲劳强度合格。
图7 改造后的活塞体网格
图8 改造后的活塞体应力云图
图9 改造后的活塞体疲劳安全系数
4 结论
通过对活塞体结构的改造，可得出：原活塞体与承压块接触面圆角处交变应力过大，疲劳安全系数不足是产生裂纹的主要原因。改造时，增加了承压块直径，同时降低预紧力后，有效降低了活塞体接触面圆角承受的交变应力，提高了可靠性，进而满足压缩机安全生产的需求。
