游赟 禹貴成 周博涵 徐春碧

1重慶科技學(xué)院石油與天然氣工程學(xué)院

2中國石油西南油氣田分公司儲氣庫管理處

相國寺儲氣庫是我國西南地區(qū)首座利用碳酸鹽巖儲層改建的儲氣庫，也是國家天然氣管網(wǎng)重要的樞紐配套工程，擔(dān)負著地區(qū)季節(jié)調(diào)峰、事故應(yīng)急及戰(zhàn)略儲備等重任[1-3]。儲氣庫集注站裝配有8臺壓縮機組，采用了美國ARIEL公司KBU/6型往復(fù)式壓縮機和德國SIEMENS 公司1SB46366JE80-Z 驅(qū)動電動機，單臺設(shè)計處理能力166×104m3/d[4-5]?；钊麠U作為往復(fù)式壓縮機的核心部件，是連接活塞和工作部件的關(guān)鍵零件[6]。自儲氣庫投運以來，先后多次發(fā)生活塞桿斷裂事故，由活塞桿斷裂引起的連鎖破壞造成停機對儲氣庫生產(chǎn)影響巨大。為此，根據(jù)多次活塞桿斷裂的相似故障情況，從金屬性能檢測和基于CAE 軟件模擬分析的角度出發(fā)，對活塞桿斷裂故障原因進行了探析，以杜絕同類事故再次發(fā)生，具有重要現(xiàn)實意義。

1 活塞桿金屬性能檢測

因壓縮機工作中出現(xiàn)缸頭端排氣泄漏、曲軸端排氣泄漏等異?，F(xiàn)象，拆卸后發(fā)現(xiàn)活塞桿發(fā)生斷裂，活塞桿材料為合金結(jié)構(gòu)鋼42CrMo，基本屬性如表1所示[7]。

表1 42CrMo的材料屬性Tab.1 42CrMo material properties

（1）對斷口宏觀形貌采用微距拍攝未見明顯的疲勞條紋。

（2）對活塞桿外表面至中心部位的材料金相組織測試，觀察到組織中存在沿活塞桿軸線方向的帶狀偏析，且組織存在不均勻性。

（3）對斷口微觀形貌測試，觀察到斷口中局部區(qū)域可見粗大碳化物和夾雜物，碳化物為裂紋源。

（4）通過室溫拉伸性能試驗[8]和沖擊試驗[9]得到平均抗拉強度為954.5 MPa，平均屈服強度為859.3 MPa，平均延伸率為9.4%，平均沖擊韌性為15.9 J/cm2，其值均低于42CrMo國家標準[7]。

（5）通過硬度測試得到材料硬度最大值為357.5 HV（338 HB），最小值269.8 HV（257 HB），高于國標（過硬）。

由此可見，活塞桿斷裂模式為一次性快速斷裂，材料組織存在一定缺陷。

2 活塞桿受力分析

2.1 幾何模型

壓縮機進氣壓力設(shè)計為7.0～9.5 MPa，額定一級排氣壓力為21.9 MPa，二級排氣壓力為42 MPa，轉(zhuǎn)速600～1 200 r/min，行程146 mm，連桿469.9 mm，活塞桿直徑73 mm[5]。為進一步分析活塞桿的工作特性，建立活塞桿的幾何模型如圖1所示，桿身與伸出段簡化為圓角過渡處理[10]。

2.2 綜合活塞力計算

通過對模型施加邊界載荷反映活塞桿運動時受慣性力等的綜合活塞力作用。

圖1 活塞桿幾何模型Fig.1 Geometrical model of piston rod

（1）往復(fù)慣性力I[10]。

式中，mp為往復(fù)運動質(zhì)量，kg；r為曲柄半徑，mm；λ為曲柄半徑連桿比；n為轉(zhuǎn)速，r/min；α為曲柄轉(zhuǎn)角，（°）。

（2）氣體力P[10-11]。

氣體壓縮過程中的氣體力為

氣體膨脹過程中的氣體力為

吸、排氣過程氣體力的計算：

吸氣過程

排氣過程

式中：Pc為氣體壓縮過程中的氣體力，N；Ps為氣體膨脹過程中的氣體力，N；Pi為氣體吸氣過程中的氣體力，N；Pe為氣體排氣過程中的氣體力，N；S為壓縮機行程，mm；Sx為活塞到軸側(cè)或蓋側(cè)氣缸端蓋之間的距離，mm；Sc為余隙容積折合長度，mm；F為活塞面積，mm；ps為吸氣壓力，MPa；pd為排氣壓力，MPa。

（3）綜合活塞力Pt[10-11]。

綜合活塞力由上述各項進行迭加

通過計算可得，當曲軸轉(zhuǎn)角為20°左右時，活塞桿受最大拉伸力334 kN；當曲軸轉(zhuǎn)角為170°左右時，最大壓縮力為356 kN。

3 有限元分析

3.1 強度分析

在建立幾何模型基礎(chǔ)上，通過切分畫網(wǎng)格的方法進行網(wǎng)格劃分，如圖2所示。

（1）活塞桿在最大拉伸力作用下的分析。將活塞桿最大拉伸力334 kN 作為約束及邊界條件，計算得到等效應(yīng)力分布云圖（圖3）和變形分布云圖（圖4）?；钊麠U在最大拉伸力工況條件下的最大應(yīng)力為253.41 MPa、最大變形量為0.629 mm。

圖2 活塞桿的網(wǎng)格劃分示意圖Fig.2 Schematic diagram of grid division of piston rod

圖3 活塞桿受最大拉力時的等效應(yīng)力云圖Fig.3 Equivalent stress cloud chart of piston rod under maximum tension

圖4 活塞桿受最大拉力時的變形分布云圖Fig.4 Deformation distribution cloud chart of of piston rod under maximum tension

（2）活塞桿在最大壓縮力作用下的分析。將活塞桿最大壓縮力356 kN 作為約束及邊界條件，計算得到等效應(yīng)力分布云圖（圖5）和變形分布云圖（圖6）?；钊麠U在最大壓縮力工況條件下的最大應(yīng)力為270.24 MPa、最大變形量為0.671 mm。

圖5 活塞桿受最大壓縮時的等效應(yīng)力云圖Fig.5 Equivalent stress cloud chart of piston rod under maximum compression

圖6 活塞桿受最大壓縮時的變形分布云圖Fig.6 Deformation distribution cloud chart of piston rod under maximum compression

由此可知，當活塞桿承受最大拉伸力或壓縮力時，其最大等效應(yīng)力均小于活塞桿材料的屈服極限，滿足強度要求。但從圖中也發(fā)現(xiàn)最大應(yīng)力產(chǎn)生于活塞桿階梯角位置處，應(yīng)力的集中則可能導(dǎo)致活塞桿發(fā)生斷裂。

3.2 模態(tài)分析

通過模態(tài)分析以排除是否因共振現(xiàn)象造成活塞桿斷裂的可能。采用有限元[12-13]計算得到的活塞桿6階固有頻率如表2所示，振型如圖7～圖12所示。

表2 活塞桿6階固有頻率Tab.2 Piston rod natural frequency of 6 stages

圖7 活塞桿的一階振型Fig.7 First vibration mode of piston rod

圖8 活塞桿的二階振型Fig.8 Second vibration mode of piston rod

圖9 活塞桿的三階振型Fig.9 The third vibration mode of piston rod

圖10 活塞桿的四階振型Fig.10 The fourth vibration mode of piston rod

圖11 活塞桿的五階振型Fig.11 The fifth vibration mode of piston rod

圖12 活塞桿的六階振型Fig.12 The sixth vibration mode of piston rod

隨著振型階次的增加，固有頻率增大[10，14]，圖中振型主要表現(xiàn)形式為彎曲、扭轉(zhuǎn)和振動。通過觀察，振動振幅最大的位置發(fā)生在活塞桿與活塞中的固定連接處，該處是活塞桿的薄弱點，容易產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，這與現(xiàn)場活塞桿斷裂的主要位置基本吻合。

激振頻率計算式[12，15]為

式中，f為激振頻率，Hz；m為壓縮機的級每轉(zhuǎn)的吸氣或排氣次數(shù)；n為轉(zhuǎn)速，取950 r/min。計算得激振頻率為15.83 Hz，其值小于第1 階的固有頻率，活塞桿發(fā)生共振可能性較小。

4 結(jié)論

（1）通過活塞桿金屬性能檢測分析，材料組織中存在較嚴重不均勻性（帶狀偏析），意味著偏析區(qū)相間部位的微區(qū)成分存在差異，造成奧氏體向馬氏體組織轉(zhuǎn)變的不一致性，使其組織應(yīng)力增加，且組織中存在較大尺寸的碳化物，不規(guī)則粗大碳化物尖端易導(dǎo)致應(yīng)力集中，成為裂紋源。

（2）采用有限元方法對活塞桿進行受力分析，計算所得最大等效應(yīng)力小于材料屈服極限，滿足強度要求，但也發(fā)現(xiàn)最大變形出現(xiàn)在活塞桿與活塞連接部位，且活塞桿階梯角位置處應(yīng)力集中明顯，這與使用現(xiàn)場活塞桿發(fā)生斷裂位置基本相同。

（3）通過模態(tài)分析，振動幅值最大的部位主要發(fā)生在活塞桿與活塞的固定連接處，但壓縮機工作轉(zhuǎn)速對應(yīng)的頻率小于第1階的固有頻率，可以排除原因是共振而造成的破壞。

（4）綜合以上分析認為，活塞桿斷裂模式為一次性快速斷裂，其故障原因除材料存在一定缺陷外，振動造成活塞桿位移不均勻，出現(xiàn)偏心現(xiàn)象造成應(yīng)力集中也是主要因素。