梁佳

（中國石油化工集團(tuán)有限公司物資裝備部，北京 100827）

0 引言

隨著燃料電池產(chǎn)業(yè)的快速發(fā)展，用于給車輛進(jìn)行氫燃料充裝的加氫站成為重要的基礎(chǔ)設(shè)施，氫的儲存和運輸對加氫站的運作尤為重要。在氫制備過程中，需采用壓縮機(jī)先將氫燃料壓縮到34.47～68.95 MPa（5000～10 000 psi）的高壓。通常采用隔膜壓縮機(jī)來完成這項工作。與其他壓縮機(jī)不同，隔膜壓縮機(jī)采用金屬隔膜將氣體與液壓油完全分離，因此被壓縮氣體具有較高純度，同時具有壓縮比大、冷卻要求低等優(yōu)點，是處理純凈氣體的理想壓縮設(shè)備。但由于隔膜片、缸蓋等承壓元件易于損壞，使隔膜壓縮機(jī)的應(yīng)用受到一定限制。

為提高隔膜壓縮機(jī)的工作性能，各國學(xué)者對改進(jìn)隔膜片的密封性和工作性能進(jìn)行了大量研究[1-4]，但對氣缸的變形和應(yīng)力這一重要的性能指標(biāo)卻很少討論。目前這一方面的研究方法大多集中于采用有限元分析及故障診斷。如白剛等[5]應(yīng)用有限元方法對壓縮機(jī)氣缸蓋聯(lián)接螺栓進(jìn)行應(yīng)力分析，提出一種螺栓聯(lián)接分析問題的解決方法；張錫愛等[6]基于ANSYS提出一種通過預(yù)設(shè)知識檢索功能的輔助設(shè)計系統(tǒng)，用于壓縮機(jī)氣缸的設(shè)計；孫卓輝等[7]基于LabVIEW提出一種采集壓縮機(jī)氣缸壓力信號的方法，用于氣缸故障診斷；劉可燃等[8]、顧惠君等[9]、唐學(xué)敏等[10]分析了隔膜在隔膜壓縮機(jī)中的重要性，介紹了隔膜故障監(jiān)測系統(tǒng)的組成及防止隔膜故障監(jiān)測誤操作的方法；侯成濤等[11]簡述了隔膜壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)與基本原理，分析了其在工作過程中可能出現(xiàn)的典型故障，重點針對各種故障提出了檢修措施；A. A. Sathe等[12]提出了一種在隔膜壓縮機(jī)的靜電致動隔膜的作用下模擬運行瞬間動態(tài)力的分析方法。本文針對在高溫高壓條件下，探究某國外知名廠家生產(chǎn)的隔膜壓縮機(jī)缸蓋局部開裂的問題，對其力學(xué)損傷特性進(jìn)行材料的機(jī)理分析，同時對結(jié)構(gòu)受力進(jìn)行有限元分析并提出對應(yīng)的優(yōu)化設(shè)計方案。

1 缸蓋參數(shù)與斷裂初步分析

產(chǎn)生裂紋的氣缸缸蓋是某國外公司制造的加氫站用隔膜壓縮機(jī)設(shè)備零件，投入運行1個月后氣缸蓋在排氣閥孔位置出現(xiàn)裂紋。缸蓋的設(shè)計參數(shù)如表1所示。

表1 某隔膜壓縮機(jī)氣缸設(shè)計參數(shù)

裂紋出現(xiàn)在缸蓋排氣閥部位，經(jīng)取樣發(fā)現(xiàn)試樣從內(nèi)部向四周均產(chǎn)生裂紋，如圖1所示。

圖1 缸蓋裂紋取樣

由于目前無法斷定是材料還是結(jié)構(gòu)因素導(dǎo)致的問題，因此需要對缸蓋的材料成分和力學(xué)性能進(jìn)行分析，再通過材料和結(jié)構(gòu)改進(jìn)對缸蓋進(jìn)行綜合優(yōu)化，以達(dá)到最佳力學(xué)性能。

1.1 缸蓋試樣力學(xué)性能檢測

為更加準(zhǔn)確客觀地表達(dá)有限元模型中缸蓋結(jié)構(gòu)的材料模型，下面將通過對試樣的%理化分析確定缸蓋的材料性能。

1）化學(xué)成分分析。采用德國OBLFQSN750-Ⅱ型真空光譜儀在發(fā)現(xiàn)裂紋的表面附近進(jìn)行取樣。具體分析結(jié)果如表2所示。

表2 缸蓋光譜檢測結(jié)果

2）力學(xué)性能檢測。對有裂紋的缸蓋試樣做拉伸性能、沖擊性能和硬度試驗。力學(xué)性能試驗結(jié)果如表3所示。

表3 缸蓋（裂紋）力學(xué)性能檢測結(jié)果

1.2 斷裂原因分析

通過采用直讀光譜儀、位伸試驗機(jī)等檢測設(shè)備，對缸蓋樣品進(jìn)行材料成分與抗拉強(qiáng)度檢驗，根據(jù)檢測結(jié)果可知：

1）由表2可知，該缸蓋材料錳含量超出標(biāo)準(zhǔn)值，使材料硬脆性增大，缸蓋開裂使其延展性有所降低，材料有開裂傾向。

2）由表3可知，該缸蓋力學(xué)性能不足，斷面收縮率為51%，遠(yuǎn)低于標(biāo)準(zhǔn)值，表示材料的韌性不能滿足缸蓋應(yīng)具有力學(xué)性能要求。

同時裂紋多數(shù)集中于缸蓋閥窩處，除材料因素的影響外，缸蓋排氣閥窩處厚度不足、閥窩根部的R角過小，易產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，因此有必要對缸蓋樣品進(jìn)行有限元分析，確定其是否有結(jié)構(gòu)缺陷。

2 缸蓋結(jié)構(gòu)的有限元分析

分析基于隔膜壓縮機(jī)原始幾何模型，僅對氣閥孔處簡化后的模型進(jìn)行分析，根據(jù)表1中的設(shè)計參數(shù)設(shè)置進(jìn)氣閥及排氣閥等效壓力。對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，閥孔處用長度為0.2 mm的細(xì)化網(wǎng)格，其它部分為長度10 mm的粗網(wǎng)格，網(wǎng)格沿氣缸壁厚度方向分3層，如圖2所示。

圖2 模型網(wǎng)格劃分

2.1 溫度場分析

由于壓縮機(jī)在運行過程中，氣體受溫度影響產(chǎn)生的氣體力對缸蓋的受力具有重要影響，因此首先進(jìn)行溫度場分析，在隔膜壓縮機(jī)工作期間，氣體通過吸氣閥進(jìn)入氣缸腔體，經(jīng)壓縮后高溫氣體由排氣閥排出。氣缸中的氣體與腔體及液壓油與缸蓋之間都存在著熱傳遞[8]。設(shè)氣體的初始溫度為0 ℃，環(huán)境溫度為20 ℃，工作穩(wěn)定時缸蓋體的溫度場分布如圖3所示?？芍r穩(wěn)定時排氣孔溫度最高可達(dá)298 ℃，高溫高壓下，氫介質(zhì)使缸體材料的抗氫脆性能降低，因此在這一位置增加了閥孔斷裂的風(fēng)險，在應(yīng)力分析時需對這里采用特殊的細(xì)網(wǎng)格劃分。

圖3 溫度分布

2.2 應(yīng)力強(qiáng)度分析

按設(shè)計工況設(shè)置力邊界等效壓力[10]，沿壁厚方向的最短距離設(shè)定應(yīng)力分類線，對閥窩圓角進(jìn)行有限元分析，結(jié)合圖4，分別得出在排氣溫度298 ℃影響下的管套熱應(yīng)力和閥窩處所受預(yù)緊力：在預(yù)緊狀態(tài)下閥窩部位的局部應(yīng)力σ1=1784 MPa，如圖5所示；在排氣狀態(tài)下閥窩部位的局部應(yīng)力σ2=1143 MPa，如圖6所示。

圖4 預(yù)緊狀態(tài)局部應(yīng)力

圖5 排氣狀態(tài)局部應(yīng)力

采用JBT 4732《鋼制壓力容器-分析設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)》進(jìn)行應(yīng)力評定。根據(jù)“FKM應(yīng)力評估規(guī)范”可知，300 ℃左右316L材料的許用應(yīng)力公式為

式中：σs為材料的屈服強(qiáng)度，σs=205 MPa；nT為溫升系數(shù)，nT=0.66；nl為安全系數(shù)，nl=1.5。

由式（1）可計算出材料的許用應(yīng)力[σ]=90.5 MPa。

應(yīng)力強(qiáng)度校核結(jié)果如表4所示。

表4 缸蓋閥窩處應(yīng)力強(qiáng)度證實表

由表4可知閥窩處結(jié)構(gòu)厚度不足，不能滿足強(qiáng)度要求。同時閥窩處應(yīng)力變化幅度為Sa=（σ1-σ2）/2=330 MPa，根據(jù)JBT 4732疲勞分析評定中許用疲勞曲線所示，許用循環(huán)次數(shù)小于105，說明閥窩處應(yīng)力集中程度過高，不能滿足疲勞強(qiáng)度要求。

3 缸蓋的優(yōu)化設(shè)計

首先缸蓋材料選用鐵基沉淀硬化合金，與原缸蓋材料相比，該合金在高溫下具有較高的屈服強(qiáng)度和較好的持久、蠕變強(qiáng)度。然后對缸蓋部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

3.1 缸蓋部件改造前后剖面圖對比

缸蓋閥窩處厚度增大，考慮到氣缸通水冷卻對降低氣缸內(nèi)的氣體溫度有明顯的改善，因此，對缸蓋進(jìn)行增加水道孔設(shè)計。優(yōu)化后結(jié)構(gòu)如圖6所示，優(yōu)化后的設(shè)計參數(shù)如表5所示。

表5 優(yōu)化后缸蓋主要設(shè)計參數(shù)

圖6 缸蓋部件結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后剖面圖對比

3.2 有限元分析

根據(jù)缸蓋設(shè)計參數(shù)和實際工況，再次采用上述方法對缸蓋閥窩圓角處進(jìn)行有限元分析，并采用JBT 4732《鋼制壓力容器-分析設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)》進(jìn)行應(yīng)力評定。

由圖7和圖8可以得出，在排氣溫度298 ℃影響下的管套熱應(yīng)力和閥窩處所受預(yù)緊力：在預(yù)緊狀態(tài)下閥窩部位的局部應(yīng)力σ1=308.5 MPa；在排氣狀態(tài)下閥窩部位的局部應(yīng)力σ2=230.6 MPa。

圖7 預(yù)緊狀態(tài)局部應(yīng)力

圖8 排氣狀態(tài)局部應(yīng)力

根據(jù)JBT 4732進(jìn)行應(yīng)力評定，應(yīng)力強(qiáng)度校核結(jié)果如表6所示。

表6 缸蓋閥窩處應(yīng)力強(qiáng)度證實表

由表6可知，經(jīng)優(yōu)化后的缸蓋閥窩處所受一次薄膜應(yīng)力和彎曲強(qiáng)度均較優(yōu)化前大幅減小，可知閥窩處結(jié)構(gòu)厚度足夠，滿足強(qiáng)度要求。

3.3 實驗驗證

為進(jìn)一步驗證優(yōu)化結(jié)果的可靠性，對優(yōu)化后的缸蓋進(jìn)行再加工，再對試樣進(jìn)行應(yīng)力測試，將超聲應(yīng)力傳感器設(shè)置于缸蓋的測試點，對閥窩處應(yīng)力進(jìn)行多次測量，記錄測量值，得到最大測量值，測試點的應(yīng)力最大值分別為σ1max=231.56 MPa，σ2max=156.35 MPa，變化幅度為Sa=（σ1-σ2）/2=37.6 MPa，與仿真結(jié)果基本相符。

圖9 缸蓋測試點

4 結(jié)論

本文通過實驗與有限元仿真相結(jié)合的方式討論了隔膜壓縮機(jī)缸蓋裂紋產(chǎn)生的機(jī)理，在高溫高壓條件下缸蓋材料、結(jié)構(gòu)對其力學(xué)性能的影響。在此基礎(chǔ)上提出了材料與結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案以解決因氫脆性導(dǎo)致的壓縮機(jī)運行可靠性問題。

1）在穩(wěn)定工況下工作時，缸蓋表面排氣閥孔區(qū)域因高溫高壓影響缸蓋的一次薄膜應(yīng)用與彎曲強(qiáng)度，當(dāng)處于最高溫度時，實測值高于許用應(yīng)力值。經(jīng)優(yōu)化閥窩厚度后，應(yīng)力效應(yīng)明顯改善。

2）利用有限元法結(jié)合實驗驗證的方法對缸蓋進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，解決了缸蓋出現(xiàn)裂紋的問題，這種設(shè)計方法在實際設(shè)計中具有較廣泛的應(yīng)用價值。