臧志賓，孔皓楠，陳 輝

(沈陽遠(yuǎn)大壓縮機(jī)有限公司，遼寧 沈陽 110027)

0 引言

往復(fù)式壓縮機(jī)通過氣缸內(nèi)活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)氣體壓力的提升。排氣過程結(jié)束后，將氣缸內(nèi)的氣體全部排出，通過管路系統(tǒng)輸送到下游設(shè)備內(nèi)?；钊谕鶑?fù)運(yùn)動(dòng)中，在缸體內(nèi)的位置不同，所承受的載荷也不同。活塞在氣缸中運(yùn)動(dòng)時(shí)，主要承受預(yù)緊力、熱膨脹力、氣體力、慣性力等載荷[1-2]。

1 原活塞體裂紋原因分析

因?yàn)榛钊诠ぷ鲿r(shí)，受到的氣體力會(huì)隨著壓縮機(jī)進(jìn)氣和排氣不斷的變化。若活塞體過渡圓角處應(yīng)力偏大，鑄造時(shí)有缺陷，又或者在加工時(shí)處理不當(dāng)，都有可能造成局部結(jié)構(gòu)出現(xiàn)應(yīng)力集中，這些小的結(jié)構(gòu)在交變載荷作用下，就會(huì)產(chǎn)生微小裂紋，如果沒有及時(shí)發(fā)現(xiàn)，嚴(yán)重時(shí)會(huì)出現(xiàn)重大事故。

1.1 計(jì)算參數(shù)

某現(xiàn)場的往復(fù)式壓縮機(jī)以壓縮氣態(tài)乙烯為主，二級(jí)壓縮，氣缸的作用方式是雙作用。其技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 壓縮機(jī)主要參數(shù)

1.2 損壞照片

在停車檢修時(shí)，發(fā)現(xiàn)二級(jí)活塞的軸側(cè)端圓角處出現(xiàn)裂紋。用著色法對裂紋處探傷，發(fā)現(xiàn)活塞與活塞桿軸向定位處的內(nèi)孔存在明顯裂紋，具體如圖1所示。

(a)

(b)

2 原活塞體有限元分析

2.1 原活塞體應(yīng)力分析模型

出現(xiàn)裂紋的活塞屬于二級(jí)活塞體，由前后兩半活塞體和活塞桿組成，具體結(jié)構(gòu)件如圖2、圖3所示。由于活塞模型就有對稱性，為提升計(jì)算速度，選擇1/2活塞結(jié)構(gòu)作為分析模型。

圖2 原活塞體幾何模型

圖3 原活塞體網(wǎng)格

2.2 網(wǎng)格劃分和邊界條件

活塞體材料：B247M Gr.6061，其抗拉強(qiáng)度σb=260 Mpa，屈服強(qiáng)度為σs=240 Mpa，楊氏彈性模量E=71 000 MPa，泊松比μ=0.33。

網(wǎng)格劃分：活塞套和螺母幾何形狀比較簡單，采取默認(rèn)方式劃分網(wǎng)格，得到六面體和四面體混合的網(wǎng)格?；钊w和承壓塊具有不規(guī)則形狀，采用四面體網(wǎng)格，并對清根處進(jìn)行局部加密，以獲得準(zhǔn)確的應(yīng)力。此模型具有465 844個(gè)節(jié)點(diǎn)，284 147個(gè)單元，網(wǎng)格平均質(zhì)量0.839 68，對于結(jié)構(gòu)分析來說網(wǎng)格質(zhì)量優(yōu)秀。

邊界條件：本級(jí)氣缸進(jìn)氣壓力為0.45 MPa(A)，排氣壓力為1.885 MPa(A)，活塞螺母安裝時(shí)打壓壓力為57 MPa，即預(yù)緊力381.3 kN(取一半施加于1/2模型上)，活塞體溫度取為進(jìn)、排氣溫度相加的1/2，即82℃，活塞體材料為鋁，密度較小，所以慣性力對強(qiáng)度影響很小，本案例中忽略活塞慣性力。固定活塞端面，對稱面施加法向約束。壓縮機(jī)工作時(shí)，活塞承受交替變化的進(jìn)氣和排氣壓力，形成交變載荷，因此有必要進(jìn)行疲勞分析。

2.3 原活塞體分析結(jié)果

原活塞后半體在與活塞桿接觸面圓角處靜態(tài)應(yīng)力最大，為138 MPa，如圖4所示。疲勞安全系數(shù)[n]=1.2，如圖5所示。許用疲勞安全系數(shù)[n]一般取為1.8～2.5[3-4]，因此該處的疲勞安全系數(shù)不足。

圖4 活塞體應(yīng)力云圖

圖5 活塞體疲勞安全系數(shù)

3 解決方案

3.1 活塞體優(yōu)化方案

1)因裂紋主要出現(xiàn)在二級(jí)活塞的后半活塞體與承壓塊貼合面圓角處。此處承受交變的彎曲應(yīng)力，如果僅僅是加大局部圓角結(jié)構(gòu)，可能效果不是很理想，所以把后半活塞體上承壓塊直徑從Φ110 mm增加為Φ140 mm，應(yīng)力會(huì)隨著面積的增加成比例降低。

2)承壓塊材料選為35CrMo，其抗拉強(qiáng)度和屈服強(qiáng)度遠(yuǎn)高于鋁材，以確保自身強(qiáng)度。新結(jié)構(gòu)的模型如圖6所示。

3)活塞螺母安裝時(shí)打壓壓力從57 MPa減小到47 MPa，即預(yù)緊力從381.3 kN減小到317.42 kN，以進(jìn)一步降低后半活塞體受力。

圖6 改造后的活塞體幾何模型

3.2 新活塞體有限元分析

對新的活塞體重新進(jìn)行分析，網(wǎng)格設(shè)置和邊界條件與上文相同，網(wǎng)格如圖7所示。改造后的活塞后半體在與活塞桿接觸面圓角處靜態(tài)應(yīng)力最大，為75 MPa，如圖8所示。疲勞安全系數(shù)[n]=2.1，如圖9所示。許用疲勞安全系數(shù)[n]一般取為1.8～2.5，因此改造后活塞的疲勞強(qiáng)度合格。

圖7 改造后的活塞體網(wǎng)格

圖8 改造后的活塞體應(yīng)力云圖

圖9 改造后的活塞體疲勞安全系數(shù)

4 結(jié)論

通過對活塞體結(jié)構(gòu)的改造，可得出：原活塞體與承壓塊接觸面圓角處交變應(yīng)力過大，疲勞安全系數(shù)不足是產(chǎn)生裂紋的主要原因。改造時(shí)，增加了承壓塊直徑，同時(shí)降低預(yù)緊力后，有效降低了活塞體接觸面圓角承受的交變應(yīng)力，提高了可靠性，進(jìn)而滿足壓縮機(jī)安全生產(chǎn)的需求。