基于ANSYS的往復(fù)活塞式壓縮機(jī)缸體失效分析

， ，

(1.聯(lián)泓新材料有限公司， 山東 滕州 277500； 2.中國石油 蘭州石化分公司 乙烯廠， 甘肅 蘭州 730060； 3.蘭州理工大學(xué) 石油化工學(xué)院， 甘肅 蘭州 730050)

基于ANSYS的往復(fù)活塞式壓縮機(jī)缸體失效分析

孫冰1，丁生華2，李樹勛3

(1.聯(lián)泓新材料有限公司， 山東 滕州 277500； 2.中國石油 蘭州石化分公司 乙烯廠， 甘肅 蘭州 730060； 3.蘭州理工大學(xué) 石油化工學(xué)院， 甘肅 蘭州 730050)

針對某高壓聚乙烯裝置一次壓縮機(jī)組四段缸體出現(xiàn)的裂紋，基于ANSYS對缸體裂紋出現(xiàn)的原因進(jìn)行了數(shù)值模擬，分析了不同狀態(tài)下缸體內(nèi)壁應(yīng)力的情況，詳細(xì)論述了缸體裂紋產(chǎn)生的機(jī)理，推斷缸體在交變載荷作用下的應(yīng)力集中點(diǎn)是導(dǎo)致缸體疲勞裂紋產(chǎn)生的主要誘導(dǎo)因素，預(yù)測了應(yīng)力集中點(diǎn)處的最小安全因子，對預(yù)防此類事故的發(fā)生提出了建議。

壓縮機(jī)； 缸體； ANSYS； 裂紋； 失效

國內(nèi)某公司20萬t/a高壓聚乙烯裝置為引進(jìn)德國BASELL公司管式反應(yīng)器生產(chǎn)技術(shù)，該裝置中一次壓縮機(jī)組為裝置運(yùn)行的核心設(shè)備之一，自2006年投用至今連續(xù)運(yùn)行。2014年，對該機(jī)組進(jìn)行例行維護(hù)發(fā)現(xiàn)四段排氣閥帶水，抽出氣缸套發(fā)現(xiàn)氣缸內(nèi)壁有水滲出，隨即對四段氣缸內(nèi)壁和兩側(cè)冷卻水夾套除銹清理并著色探傷，發(fā)現(xiàn)四段缸體出現(xiàn)3條長度為50～220 mm裂紋。

四段氣缸裂紋故障導(dǎo)致整個(gè)生產(chǎn)裝置停產(chǎn)，壓縮機(jī)缸體材質(zhì)為42CrMo4的進(jìn)口鍛件，備件替換周期長，簡單焊接處理風(fēng)險(xiǎn)較大，會(huì)給企業(yè)生產(chǎn)帶來巨大損失。后經(jīng)與外方專家多次探討，采取預(yù)熱后恒溫焊接并進(jìn)行焊后熱處理的臨時(shí)搶修措施，保證了裝置在最短時(shí)間內(nèi)恢復(fù)生產(chǎn)。

文中對一次壓縮機(jī)組氣缸裂紋失效的原因進(jìn)行深入調(diào)查和詳細(xì)分析，找出裂紋失效的根源，對避免壓縮機(jī)缸體裂紋的產(chǎn)生以及改進(jìn)新缸體的設(shè)計(jì)方案意義甚大[1,2]。

1 一次壓縮機(jī)組簡介

一次壓縮機(jī)組為1臺六缸六級臥式往復(fù)活塞式壓縮機(jī)，用于高壓聚乙烯裝置中乙烯氣一次升壓，使乙烯氣從0.14 MPa壓縮至28.8 MPa，可為二次壓縮機(jī)組從28.5 MPa壓縮至310 MPa提供初始壓力，此壓縮機(jī)的外觀示意圖見圖1，壓縮機(jī)各段軸功率均為3 801 kW，活塞桿材質(zhì)均為34CrViMo6，主要設(shè)計(jì)參數(shù)及壓縮機(jī)缸體材質(zhì)見表1。

圖1 一次壓縮機(jī)組外觀簡圖

段號設(shè)計(jì)壓力/MPa設(shè)計(jì)溫度/℃進(jìn)口出口進(jìn)口出口標(biāo)準(zhǔn)狀況下體積流量/(m3·h-1)缸體材質(zhì)一段0．1300．345401019924EN?GJL?250二段0．3281．088401159924EN?GJS?400?18URT三段1．0433．166401139924EN?GJS?400?18URT四段3．0536．27240923424442CrMo4五段6．10213．91040993424442CrMo4六段13．56031．08440683424442CrMo4

2 一次壓縮機(jī)組四段氣缸失效分析[3-9]

2.1宏觀檢查結(jié)果

①整個(gè)閥腔內(nèi)部均光滑平整，無麻點(diǎn)或腐蝕痕跡，也無任何沖擊或壓痕，可排除介質(zhì)腐蝕影響。②氣缸冷卻水夾套涂覆的防腐層無麻點(diǎn)或腐蝕痕跡，也無任何沖擊或壓痕，可排除循環(huán)水中氯離子的影響。③氣缸內(nèi)表面加工質(zhì)量一般，可明顯看到加工紋路，其表面粗糙度僅為6.3 μm左右。截面過渡臺階處存在尖角，顯然未采取圓弧過渡或消除應(yīng)力的處理。④氣缸內(nèi)壁著色檢查發(fā)現(xiàn)缸體內(nèi)部出現(xiàn)明顯的單向彎曲弧形裂紋，裂紋1長度約220 mm(圖2)，但裂紋附近及整個(gè)缸體未發(fā)現(xiàn)明顯的宏觀塑性變形，說明缸體裂紋出現(xiàn)時(shí)并未達(dá)到其材料的屈服極限。該裂紋為典型的脆性斷口裂紋，且裂紋為通透性裂紋。⑤對缸體冷卻水夾套進(jìn)行著色檢查,在裂紋1對稱夾套內(nèi)上下對稱的位置發(fā)現(xiàn)第2、3條裂紋，裂紋為初期形成階段，并未貫穿缸體，裂紋長度約為70 mm、50 mm。

圖2 四段氣缸3條裂紋位置

2.2失效分析

根據(jù)文獻(xiàn)[10]規(guī)定，往復(fù)式壓縮機(jī)缸體并不屬于壓力容器范疇。但根據(jù)往復(fù)式壓縮機(jī)氣缸的設(shè)計(jì)計(jì)算要求，其依據(jù)主要為薄壁圓筒壓力容器的計(jì)算公式，主要失效形式分為強(qiáng)度失效、剛度失效、穩(wěn)定性失效和泄漏失效4大類。中強(qiáng)度失效是指在壓力等荷載的作用下，因材料屈服或斷裂而引起的失效形式，通常包括韌性斷裂、脆性斷裂、疲勞斷裂、蠕變斷裂和腐蝕斷裂。

結(jié)合鋼制零部件理論失效形式，對比3條裂紋形態(tài)，可初步判定裂紋的產(chǎn)生應(yīng)為由缸體外部向缸體內(nèi)部逐漸延伸形成的脆性斷口裂紋。

3 一次壓縮機(jī)組四段氣缸有限元分析計(jì)算

3.1材料參數(shù)及工況

氣缸設(shè)計(jì)壓力7.5 MPa、溫度120 ℃，缸體材質(zhì)采用42CrMo4，其屈服強(qiáng)度σs=1 080 MPa、抗拉強(qiáng)度Rm=930 MPa、彈性模量E=2.05×105MPa，許用應(yīng)力[σ]=233 MPa[11]。四段氣缸主視圖見圖3。

圖3 四段氣缸主視圖

3.2網(wǎng)格劃分及模型[12，13]

四段氣缸結(jié)構(gòu)規(guī)則且對稱，可取一半模型進(jìn)行有限元分析，將模型進(jìn)行剖切后導(dǎo)入ANSYS生成三維模型。

采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分技術(shù)使整個(gè)模型自動(dòng)分配網(wǎng)格，充分利用該技術(shù)在模型尺寸發(fā)生突變處自動(dòng)將網(wǎng)格細(xì)化的功能，有利于計(jì)算過程的網(wǎng)格布局，劃分之后的模型大約有31.5萬個(gè)節(jié)點(diǎn)、21.5萬個(gè)單元，四段氣缸缸體網(wǎng)格分布圖見圖4。

圖4 四段氣缸缸體在ANSYS中網(wǎng)格分布

3.3設(shè)計(jì)工況下載荷與約束施加

考慮缸體支撐及出入口管線影響，對缸體上、下表面施加位移約束?？紤]缸蓋螺栓對缸體的影響，對缸蓋面施加位移約束。對缸體沿中心線的剖面位置施加對稱約束，并將對稱面上的方向位移設(shè)置為0。上述約束對缸體的作用力等效為接觸面的均勻分布力。對缸體內(nèi)表面施加介質(zhì)壓力7.5 MPa，其余面為自由面。由于溫度分布情況取決于實(shí)際工況，取值范圍變化較大，因此溫度分布取氣缸極端溫度120 ℃，環(huán)境參考溫度為22 ℃，缸體外表面添加空氣對流傳熱系數(shù)15 W/(m2·℃)。

3.4四段氣缸缸體應(yīng)力分布

四段氣缸缸體等效應(yīng)力分布云圖見圖5。

圖5 四段氣缸缸體等效應(yīng)力分布云圖

從圖5可知：①缸體外壁上的最大等效應(yīng)力約為525.57 MPa，發(fā)生在缸體冷卻水夾套筋板的過渡邊緣處。②缸體外壁上的最小應(yīng)力值約為0.485 MPa，發(fā)生在缸體填料端面尖角處，其值遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力。③缸體裂紋處的應(yīng)力值約為300 MPa，已超過材料的許用應(yīng)力。

由于分析時(shí)考慮到溫度對材料的影響，而熱應(yīng)力屬于二次應(yīng)力，若最大應(yīng)力值小于材料的3倍許用應(yīng)力，則不會(huì)引起缸體結(jié)構(gòu)失效。故缸體所承受的熱應(yīng)力值不會(huì)對其本身產(chǎn)生強(qiáng)度破壞。

從缸體裂紋位置可知，裂紋發(fā)生在缸體與筋板連接的過渡邊緣處，此處直角結(jié)構(gòu)發(fā)生突變，易引起應(yīng)力集中，也是鍛件的最薄弱處(圖5)，裂紋發(fā)生處應(yīng)力值分別為206 MPa、304.05 MPa和250.65 MPa，雖不超過材料的3倍許用應(yīng)力值，但有兩處已超過材料的許用應(yīng)力。同時(shí)考慮到實(shí)際工況缸體長期處于交變載荷的作用下，此處極易出現(xiàn)疲勞裂紋，需進(jìn)一步進(jìn)行疲勞分析。

缸體的最大等效應(yīng)力局部放大圖見圖6。

圖6 四段氣缸缸體最大等效應(yīng)力局部放大圖

由圖6可知，最大應(yīng)力值位于筋板與缸體的過渡邊緣處，此處結(jié)構(gòu)發(fā)生突變，造成應(yīng)力集中，應(yīng)力值約為525 MPa，在材料3倍應(yīng)力的允許范圍內(nèi)，但已遠(yuǎn)超出材料的許用應(yīng)力。若缸體長時(shí)間處于該狀態(tài)，此處極易產(chǎn)生裂紋，引起缸體的破壞。

四段氣缸缸體內(nèi)壁等效應(yīng)力分布見圖7。

圖7 四段氣缸缸體內(nèi)壁等效應(yīng)力分布云圖

從圖7可知，缸體內(nèi)壁最大應(yīng)力值約為440 MPa。壓縮機(jī)在完成整個(gè)吸氣-壓縮-排氣-膨脹的過程中，內(nèi)壁與缸蓋鄰近處的排氣壓力和溫度都比較大，外在的螺栓載荷也對缸體內(nèi)壁的受力產(chǎn)生影響。雖然應(yīng)力值在3倍許用應(yīng)力允許的范圍內(nèi)，但也超過了材料的許用應(yīng)力。

四段氣缸缸體外壁總變形量見圖8。

圖8 四段氣缸缸體外壁變形量分布云圖

從圖8可知，最大變形量位于氣缸填料端蓋處，其值為1.39 mm。此數(shù)值與施加約束有關(guān)，在實(shí)際工況下該變形量會(huì)減小。最小變形位置位于氣缸蓋與螺栓連接端面處，這是因?yàn)樵撎幩艿臒釕?yīng)力比較小，與施加的約束也有關(guān)。

3.5四段氣缸缸體疲勞分析

考慮氣缸處于長期運(yùn)行并承受交變載荷的狀態(tài)，對缸體進(jìn)行設(shè)計(jì)工況下的疲勞分析。添加疲勞模塊、疲勞材料特性曲線等，在實(shí)際工況下缸體運(yùn)行屬于高周疲勞，分析應(yīng)力-壽命關(guān)系。

由疲勞-壽命(S-N)曲線可知，42CrMo4鋼的S-N曲線在525 MPa應(yīng)力幅下出現(xiàn)平臺，其疲勞極限是525 MPa。

四段氣缸缸體外壁疲勞壽命分布云圖見圖9。

圖9 四段氣缸缸體外壁疲勞壽命分布云圖

從圖9可以知道，壓縮機(jī)四段氣缸缸體最小壽命出現(xiàn)在應(yīng)力最大處，最小壽命值約2.67×105次，筋板裂紋處的壽命滿足缸體的設(shè)計(jì)壽命2.91×109次。在氣缸上端與缸體連接的過渡邊緣處，缸體壽命小于設(shè)計(jì)壽命。

壓縮機(jī)四段氣缸缸體內(nèi)壁的疲勞壽命分布云圖見圖10。

圖10 四段氣缸缸體內(nèi)壁疲勞壽命分布云圖

由圖10可知，內(nèi)壁承受較大應(yīng)力處氣缸壽命明顯較小。這是因?yàn)樵撎幈旧沓惺苤容^大的應(yīng)力和外部載荷，又多結(jié)構(gòu)突變的影響，導(dǎo)致缸體壽命達(dá)不到設(shè)計(jì)壽命。

四段氣缸安全因子分布見圖11。

圖11 氣缸安全因子分布圖

由圖11可知，缸體的最小安全因子出現(xiàn)在最小壽命和最大應(yīng)力處，而裂紋處的安全因子也比較小，為1.5～2.0。

3.6四段氣缸失效原因

由于四段氣缸存在的設(shè)計(jì)缺陷，在缸體外部存在多處應(yīng)力集中點(diǎn)。這些應(yīng)力集中點(diǎn)長期高于或者接近缸體材料的許用應(yīng)力值，導(dǎo)致缸體的疲勞壽命低于機(jī)組的整體設(shè)計(jì)壽命，最終在交變載荷作用下，以缸體外部應(yīng)力集中點(diǎn)為策源地，由缸體外部向缸體內(nèi)部逐漸延伸形成疲勞裂紋，造成四段氣缸缸體提前失效。

4 結(jié)語

(1)實(shí)際工況下往復(fù)活塞式壓縮機(jī)缸體實(shí)際壽命可能會(huì)比較長，這是因?yàn)锳NSYS軟件對于疲勞壽命的分析是定性而非定量分析。此外，S-N曲線的選取并不是很精確，與實(shí)際曲線的偏差都會(huì)造成結(jié)果的偏差。

(2)不排除由于鍛件存在缺陷并在長期交變載荷的作用下產(chǎn)生缸體裂紋的可能性。

(3)對缸體進(jìn)行修復(fù)或者重新設(shè)計(jì)新缸體時(shí)，應(yīng)當(dāng)充分考慮消除缸體的應(yīng)力集中點(diǎn)，盡量減少由于結(jié)構(gòu)的不連續(xù)而引起的應(yīng)力集中，增大缸體裂紋處的安全因子[14，15]。

[1] 趙江平，馬立法.壓縮機(jī)高壓缸體失效分析與設(shè)計(jì)改進(jìn)[J].流體機(jī)械，2013，41(6):46-49.

(ZHAO Jiang-ping，MA Li-fa．Analysis and Improved Design on Failure of High-pressure Cylinder Block in High Presssure Compressor[J].Fluid Machinery，2013，41(6)：46-49．)

[2] 馬立法.高壓壓縮機(jī)高壓缸體失效研究與設(shè)計(jì)改進(jìn)[D].武漢：武漢理工大學(xué)，2008.

(MA Li-fa．Analysis and Improved Design on Failure of High-pressure Cylinder Block in High Pressure Compressor[D].Wuhan: Wuhan University of Technology，2008．)

[3] 韓以倫，溫學(xué)雷，王斌龍.基于ANSYS的液壓缸的有限元分析及優(yōu)化[J].煤礦機(jī)械，2011,32(9):94-96.

(HAN Yi-lun，WEN Xue-lei，WANG Bin-long. Finite Element Analysis and Optimization of Hydraulic Cylinder Based on ANSYS[J].Coal Mine Machinery，2011，32(9)：94-96.)

[4] 邢文國，滕文建，文立剛.壓縮機(jī)高壓氣缸的斷裂失效分析[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2008(5)：29-35.

(XING Wen-guo，TENG Wen-jian，WEN Li-gang．Fracture Failure Analysis of Compressor’s High-pressure Cylinder[J].Compressor Technology，2008(5)：29-35．)

[5] 郁永章，高秀峰.國內(nèi)外壓縮機(jī)學(xué)術(shù)研究近況[J].壓縮機(jī)技術(shù)，2003(4)：14-17.

(YU Yong-zhang，GAO Xiu-feng. Recent Research Development on Compressors at Home and Aborad [J].Compressor Technology，2003(4)：14-17．)

[6] JB/T 9105—1999，大型往復(fù)活塞壓縮機(jī)技術(shù)條件[S].

(JB/T 9105—1999，Echnical Requirements for Large Reciprocating Compressor[S].)

[7] 丁生華，瞿宜鴻.活塞式壓縮機(jī)氣閥的研究與發(fā)展方向[J].甘肅科技縱橫，2009，38(2)：52-53.

(DING Sheng-hua，QU Yi-hong．Research and Development Direction of Valve in Piston Compressor [J].Scientific & Technical Information of Gansu，2009，38(2)：52-53．)

[8] LIU Wei-hua，ANG Hai-song.Study of Failure Diagnostic Methods and Intelligent Diagnostic System for Reciprocating Compressors[J].International Journal of Plant Engineering and Management，2002，7(3):126-132.

[9] 高京衛(wèi)，韓毅.往復(fù)式壓縮機(jī)氣閥失效形式及故障診斷[J].天然氣技術(shù)，2007,1(6)：74-76.

(GAO Jing-wei，HANG Yi .Failure Mode and Fault Diagnosis of Reciprocating Compressor Valve[J].Natural Gas Technology ，2007，1(6)：74-76.)

[10] TSG 21—2016， 固定式壓力容器安全技術(shù)監(jiān)察規(guī)程[S].

(TSG 21—2016，Supervision Regulation on Safety Technology for Stationary Pressure Vessel[S].)

[11] GB/T 3077—1999， 合金結(jié)構(gòu)鋼[S].

(GB/T 3077—1999，Alloy Structure Steels[S].)

[12] 孫印杰，田效伍，鄭延斌.野火中文版Pro/ENGINEER基礎(chǔ)與實(shí)例教程[M].北京：電子工業(yè)出版社，2004.

(SUN Ying-jie，TIAN Xiao-wu，ZHENG Yan-bin. Foundation and Examples for Pro/ENGINEER in Wildfire Tutorial[M].Beijing: Electronic Industry Press，2004．)

[13] 丁毓峰.ANSYS12.0有限元分析完全手冊[M].北京：電子工業(yè)出版社，2011.

(DING Yu-feng. Handbook of Finite Element Analysis 12.0[M].Beijing: Electronic Industry Press，2011．)

[14] 張國輝，李世杰.活塞式壓縮機(jī)設(shè)計(jì)的基本原則[J].科技論壇，2000(6)：117-121.

(ZHANG Guo-hui，LI Shi-jie. Basic Principles of Design for Piston Compressor [J].Technology Forum，2000(6)：117-121.)

[15] 王宇.往復(fù)式壓縮機(jī)故障診斷及關(guān)鍵部件的失效行為分析[D].長沙：中南大學(xué)，2007.

(WANG Yu．Fault Diagnosis of Reciprocating Compressor and Failure Analysis of Key Components[D].Changsha：Central South University，2007.)

(許編)

FailureAnalysisofCylinderforReciprocatingPistonCompressorBasedonANSYS

SUNBing1，DINGSheng-hua2，LIShu-xun3

(1. Levima Advanced Materials Co. Ltd., Tengzhou 277500, China;2. Ethylene Plant of Lanzhou Petrochemical Company of PetroChina, Lanzhou 730060, China; 3. School of Petrochemical Engineering of Lanzhou University of Technology, Lanzhou 730050, China)

Numerical simulation was carried out based on ANSYS for the reason of cylinder body crack which appeared on forth stage cylinder head of primary compressor of one corporation’s high pressure polyethylene plant. The inner wall stress of cylinder was analyzed under different condition, and formation mechanism of cylinder body crack was expounded. Therefore, it can be inferred that stress concentrative point under alternative load was the major inducing factor which case the cylinder’s fatigue crack. Minimum safety factor of stress concentrative point was forecasted and some advices of precautions were put forward, as well.

compressor； cylinder body； ANSYS； crack； failure

TQ050.7； TB115.1

B

10.3969/j.issn.1000-7466.2017.05.008

1000-7466(2017)05-0040-05

2017-04-12

孫 冰(1983-)，男，山東泰安人，工程師，學(xué)士，主要從事石油化工設(shè)備管理工作。