呂杰明，李 敏

(山東華魯恒升化工股份有限公司，山東 德州 253011)

1 引言

華魯恒升在CO深冷工藝中，將來自氫氣汽提塔頂?shù)拈W蒸汽在換熱器中加熱后，送至閃蒸汽壓縮機，被壓縮到5.25 MPa后，與富氫氣混合，再一起送至下游甲醇合成，其甲醇合成的能力是100萬t/a。閃蒸氣壓縮機是兩列兩級對動平衡型，其型號為2D32-21/11.8-52.5。在2018年10月，在廠家人員現(xiàn)場指導(dǎo)下，空負(fù)荷和負(fù)荷試車結(jié)束后，投入生產(chǎn)。閃蒸氣壓縮機的性能參數(shù)如表1。

表1 閃蒸氣壓縮機參數(shù)表

2D32-21/11.8-52.5型閃蒸氣壓縮機在2018年10月安裝調(diào)試試車時，因為是空氣負(fù)荷試車且試車時間較短8 h，因此并未顯示出明顯異常。但在正式投入工藝氣負(fù)荷試車后，閃蒸氣壓縮機在短短數(shù)月內(nèi)，活塞環(huán)、支撐環(huán)異常磨損嚴(yán)重，2019年全年共檢修6次，平均每2月檢修一次。公司組織部門在壓縮機停車后進(jìn)行檢修，相繼對活塞環(huán)檢查開口間隙、支撐環(huán)比壓、工藝介質(zhì)分析后，均符合設(shè)計要求。且2019年對活塞環(huán)材質(zhì)升級，效果均不佳，如表2。

表2 活塞密封件簡況

某次壓縮機正常運行中，機身振值陡然上升，從平時的2.3 mm/s上升到12.4 mm/s，超過機身振動變送器的停車值4 mm/s，引起連鎖跳車，見圖1。現(xiàn)場檢查氣缸支座和地腳螺栓并未發(fā)現(xiàn)松動處，緩慢盤車也未發(fā)現(xiàn)連桿螺母及大小瓦處有異常聲響和松動處。聯(lián)系儀表對振動變送器檢查并無異常。通入氮氣準(zhǔn)備負(fù)荷試車，逐步關(guān)閉二回一氣路加壓時，發(fā)現(xiàn)氣管線路有異常氣流脈動，噪聲很大，和過往幾次開車截然不同。DCS系統(tǒng)機身振值顯示7.9 mm/s，再次跳車。再次通入氮氣，往復(fù)機打回流中，用便攜式測振儀測機身振動點顯示為3.8 mm/s，隨后對壓縮機檢查，拆二段氣缸發(fā)現(xiàn)缸套臺階處斷裂。聯(lián)系廠家后，氣缸返回廠家將目前的活動缸套更改為固定缸套，目前安全運行3個月，運行平穩(wěn)。

圖1 機身振值變化表

2 缸套斷裂原因分析

對缸套材質(zhì)進(jìn)行材質(zhì)分析，一種合金鑄鐵，材質(zhì)為JT25-47D，是在鑄鐵基礎(chǔ)上增加其他元素，起到比單灰鑄鐵更好的耐磨、強度效果。Ni含量為0.65%，Cu含量為0.6%，Mn含量為0.56%，Cr 含量為0.29%，Mo含量為為0.24%，結(jié)合灰鑄鐵成分判斷應(yīng)該不是材質(zhì)的問題。對缸套斷裂面進(jìn)行宏觀分析，發(fā)現(xiàn)該缸套靠近臺階側(cè)面有明顯光滑現(xiàn)象，而遠(yuǎn)離臺階處裂口粗糙并呈顆粒狀，具有脆性斷裂特征。結(jié)合缸套的受力特點，這種疲勞破壞是受反復(fù)載荷下的脆性斷裂。

聯(lián)想到該往復(fù)機活塞環(huán)磨損較快的特征，懷疑是缸套制造環(huán)節(jié)不達(dá)標(biāo)造成實際運行中熱態(tài)徑向跳動大繼而造成活塞環(huán)磨損快和缸套斷裂。由于該往復(fù)機是活動缸套，于是檢修時多次測量缸體內(nèi)徑和缸套外徑，并取平均值，見表3。

表3

活動缸套在往復(fù)機運動過程中，隨工作溫度的升起，理論上應(yīng)該由間隙配合逐漸變?yōu)檫^盈配合。若按照設(shè)計溫度，靠近缸蓋處過盈量λ=膨脹系數(shù)×溫度×缸徑=10.4×10-6×(40+115)/2×315=0.25 mm，靠近缸蓋處實際裝配間隙=0.25-(0.05+0.15)=0.05 mm也就是說實際過盈量在0.05 mm左右。而靠近缸座處實際裝配間隙=0.25-(0.07+0.17)=0.01 mm也就是說實際過盈量在0.01 mm左右，過盈量比較少，但DCS顯示的溫度要比設(shè)計溫度低15～20 ℃，若按照DCS顯示的溫度，來計算裝配間隙靠近缸蓋處的過盈量λ=膨脹系數(shù)×溫度×缸徑=10.4×10-6×(35+98)/2×315=0.22 mm靠近缸蓋處實際裝配間隙=0.22-(0.05+0.15)=0.02 mm 靠近缸座處實際裝配間隙=0.22-(0.07+0.17)=-0.02 mm

也就是說，缸套并沒有貼合在缸體上，缸套在缸體中的受力結(jié)構(gòu)形式應(yīng)該是簡支梁模型將變?yōu)閼冶哿耗Ｐ?。在懸臂梁模型下，在軸向方向上有缸蓋將缸套壓死不會產(chǎn)生竄動，而在徑向上考慮到有間隙導(dǎo)致的活塞運行的中心線和缸體的中心線有偏差，需要考慮到往復(fù)慣性力和活塞自重對缸套的沖擊。徑向上還會受到活塞環(huán)和支撐環(huán)周向旋轉(zhuǎn)的摩擦力，而這個力較小，我們可以忽略掉。而往復(fù)慣性力F=mrΩ2·cosθ，隨夾角變換，往復(fù)慣性力也發(fā)生變化。在外死點時，往復(fù)慣性力最大，但考慮到活塞運行的中心線和缸體的中心線夾角很小，往復(fù)慣性力的分力也就很小，也就是說往復(fù)慣性力在徑向上力也可以忽略。則對缸套來說，隨活塞的往復(fù)，缸套會間斷受到自重對缸套的作用力，一種類似于敲打的力。其彎矩變化具體如圖3。

我們再利用ANSYS軟件對缸套進(jìn)行受力分析，單獨考慮自重在距離臺階最遠(yuǎn)時對缸套的影響。其載荷全部加在缸套非臺階面上，約束則在臺階面上。有限元分析如圖2。

圖2 彎矩變化趨勢圖

由圖2可知，應(yīng)力集中出現(xiàn)在缸套臺階處，臺階Y方向上最高和最低處應(yīng)力都是集中最大處，且向四周逐漸變小。也就是缸套與缸體、缸座接觸的位置。提取出最大應(yīng)力節(jié)點，圖中MX處，進(jìn)行疲勞壽命分析。由于該缸套并沒有單獨用高頻拉壓疲勞試驗機上進(jìn)行試驗，其S-N曲線可參考灰鑄鐵材料疲勞試驗參數(shù)[1]，ANSYS疲勞分析模塊的分析結(jié)果如圖3。

圖3 缸套受力分析圖

一般來說，如果疲勞累計損失系數(shù)小于1，則表明在經(jīng)受住給定的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)后，該點不會發(fā)生疲勞破壞。假設(shè)往復(fù)機每轉(zhuǎn)一次，缸套被敲打一次，則1.5年次數(shù)為333×60×24×30×18≈0.25×109，其疲勞累計損失系數(shù)為2.48509，實際上該缸套是在運行1.5年左右發(fā)生斷裂，由此可見，該缸套的疲勞強度不夠，所以在規(guī)定的循環(huán)次數(shù)內(nèi)發(fā)生斷裂。但必須注意到，該SN曲線不具有指導(dǎo)意義，仍有借鑒意義?，F(xiàn)場該缸套裝配缸體時，由于缸套自身的定位銷孔一來就錯位嚴(yán)重，現(xiàn)場需要重新加工，所以可以發(fā)現(xiàn)該缸套由2個定位孔變?yōu)?個定位孔。定位孔的增多以及加工定位孔帶來的殘余應(yīng)力勢必使疲勞強度降低或疲勞壽命縮減。綜合來說，這個缸套斷裂的原因就是疲勞斷裂。

3 改進(jìn)措施

(1)將現(xiàn)有的缸套材質(zhì)[2]JT25-47D改變?yōu)?8CrMoAl，38CrMoAl是高壓缸上常用的缸套，38CrMoAl比JT25-47D有更好的力學(xué)性能。38CrMoAl中的Cr元素可增強鋼的淬透性并有二次硬化作用，鋼中的鉬則能提高鋼的強度，鋼中的鋁則能提高滲氮鋼的耐磨性和疲勞強度。

(2)將原有的活動缸套改為固定缸套，缸套與缸體之間就會一直是過盈配合而不是間隙配合，由于制造加工缸套精度不高帶來的反復(fù)載荷就不會存在。

4 改造后的效果

在壓縮機缸套材料和裝配方法改進(jìn)，投入使用，目前氣缸聲音正常，各工藝參數(shù)穩(wěn)定，運行狀況良好。