氫氣壓縮機活塞桿斷裂原因分析及對策

宋波

（中國石油獨山子石化公司設備檢修公司，新疆 獨山子 833600）

1 機組重要參數（表1）

表1 機組重要參數

2 失效情況簡介

氫氣往復式壓縮機先后出現一級缸活塞、活塞桿失效斷裂?；钊恢迷谇S側活塞壁上，活塞桿失效在與十字頭連接處，如圖1所示1-1處，斷面為切向。

3 活塞桿疲勞強度校核

（1）活塞桿在往復運動過程中主要受力可分兩部分。一是活塞安裝是拉緊螺栓產生的預緊力；二是運動中氣體壓縮產生的活塞力。根據應力集中特點，活塞桿應力集中分布，十字頭側集中在連接圖1所示1-1處，活塞側集中在螺紋退刀槽處，圖1所示2-2處。

（2）活塞端活塞桿疲勞強度校核?；钊嘶钊麠U鎖緊螺母的預緊方法是：將M48的螺母緊固后對稱使用27N．M的力矩緊固12個M9的拉緊螺栓產生預緊力?；钊麠U連接長度為55mm，螺紋尾部退刀槽直徑44mm、長度10mm。

圖1 活塞桿結構圖

根據外商提供的資料，活塞桿材質為不銹鋼X20CrNi17．2，活塞桿經過碳化鎢處理表面硬度達到HRC60，經過查DIN材料標準（德國標準化學會），材料機械性能：抗拉強度σb≥1080MPa、屈服強度σs=726MPa（熱處理：正火，1000～1020℃，淬火，1000～1020℃油冷或空冷；回火，540～600℃油冷或空冷），σ-1≥1080-726=354MPa；

活塞桿在運行過程中，承受的是交變載荷，按活塞桿設計規范要求，應進行疲勞計算，并校核應力幅的安全系數na和最大應力安全系數n，使na≥[na]=2．5-4，n ≥ [n]=1．25-2．5。

與許用安全系數相比，2-2截面應力幅安全系數na和最大應力安全系數n都遠遠大于許用安全系數，疲勞強度滿足要求?；钊馁|為碳鋼，其壁厚為20mm,查GB6654-1996標準：常溫下20mm壁厚的碳鋼抗拉強度σb=420MPa、屈服強度σs=235MPa，在壓縮溫度110℃出口溫度下殘余伸長應力σs為156MPa?；钊谶\動過程中受到的最大應力σmax=532MPa，在活塞桿疲勞強度安全系數大大滿足許用安全系數時，活塞桿及活塞在最大應力用下，失效首先出現在安全系數低的活塞壁處，而不是活塞桿。實際運行中先是出現失效破裂，這與上述計算分析結果是一致的。

（3）十字頭端活塞桿疲勞強度校核?；钊麠U與十字頭連接預緊方法是：將4個M30的夾緊螺母緊固后使用29N·m的力矩緊固4×8個M6的拉緊螺栓產生預緊力?；钊麠U連接長度120mm，直徑為64mm。

活塞桿與拉緊螺栓均為不銹鋼，其彈性模量E=0．21×106MPa；

式中: K——拉緊系數，取3；P——最大氣體力，N。

活塞桿與十字頭連接處截面所受最大力及最小力：

與許用安全系數相比，1-1截面應力幅安全系數和最大應力安全系數雖然滿足要求，但都處于許用下限，經過長周期運行后疲勞強度降低，工藝或機械安裝稍有偏差，安全系數達不到許用安全系數。

4 措施及建議

根據上述分析結論，采取以下改造措施。第一將一級活塞質量增加65kg加厚活塞壁，為消除活塞增重產生的慣性力在二級十字頭連接處加配重進行平衡；第二，根據API618標準，在活塞上開兩個直徑為3 mm的單孔，活塞連續自行放氣降壓；第三，將一、二級氣缸運行負荷調整為壓縮機額定負荷的85%～90%，降低活塞桿最大活塞力；第四，監測活塞桿儀表探頭沉降量變化，及時檢修防止十字頭與滑道垂直度偏差過大，造成活塞桿彎曲產生彎曲外力，其應力值與活塞桿所受最大應力疊加，超過活塞桿許用應力；第五，安裝鎖緊螺母時，預緊力要足夠、均勻，否則截面處應力幅增加，疲勞斷裂可能性增大。