循環氫壓縮機進氣閥閥座斷裂原因分析及處理

丁少勇，李維特

(呼倫貝爾金新化工有限公司，內蒙古 呼倫貝爾 021506)

0 引 言

呼倫貝爾金新化工有限公司(簡稱金新化工)500 kt/a合成氨裝置低溫甲醇洗系統采用德國魯奇低溫甲醇洗工藝。其中，14-3DF-G型循環氫壓縮機(一開無備)作為系統關鍵設備之一，用于回收甲醇洗閃蒸氣中的H2、CO2等。該壓縮機為上海東方壓縮機制造有限公司生產的往復式壓縮機，機身三列對稱平衡布置，一級壓縮，氣缸采用無油潤滑；機組由同步電機驅動，電機轉速300 r/min，功率1 900 kW；因工藝系統原始設計存在偏差，機組實際工況與設計工況偏離較大，其設計/實際工藝參數分別為入口壓力0.847/0.930 MPa(A)、出口壓力3.520/3.320 MPa(A)，入口溫度-28/-18 ℃、出口溫度90/100 ℃，入口流量34 935/38 000 m3/h；所輸送介質為混合氣體，相對分子質量約39.8，主要組分(體積分數，下同)為CO286.9%、H26.2%、CH44.3%。

目前，金新化工循環氫壓縮機氣閥全部采用網狀閥，單缸氣閥配置為六進四出，其中靠近機身一側進氣閥全部帶卸荷器，閥片材質為PEEK，閥座及升程限制器材質為2Cr13。實際生產中，循環氫壓縮機頻繁因進氣閥失效而被迫停車，平均運行周期65 d左右，嚴重影響系統的正常運行；檢修發現，所有故障進氣閥均出現閥座開裂現象，其開裂部位集中于最外圈的徑向筋，并沿根部擴展至整圈閥座。為此，通過對循環氫壓縮機進氣閥閥座危險截面進行彎曲應力分析、對閥座材料進行失效分析，找到了進氣閥閥座頻繁斷裂的根本原因，并進行了相應的優化改進，確保了系統的穩定運行。以下對有關情況作一簡介。

1 循環氫壓縮機進氣閥閥座受力情況分析

循環氫壓縮機進氣閥正常工作狀態下，閥座受力主要有閥片的撞擊力、氣流流過閥座通道時的阻力、與曲軸同頻率變化的氣閥進氣與排氣壓差等3種。其中，閥片對于閥座的撞擊力主要影響閥片的自身強度，氣流通道阻力相較于閥座兩側的進氣與排氣壓差來說可忽略不計，在分析閥座自身強度的時候，重點考慮閥座兩側承受的進氣與排氣壓差。

2 閥座的強度計算

據循環氫壓縮機設計手冊，閥座的設計厚度主要是為了保證閥座的剛性。據相關經驗，閥座剛性主要取決于閥座厚度、閥座承受的內外壓差及閥座的最大外徑(Dmax)。為校核實際運行工況下循環氫壓縮機進氣閥閥座的剛度，需對閥座受力情況進行分析。

2.1 具有弧形通道的閥座所受應力情況

如圖1所示，基于弧形通道的閥座設計，通常有Ⅰ-Ⅰ和Ⅱ-Ⅱ 2個危險截面。當截面Ⅰ-Ⅰ的彎曲應力超過許用值，長期運行進氣閥閥座將沿Ⅰ-Ⅰ截面開裂成兩瓣而失效；當截面Ⅱ-Ⅱ的彎曲應力超過許用值，長期運行該圓環上的徑向筋條將斷裂而失效。

2.1.1以Ⅰ-Ⅰ為危險截面計算彎曲應力

若圖1(a)中Ⅰ-Ⅰ為危險截面，其彎矩Mw=(1/24)[(Dmax+D0)/2]3Δp(式中：Dmax、D0為閥座的最大安裝外徑和安裝直徑，m；Δp為閥座上承受的壓差，MPa)，抗彎截面系數W=(1/6)H12∑b(式中：H1為閥座厚度；∑b為危險截面的長度總和)，則Ⅰ-Ⅰ危險截面的彎曲應力σw=Mw/W=(1/4)[(Dmax+D0)/2]3Δp/(H12∑b)。

2.1.2以Ⅱ-Ⅱ為危險截面計算彎曲應力

針對兩端夾持、受均布載荷的固定梁，據材料力學公式，其承受最大彎矩Mw′=[1/(4L)]{FL2+2∑[FiLi(2L-Li)]}(式中：i=2、3、4、5；L、L1、L2、L3、L4為梁長，即最外圈環形通道外壁與某圈環形通道內壁的距離，m)，梁的危險截面即等于連接筋的截面，連接筋的抗彎截面系數W′=(1/6)B(H1-h4)2式中：B為連接筋條的寬度，m；(H1-h4)為連接筋條的高度，m〗，Ⅱ-Ⅱ危險截面的彎曲應力σw′=Mw′/W′。

2.2 彎曲應力計算及校核

危險截面計算彎曲應力應滿足σw≤[σw]，[σw]為許用彎曲應力，據相關資料可查得，[σw](碳素鐵)=120 MPa、[σw](合金鋼)=180 MPa。

但是關于妹妹的訂婚，翠姨一點也沒有羨慕的心理。妹妹未來的丈夫，她是看過的，沒有什么好看，很高，穿著藍袍子黑馬褂，好像商人，又像一個小土紳士。又加上翠姨太年輕了，想不到什么丈夫，什么結婚。

2.2.1Ⅰ-Ⅰ危險截面彎曲應力的驗算

據循環氫壓縮機設計手冊，進氣閥閥座Ⅰ-Ⅰ危險截面彎曲應力相關參數如下:Dmax=0.202 m，D0=0.189 m，Δp=2.39 MPa，H1=0.03 m，∑b=0.077 m。按2.1.1中的彎曲應力計算公式，可得σw=62.74 MPa；進氣閥閥座材料2Cr13屬合金鋼，[σw](合金鋼)=180 MPa，σw<[σw](合金鋼)，故Ⅰ-Ⅰ危險截面安全。

2.2.2Ⅱ-Ⅱ危險截面彎曲應力的驗算

據循環氫壓縮機設計手冊，進氣閥閥座Ⅱ-Ⅱ危險截面彎曲應力相關參數如下:d1=0.067 2 m，n=3，Δp=2.39 MPa，d2、d3、d4、d5分別為0.092 3 m、0.117 3 m、0.142 3 m、0.167 1 m；n1、n2、n3、n4均為6；L、L1、L2、L3、L4分別為0.059 5 m、0.048 4 m、0.035 9 m、0.023 4 m、0.011 0 m；B=0.011 m、h4=0.004 m。按2.1.2中的彎曲應力計算公式，可得σw′=Mw′/W′=222.4 N·m/(1.24×10-6m3)=179 MPa。進氣閥閥座材料2Cr13屬合金鋼，[σw](合金鋼)=180 MPa，σw′≈[σw](合金鋼)，其安全裕量嚴重不足，進氣閥閥座易沿Ⅱ-Ⅱ危險截面出現斷裂。

考察已斷裂的進氣閥閥座實物，其失效形式為最外圈徑向筋附近先出現裂紋，之后沿根部擴展至整圈閥座，也印證了循環氫壓縮機進氣閥閥座的強度不夠，需進行改進。

3 材料失效分析

針對損壞的閥座，進行專業的失效分析，包括化學成分分析、硬度檢測、晶相組織觀察、沖擊韌性檢測、斷口掃描及能譜分析等，檢測結果如下。

(1)損壞的循環氫壓縮機進氣閥閥座測試件Ⅰ的化學成分(質量分數，下同)為C 0.17%、Mn 0.49%、Cr 12.14%、Ni 0.20%、Cu 0.02%，硬度(HB)163 N/mm2；測試件Ⅱ的化學成分為C 0.17%、Mn 0.54%、Cr 12.28%、Ni 0.22%、Cu 0.02%，硬度(HB)161 N/mm2?？梢钥吹?，進氣閥閥座材料基本成分符合2Cr13的成分標準。

(2)測得損壞的循環氫壓縮機進氣閥閥座的宏觀硬度(HB)約162 N/mm2，低于供應商要求的閥座硬度標準(HB)180 N/mm2,考慮到試樣為使用一段時間且損壞了的閥座材料，其宏觀硬度有所下降屬正常情況，制造材料及質量應無大的問題。

(3)提取損壞的4組循環氫壓縮機進氣閥閥座V形缺口試樣進行夏比擺錘沖擊試驗，試驗結果見表1?？梢钥闯?，沖擊溫度20 ℃時進氣閥閥座的沖擊功(Akv)平均值為10.87 J，大大低于2Cr13材料的參考值(Akv≥38 J)；沖擊溫度-20 ℃時的Akv平均值僅為2.80 J，低溫時其沖擊功更低。

表1 進氣閥閥座試樣夏比擺錘沖擊試驗結果

(4)對進氣閥閥座斷口進行微觀掃描，斷口形貌平齊光亮且無明顯的韌窩，確定進氣閥閥座的斷裂為脆性斷裂；對斷口進行微區成分分析，發現斷口夾雜許多其他成分的金屬或非金屬，主要有Al、Mg、Ca等，且P、S集聚，其呈團狀大量分布于基體中。閥座基體中的大量雜物會嚴重破壞母體金屬的連續性，降低閥座的力學性能，特別是沖擊韌性——尤其是循環氫壓縮機進氣閥處于低溫狀態(-18 ℃)時，其金屬脆性增強、抗沖擊能力降低，在外力的交變作用下更易發生斷裂。

4 進氣閥閥座改造方案

據上述進氣閥閥座危險截面彎曲應力計算結果，為降低閥座Ⅱ-Ⅱ危險截面彎曲應力，增加閥座強度，改造可從兩個方面著手：一是降低Ⅱ-Ⅱ危險截面彎矩(Mw′)；二是增加Ⅱ-Ⅱ危險截面抗彎截面系數(W′)。

4.1 降低Ⅱ-Ⅱ危險截面彎矩(M′)

由于循環氫壓縮機進氣閥的安裝尺寸不可改變，且氣閥通流面積已確定，降低Ⅱ-Ⅱ危險截面彎矩(Mw′)最有效的辦法只能是調整徑向筋的數量，即調整ni。為此，金新化工將n、n1、n2、n3、n4環形通道圈中的徑向筋數量分別由3、6、6、6、6調整至4、4、4、8、8，這樣在閥座厚度、徑向筋寬度及其高度均不變的情況下，經計算Ⅱ-Ⅱ危險截面的彎曲應力σw′=Mw′/W′=192.9 N·m/(1.24×10-6m3)=156 MPa，σw′<[σw](合金鋼)，Ⅱ-Ⅱ危險截面安全，改造方案可行。

4.2 增加Ⅱ-Ⅱ危險截面抗彎截面系數(W′)

據2.1.2相關內容，欲增加閥座Ⅱ-Ⅱ危險截面的抗彎截面系數(W′)，可以通過增加氣閥高度、徑向筋條寬度兩個方面實現。徑向筋寬度增加會減少氣閥的有效通流面積，徑向筋的設計高度通常比閥座低3～10 mm，以確保閥座出口處的氣流均勻，而金新化工的循環氫壓縮機進氣閥徑向筋高度比閥座低4 mm，改造余地相當有限；若增加進氣閥閥座高度(H1)至40 mm，同時相應減小壓閥罩的軸向高度10 mm，其余尺寸不變，Ⅱ-Ⅱ危險截面彎矩(Mw′)為222.4 N·m不變，此時，抗彎截面系數W′=(1/6)B(H1-h4)2=2.38×10-6m3，則σw′=Mw′/W′=93.4 MPa，σw′<[σw](合金鋼)?？梢?，將進氣閥閥座高度由30 mm增至40 mm后，Ⅱ-Ⅱ危險截面安全，但需同步改變壓閥罩尺寸，改造投資相對較高。

5 進氣閥閥座材料優化

對于循環氫壓縮機進氣閥閥座材料，選擇精煉工藝提高原材料的純凈度，減少其中的S、P等雜質元素含量，可使閥座的沖擊韌性大大提高。針對2Cr13材料，相關試驗表明，其淬火溫度選擇在臨界點Ac3附近(約940～960 ℃)時可獲得強度與沖擊值的最佳配合，相較于常規溫度(980～1 000 ℃)下調質，在強度相近的情況下可使閥座的沖擊值提高45%以上。簡言之，循環氫壓縮機進氣閥閥座采用優質的原材料及合適的調質工藝，可得到強度與沖擊韌性的最佳配合，從而可極大地降低閥座的失效幾率。

6 改造實施及效益分析

針對循環氫壓縮機進氣閥閥座的改造，考慮到改造成本及加工周期等，金新化工聯系專業的氣閥廠家采用了上述降低Ⅱ-Ⅱ危險截面彎矩的技改方案(即改變進氣閥徑向筋布置)對氣閥進行重新設計；同時，在閥座原材料方面，則要求必須采用精煉的2Cr13，嚴格控制材料中的雜質含量及淬火溫度。

循環氫壓縮機進氣閥閥座改造后，于2020年11月投入生產運行，新閥座運行狀況良好，后因合成氨裝置計劃大修停車檢查，所有進氣閥閥座均未出現開裂情況；目前，循環氫壓縮機進氣閥平均使用壽命由原來的65 d延長至300 d，進氣閥使用壽命及循環氫壓縮機的運轉率得到大幅提升。

改造前每年因閥座開裂而消耗的氣閥數量約108個，改造后消耗的氣閥數量約18個，按氣閥單價3 500元計算，每年直接經濟效益約31.5萬元；隨著循環氫壓縮機檢修頻率降低，因進氣閥損壞引起的停車檢修也由每年6次減至每年1次，大大減少了因進氣閥損壞造成的系統停車減產，每年間接經濟效益約6萬元。此外，工藝操作難度及檢修人員勞動強度也隨之降低，系統實現了長周期穩定運行。

7 結束語

往復式壓縮機氣閥設計過程中，閥座的強度校核至關重要，而往復式壓縮機能否正常運行，在很大程度上取決于氣閥的結構及其性能，當然，氣閥加工制造原材料的力學性能指標是否合格是基礎，兩者缺一不可。實際生產中，科學、客觀地分析往復式壓縮機氣閥故障的根本原因，提出經濟高效的應對措施并及時予以實施，是化工企業消除設備故障、維持生產系統穩定運行的重要保障。