3HHE-VG-3-NL型新氢压缩机三级活塞杆弯曲失效分析

1 前言

中石化广州石化分公司于2004年投运转的两台DRESSER-RAND公司产的3HHE-VG-3-NL型新氢压缩机（设备位号C3002A/B），其中一台于2011年12月份发生第三级活塞杆严重弯曲磨损问题。由于发现及时，没有造成更大的损失。鉴于该设备的重要性，用户认为有必要对原机的设计，尤其是活塞杆稳定性方面进行核算，并进行合理的国产化改造，以消除重大安全隐患，提高压缩机装置运行的安全性和可靠性。因此，受广石化委托，我们对其两台套3HHE-VG-3-NL新氢压缩机活塞杆稳定性和可靠性进行了综合评价，为制定合理的改造方案提供依据。

2 第三级活塞杆形貌

如图1，2，3，4。

3 活塞杆受力分析

根据运行工艺参数，通过热动力计算获得安全阀开启时各级活塞杆受力情况，如表1：

4 活塞杆有限元分析

原活塞杆材料为AISI 4340合金钢，其抗拉强度为980MPa，屈服强度为835MPa，复合许用应力取[σ]=417.5 MPa。根据实物尺寸建立三维模型，并进行有限元分析。

由图5可知，活塞杆在最大压缩载荷Fstmax=451.043 KN作用下各部位应力水平很低，产生的最大应力为175.77 MPa＜[σ]=417.5MPa。进一步验证该活塞杆的弯曲不是材料强度问题,应属结构稳定性问题。

从图6结果看，一阶临界载荷Fcr=451.043x2.4582=1108.75[KN]。也就是说该活塞杆一阶稳定安全系数n=2.45，当载荷超过1108.75[KN]时，活塞杆产生上图所示屈曲变形，不能恢复原有的直线性状。

5 稳定性安全系数的设计要求

稳定性安全系数设计要求:通常设计时考虑到加工制造、安装、实际载荷变化等因素影响，往复式压缩机活塞杆抵抗弯曲变形的安全系数nst应≥6。

对于以上有限元计算结果可通过下列数值计算来验证。

由于该活塞杆长细比λ=L/d=2331/88.9≈26.22＞25,可按欧拉公式计算临界压力载荷Fcr。

Fcr=π2*E*I/L2

其中:E为弹性模量，取E=210 GPa;

I为活塞杆摩擦面的惯性矩；

L为活塞杆抗弯曲计算长度。

代入数据，经计算，Fcr=1169.54[kN]

计算安全系数n：

n= Fcr/FST=1169.54/451.043≈2.59＜nst

与有限元分析结果相比，二者结果相当接近。

以上计算充分说明：原设计活塞杆不满足稳定性要求。

需要说明的是：当实际活塞杆有初弯曲、压力载荷偏心、材料不均匀等情况时，原设计稳定性安全系数将会小于2.45，也就是说实际工作过程中一个小于临界载荷的力也可能使三级活塞杆失稳弯曲。这是原始设计缺陷所致，可以判定也是原机活塞杆发生弯曲失效的根本原因，下面通过鱼翅图具体分析。

6 活塞杆弯曲磨损原因分析

如图7所示,可能导致活塞杆弯曲失效的原因很多，在探究故障原因时，还要针对以上可能原因进行展开分析，最终推断出根本原因。

7 结论和建议

通过以上分析，我们清晰的得出以下结论：

(1)活塞杆弯曲变形是原始设计缺陷，导致稳定性安全系数太低所致。

(2)实际运行中活塞杆遭受了超过（或接近）临界压力的冲击载荷。

(3)活塞杆的磨损是因弯曲后轴心线偏离气缸轴心线，与填料盒发生刮蹭所致。

(4)根据欧拉公式反算出当稳定性安全系数 n≥6时，摩擦面直径应不小于110mm。

由于进口的两台3HHE-VG-3-NL型往复压缩机的活塞杆存在设计缺陷，不能保证机组长期安全、可靠运行，我们建议根据分析计算结果结合原机实际空间结构尺寸进行合理改造，以消除重大安全隐患。

参考文献:

[1]郁永章,姜培正,孙嗣莹等.压缩机工程手册[M].北京:中国石化出版社,2012.

[2]陈永江.容积式压缩机原理与结构设计[M].西安交通大学,1985.

[3]郁永章.往复活塞压缩机[M].西安交通大学能动学院,2006.

[4]刘鸿文.材料力学Ⅰ，4版[M].北京:高等教育出版社,2004.1.

[5]美国石油学会API 618标准.石油、化学和气体工业设备用往复压缩机,5版[S].

[6]中国石化集团洛阳石油化工工程公司.SH3143-2004.石油化工往复压缩机工程技术规定.