游赟 禹贵成 周博涵 徐春碧

1重庆科技学院石油与天然气工程学院

2中国石油西南油气田分公司储气库管理处

相国寺储气库是我国西南地区首座利用碳酸盐岩储层改建的储气库，也是国家天然气管网重要的枢纽配套工程，担负着地区季节调峰、事故应急及战略储备等重任[1-3]。储气库集注站装配有8台压缩机组，采用了美国ARIEL公司KBU/6型往复式压缩机和德国SIEMENS 公司1SB46366JE80-Z 驱动电动机，单台设计处理能力166×104m3/d[4-5]。活塞杆作为往复式压缩机的核心部件，是连接活塞和工作部件的关键零件[6]。自储气库投运以来，先后多次发生活塞杆断裂事故，由活塞杆断裂引起的连锁破坏造成停机对储气库生产影响巨大。为此，根据多次活塞杆断裂的相似故障情况，从金属性能检测和基于CAE 软件模拟分析的角度出发，对活塞杆断裂故障原因进行了探析，以杜绝同类事故再次发生，具有重要现实意义。

1 活塞杆金属性能检测

因压缩机工作中出现缸头端排气泄漏、曲轴端排气泄漏等异常现象，拆卸后发现活塞杆发生断裂，活塞杆材料为合金结构钢42CrMo，基本属性如表1所示[7]。

表1 42CrMo的材料属性Tab.1 42CrMo material properties

（1）对断口宏观形貌采用微距拍摄未见明显的疲劳条纹。

（2）对活塞杆外表面至中心部位的材料金相组织测试，观察到组织中存在沿活塞杆轴线方向的带状偏析，且组织存在不均匀性。

（3）对断口微观形貌测试，观察到断口中局部区域可见粗大碳化物和夹杂物，碳化物为裂纹源。

（4）通过室温拉伸性能试验[8]和冲击试验[9]得到平均抗拉强度为954.5 MPa，平均屈服强度为859.3 MPa，平均延伸率为9.4%，平均冲击韧性为15.9 J/cm2，其值均低于42CrMo国家标准[7]。

（5）通过硬度测试得到材料硬度最大值为357.5 HV（338 HB），最小值269.8 HV（257 HB），高于国标（过硬）。

由此可见，活塞杆断裂模式为一次性快速断裂，材料组织存在一定缺陷。

2 活塞杆受力分析

2.1 几何模型

压缩机进气压力设计为7.0～9.5 MPa，额定一级排气压力为21.9 MPa，二级排气压力为42 MPa，转速600～1 200 r/min，行程146 mm，连杆469.9 mm，活塞杆直径73 mm[5]。为进一步分析活塞杆的工作特性，建立活塞杆的几何模型如图1所示，杆身与伸出段简化为圆角过渡处理[10]。

2.2 综合活塞力计算

通过对模型施加边界载荷反映活塞杆运动时受惯性力等的综合活塞力作用。

图1 活塞杆几何模型Fig.1 Geometrical model of piston rod

（1）往复惯性力I[10]。

式中，mp为往复运动质量，kg；r为曲柄半径，mm；λ为曲柄半径连杆比；n为转速，r/min；α为曲柄转角，（°）。

（2）气体力P[10-11]。

气体压缩过程中的气体力为

气体膨胀过程中的气体力为

吸、排气过程气体力的计算：

吸气过程

排气过程

式中：Pc为气体压缩过程中的气体力，N；Ps为气体膨胀过程中的气体力，N；Pi为气体吸气过程中的气体力，N；Pe为气体排气过程中的气体力，N；S为压缩机行程，mm；Sx为活塞到轴侧或盖侧气缸端盖之间的距离，mm；Sc为余隙容积折合长度，mm；F为活塞面积，mm；ps为吸气压力，MPa；pd为排气压力，MPa。

（3）综合活塞力Pt[10-11]。

综合活塞力由上述各项进行迭加

通过计算可得，当曲轴转角为20°左右时，活塞杆受最大拉伸力334 kN；当曲轴转角为170°左右时，最大压缩力为356 kN。

3 有限元分析

3.1 强度分析

在建立几何模型基础上，通过切分画网格的方法进行网格划分，如图2所示。

（1）活塞杆在最大拉伸力作用下的分析。将活塞杆最大拉伸力334 kN 作为约束及边界条件，计算得到等效应力分布云图（图3）和变形分布云图（图4）。活塞杆在最大拉伸力工况条件下的最大应力为253.41 MPa、最大变形量为0.629 mm。

图2 活塞杆的网格划分示意图Fig.2 Schematic diagram of grid division of piston rod

图3 活塞杆受最大拉力时的等效应力云图Fig.3 Equivalent stress cloud chart of piston rod under maximum tension

图4 活塞杆受最大拉力时的变形分布云图Fig.4 Deformation distribution cloud chart of of piston rod under maximum tension

（2）活塞杆在最大压缩力作用下的分析。将活塞杆最大压缩力356 kN 作为约束及边界条件，计算得到等效应力分布云图（图5）和变形分布云图（图6）。活塞杆在最大压缩力工况条件下的最大应力为270.24 MPa、最大变形量为0.671 mm。

图5 活塞杆受最大压缩时的等效应力云图Fig.5 Equivalent stress cloud chart of piston rod under maximum compression

图6 活塞杆受最大压缩时的变形分布云图Fig.6 Deformation distribution cloud chart of piston rod under maximum compression

由此可知，当活塞杆承受最大拉伸力或压缩力时，其最大等效应力均小于活塞杆材料的屈服极限，满足强度要求。但从图中也发现最大应力产生于活塞杆阶梯角位置处，应力的集中则可能导致活塞杆发生断裂。

3.2 模态分析

通过模态分析以排除是否因共振现象造成活塞杆断裂的可能。采用有限元[12-13]计算得到的活塞杆6阶固有频率如表2所示，振型如图7～图12所示。

表2 活塞杆6阶固有频率Tab.2 Piston rod natural frequency of 6 stages

图7 活塞杆的一阶振型Fig.7 First vibration mode of piston rod

图8 活塞杆的二阶振型Fig.8 Second vibration mode of piston rod

图9 活塞杆的三阶振型Fig.9 The third vibration mode of piston rod

图10 活塞杆的四阶振型Fig.10 The fourth vibration mode of piston rod

图11 活塞杆的五阶振型Fig.11 The fifth vibration mode of piston rod

图12 活塞杆的六阶振型Fig.12 The sixth vibration mode of piston rod

随着振型阶次的增加，固有频率增大[10，14]，图中振型主要表现形式为弯曲、扭转和振动。通过观察，振动振幅最大的位置发生在活塞杆与活塞中的固定连接处，该处是活塞杆的薄弱点，容易产生应力集中现象，这与现场活塞杆断裂的主要位置基本吻合。

激振频率计算式[12，15]为

式中，f为激振频率，Hz；m为压缩机的级每转的吸气或排气次数；n为转速，取950 r/min。计算得激振频率为15.83 Hz，其值小于第1 阶的固有频率，活塞杆发生共振可能性较小。

4 结论

（1）通过活塞杆金属性能检测分析，材料组织中存在较严重不均匀性（带状偏析），意味着偏析区相间部位的微区成分存在差异，造成奥氏体向马氏体组织转变的不一致性，使其组织应力增加，且组织中存在较大尺寸的碳化物，不规则粗大碳化物尖端易导致应力集中，成为裂纹源。

（2）采用有限元方法对活塞杆进行受力分析，计算所得最大等效应力小于材料屈服极限，满足强度要求，但也发现最大变形出现在活塞杆与活塞连接部位，且活塞杆阶梯角位置处应力集中明显，这与使用现场活塞杆发生断裂位置基本相同。

（3）通过模态分析，振动幅值最大的部位主要发生在活塞杆与活塞的固定连接处，但压缩机工作转速对应的频率小于第1阶的固有频率，可以排除原因是共振而造成的破坏。

（4）综合以上分析认为，活塞杆断裂模式为一次性快速断裂，其故障原因除材料存在一定缺陷外，振动造成活塞杆位移不均匀，出现偏心现象造成应力集中也是主要因素。