高压装置一次压缩机气缸套断裂的原因分析与改进

许昆武

广东茂化建集团有限公司 广东 茂化 525000

摘 要: 针对高压装置一次压缩机的六段气缸振动引起联锁跳停的故障,拆检发现缸套断裂,对原因进行分析,并做出改进措施,保证了压缩机组的稳定运行。

关键词: 一次压缩机；气缸套；断裂；改进

一、前言

C1201一次压缩机组是某乙烯厂25万吨/年高压聚乙烯装置的主体设备。制造商为布卡公司（瑞士）。该压缩机为卧式往复压缩机，为六列六级对称平衡型，其中增压3段，主压缩3段。该机主要技术参数见表1。

表1 主要技术参数表

压缩机型号	6B6A-1.100-1
工作介质	C2H4
	增压	主压缩
流量kg/h	15468	56154
吸入压力MPa	0.139	2.584
排气压力MPa	2.757	38.0
压缩机输入功率 kw	5031

二、压缩机运行状况

该压缩机组自装置开车以来，机身振动值一直比较平稳地控制在2.5gpk左右。4月17日，六段缸缸盖与气缸之间的密封出现泄漏，5月15日振动开始波动且不断上升，5月23日，压缩机组机身振动超过3.5gpk联锁停车。经过对各部分振动测点的监测情况分析，发现六段缸振动的时域波形图有明显的峰值，且与压缩机的振动频率相符，因此判断问题集中在六段缸处，决定对六段缸进行拆开检查。

三、六段气缸的拆检情况

对六段气缸的活塞等运动机构进行检查，发现气缸套端部的定位凸台在沿着圆周截面方向出现了裂纹，裂纹从缸套镜面向缸套外壁纵向发展，并且大部分贯穿缸套外壁，形成断口。

因为缸套与气缸体内孔为间隙配合，将缸套从气缸中拉出后，又发现缸套上与气缸体内孔之间用于密封气缸内部润滑油的两道橡胶密封“O”圈都已碎断，并且残留的“O”圈碎屑很少。从检查结果来看，缸套断裂是造成气缸振动的主要原因。

四、对六段气缸的初次处理及结果

因为瑞士布卡方面无法立即提供新的缸套备件，我们按照外方提供的原来缸套的图纸数据，订制了国产的铸铁缸套，并且使用了外方提供的密封“O”圈进行回装，启动压缩机运行，机身振动保持在2.2gpk左右。但是运行了4天以后，压缩机再次因机身振动超标联锁跳停。拆检发现六段缸套再次断裂，断裂的部位及密封圈损坏与上次缸套断裂的情况基本一样，我们立即对缸套断裂的原因进行分析。

五、缸套断裂的原因分析

1、对断口宏观形态的分析

断口发生在缸套端部的定位凸台的圆周截面位置上，具有三个明显的疲劳断裂的形貌特征：疲劳裂纹源区、裂纹扩展区、瞬间断裂区。疲劳裂纹源区发生在缸套内表面，裂纹萌生初期，该处镜面出现小块脱层，裂纹沿着圆周截面，向裂纹源的两边扩展。裂纹扩展区面积大，部分表面有油污和表面氧化物覆盖，说明断口经历了一段起裂与扩展的时间历程。瞬间断裂区表现为突然断裂的粗糙颗粒状表面，与裂纹扩展区金属色泽差别明显。整个断裂过程在宏观上没有明显的塑性变形。 根据以上分析，表明缸套发生的断裂属疲劳破坏下的断裂。

2. 对断裂部位的分析

图1 六段缸套裂纹部位示意图

发生断裂的缸套端部的定位凸台, 由于部位的特殊性,发生疲劳破坏的可能性极大。表现为以下的两方面:A、断口发生在圆周截面D-D'的位置上，该截面属于缸套外部几何形状突变的部位，此部位的应力集中特别高，符合构件发生疲劳破坏的主要条件。B、该凸台的端面被缸盖压紧,并与缸盖形成出入口阀室的径向气体通道。凸台就位于阀室通道与活塞工作腔的交贯处，承受着两个方向的高压气体交变力，但是交贯处没被制成光滑的圆孔，该凸台极易因疲劳而开裂。

3、对缸套与气缸体内孔配合的分析

一般情况下，冷装时与气缸体留有间隙的缸套，在压缩机运行后，由于材料的热胀冷缩不同，缸套就能与气缸体迅速紧密贴合而无间隙。缸套一端做出凸肩，用气缸盖螺栓将缸盖、缸套凸肩和缸体紧固在一起，缸套的另一端可以因受热而自由膨胀。活塞组件在缸套中往复运动做功时，如果缸套与气缸体内孔之间存在配合不紧密或松动的情况，在交变的高压气体力作用下，缸套的稳定性就会不断地变差，缸套受到的交变应力值会相应的加大，当超过一定的限度后，在应力最集中的D-D'截面处，由缸套内表面逐步产生裂纹，裂纹的不断扩展，应力随之增大，缸套就会沿着削弱了的截面发生突然脆裂。

4、对缸套受热不均匀的分析

因为缸套密封“O”圈的损坏，造成内部油泄漏到缸套与气缸体内孔之间，同时，内部油无法进入缸套内对活塞组件与缸套内表面的摩擦运动进行充分润滑，就会造成缸套因受热不均匀且气体压力大出现裂纹，

综合以上分析，缸套与气缸体内孔的间隙配合及气缸内部润滑油润滑不当是造成缸套断裂的主要原因。

六、对缸套的改进措施

针对以上分析，我们对新缸套作出了以下的改进措施：

1、加大缸套外表面直径，将缸套与气缸孔的配合改为过盈配合，过盈值为0.03mm。

2、取消缸套与气缸孔之间的强制润滑气缸的内部油密封“O”圈。避免内部油的泄漏，确保了内部油对缸套的充分润滑。

3、缸套的强度校核：已知气缸内最高气体压力Pi=38MPa ；缸套内径 =17.5cm ；缸套外径 =21.7cm ；气缸壁外径 =31.8cm 。缸套压入气缸的过盈值δ=0.003cm 。

（1）、计算缸套与气缸壁间的接触压力Pm =23.59MPa 。

（2）、计算气缸套内表面切向应力σt=44.43MPa，气缸套内表面径向应力σr=-38MPa 。

（3）、计算气缸套外表面切向应力 =30.02MPa，气缸套外表面径向应力 =-23.59 。

（4）、六段气缸的进气温度ts =40°C ,排气温度td =99°C ；计算时取气缸套内壁温69.5℃，气缸壁外表面的温度to ≈40°C 。气缸套外表面温度为：50.7℃，气缸套Error: Reference source not found内表面的切向温度应力 =-25MPa，气缸套外表面的切向温度应力 =21.4MPa 。

（5）、计算气缸套的当量应力和强度校核：干式球墨铸铁气缸套的许用应力 ，比值 气缸套内表面当量应力 =30.83MPa 。

，故安全。 气缸套外表面当量应力 =58.5MPa， ,故安全。

七、改进后机组的运行效果

图2 改进后六段缸振动1秒钟内的时域波形图

更换缸套回装后，6月5日启动压缩机运行，机身振动保持在2.0gpk左右，六段缸振动测点的时域波形在检修前有明显的脉冲尖峰，改进后消失，一次压缩机组至今运行平稳，保证了高压聚乙烯装置的稳定生产，为乙烯厂创造了较大的经济效益。

参考文献：

1、郁永章、孙嗣莹、陈洪俊 《容积式压缩机技术手册》 机械工业出版社

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