氫氣壓縮機(jī)氣閥斷裂分析及試車方案改進(jìn)氫氣壓縮機(jī)氣閥斷裂分析及試車方案改進(jìn) 李洪深１，劉 鵬２，李十中１ （１.清華大學(xué)核能與新能源技術(shù)研究院，北京１０００８４；２.中國天辰工程有限公司，天津３００４００）......
氫氣壓縮機(jī)氣閥斷裂分析及試車方案改進(jìn)
（１.清華大學(xué)核能與新能源技術(shù)研究院，北京１０００８４；２.中國天辰工程有限公司，天津３００４００）
［摘 要］：針對某往復(fù)氫氣壓縮機(jī)排氣閥在空氣試車過程中出現(xiàn)的氣閥斷裂失效的實際問題，初步分析了氣閥斷裂部位、結(jié)構(gòu)和工作特性。研究了發(fā)生斷裂的氣閥閥座危險截面在正常載荷和沖擊載荷作用下的受力情況，重點分析了影響閥片沖擊載荷變化的主要因素。研究結(jié)果表明，試車過程中氣閥失效主要受閥片密度和沖擊速度變化影響。結(jié)合現(xiàn)場試車時的實際操作工況，確定了氣閥斷裂的主要原因。從工程設(shè)計角度，提出了往復(fù)式氫氣壓縮機(jī)試車方案的改進(jìn)措施，研究結(jié)果可以為今后同類壓縮機(jī)空氣試車方案的制定提供參考。
［關(guān)鍵詞］：往復(fù)壓縮機(jī)；網(wǎng)狀閥；負(fù)荷試車；失效分析
中圖分類號：ＴＨ４５７ 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：Ａ
文章編號：１００６－２９７１（２０２２）０３－００１６－０
氫氣是極具發(fā)展?jié)摿Φ那鍧嵞茉春椭匾幕ぴ?。隨著我國加緊布局氫能產(chǎn)業(yè)，高壓加氫站的建設(shè)逐漸成為制約氫能產(chǎn)業(yè)發(fā)展的瓶頸［１］。作為原
料，氫氣在合成氨、煤化工、重整制氫等生產(chǎn)流程中，也需要在較高的壓力下進(jìn)行化學(xué)反應(yīng)［２］。在所有壓縮機(jī)類型中，往復(fù)壓縮機(jī)能提供最高的壓縮比，是氫氣儲運(yùn)的關(guān)鍵設(shè)備，其運(yùn)行狀況的好壞往往決定整個工程項目的成敗。
氣閥是往復(fù)壓縮機(jī)的核心部件，安裝在氣缸上，控制著壓縮機(jī)的吸氣、排氣過程。由氣閥原因?qū)е碌膲嚎s機(jī)故障約占故障總數(shù)的３６％，且更換氣閥成本較高，因此氣閥的可靠性成為壓縮機(jī)運(yùn)行經(jīng)濟(jì)、安全、可靠的關(guān)鍵［３］。
目前，對往復(fù)壓縮機(jī)運(yùn)行中的故障模擬、診斷和報警系統(tǒng)國內(nèi)外已有較多研究［４，５］，但壓縮機(jī)在單機(jī)試運(yùn)轉(zhuǎn)過程中缺少系統(tǒng)保護(hù)，且所用試驗氣體與工作氣體存在較大差距，易發(fā)生故障，卻缺少相應(yīng)的解決方案。針對這一問題，本研究嘗試對某氫氣化工項目試車過程中發(fā)生故障的氫氣壓縮機(jī)氣閥進(jìn)行失效分析，并提出相應(yīng)的試車方案的改進(jìn)措施。
２.１ 負(fù)荷試運(yùn)轉(zhuǎn)工況
某化工項目中使用的氫氣壓縮機(jī)為４列４級往復(fù)壓縮機(jī)，進(jìn)口壓力０.１１ＭＰａ（Ａ），壓縮比１６。在使用空氣進(jìn)行單機(jī)負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)試驗過程中，該壓縮機(jī)３級氣缸的４個排氣閥從中間整體斷裂。
空氣試車前，根據(jù)現(xiàn)場條件制定的壓縮機(jī)負(fù)荷試運(yùn)轉(zhuǎn)程序如下：
（１）壓縮機(jī)吹洗運(yùn)轉(zhuǎn)合格后，接好各部管路并關(guān)閉排氣口與系統(tǒng)連接的截止閥。
（４）啟動循環(huán)系統(tǒng)稀油裝置的輔助油泵，調(diào)整壓力到規(guī)定要求。
（５）打開旁通閥，使壓縮機(jī)各級成無載狀況，并盤車兩轉(zhuǎn)，觀察壓縮機(jī)無異響時，即可脫開盤車裝置，啟動壓縮機(jī)。
（６）關(guān)閉輔機(jī)排液閥，各級旁通閥，逐漸調(diào)節(jié)壓縮機(jī)排氣閥門，使壓縮機(jī)緩慢升壓至末級出口壓力達(dá)到０.５ＭＰａＧ，負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)時間不少于４小時。
負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)中檢查項目有：四級排氣溫度小于１５０℃，機(jī)身主軸承溫度小于６５℃，活塞桿摩擦表面溫度不超過１００℃，檢查漏氣點作必要標(biāo)記，檢查各儀表、閥門、電機(jī)等工作是否正常等。
發(fā)生故障前，壓縮機(jī)先后已經(jīng)歷３次不同負(fù)荷的運(yùn)轉(zhuǎn)試驗，加載過程中發(fā)現(xiàn)三級排氣閥有漏氣現(xiàn)象，三級氣缸有異響，機(jī)身振動大，因此未繼續(xù)增加四級氣缸的負(fù)荷，即未加壓到規(guī)定的排氣壓力。試驗后，拆卸檢查氣閥的過程中，發(fā)現(xiàn)三級排氣閥閥座及升程限制器出現(xiàn)斷裂。
在壓縮機(jī)負(fù)荷試驗后，對損壞的三級排氣閥的損壞情況做出記錄。斷裂位置如圖１所示，氣閥閥座中間螺栓與閥座之間在加強(qiáng)筋處拉斷，升程限制器中心處發(fā)生斷裂。位于閥座與升程限制器之間的閥片隨升程限制器一同斷裂，閥片碎片和彈簧散落。
根據(jù)以往項目設(shè)計經(jīng)驗，氣閥閥片、彈簧、墊片等部件為易損件，為避免試車時損壞，采購有隨機(jī)備件。而發(fā)生損壞的閥座和升程限制器等元件通常表現(xiàn)為中長期故障，只作為２年備件采購。因在現(xiàn)場找不到可代用的氣閥組件，而重新采購供貨周期長達(dá)３個月，使全廠試車無法順利進(jìn)行，最終導(dǎo)致該項目的交付工期受到嚴(yán)重影響。
在往復(fù)壓縮機(jī)中，應(yīng)用最廣泛的氣閥型式為網(wǎng)狀閥。網(wǎng)狀閥由閥座、閥片、彈簧、中間螺栓和升程限制器等部分組成，它依靠閥片的開啟與關(guān)閉使氣缸與外界接通與切斷，閥片的開啟與關(guān)閉由氣缸內(nèi)、外氣體壓力差與彈簧力控制，無需其他驅(qū)動機(jī)構(gòu)。
壓縮機(jī)氣閥結(jié)構(gòu)如圖２所示，網(wǎng)狀閥閥座具有能被閥片覆蓋的氣體通道，與閥片一起控制壓縮機(jī)的進(jìn)氣或排氣，并承受氣缸內(nèi)外壓力差。升程限制器限制閥片的升程，有著與閥座相似的氣流通道，作為氣閥彈簧的支承座，其上開有彈簧孔。閥座各環(huán)形通道間由徑向加強(qiáng)筋連接。為防止相對轉(zhuǎn)動，閥座和升程限制器之間采用中間螺栓聯(lián)接，中間螺栓把升程限制器與閥座壓緊在壓縮機(jī)氣缸的閥孔上。
故障壓縮機(jī)排氣閥的閥座、閥片和升程限制器都采用環(huán)形通道，升程限制器通道與閥座通道錯開。當(dāng)氣缸與閥腔之間的氣體壓力差，足以克服彈簧力及閥片的質(zhì)量力時，閥片開啟。氣體先流入閥座，經(jīng)過環(huán)形通道進(jìn)入氣缸。氣閥剛開啟時，氣流推力大于彈簧力，閥片被推向升程限制器；當(dāng)活塞接近止點時，速度降低，進(jìn)氣速度和氣流推力也相應(yīng)減小，導(dǎo)致氣流推力不足以克服彈簧力，閥片又推向閥座，并與閥座貼緊，如此循環(huán)往復(fù)。
根據(jù)故障壓縮機(jī)氣閥實際發(fā)生斷裂的部位，對圖３中２－２截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。這時閥座可以簡化為由多段兩端固定的梁承受全部氣體力［９］，如圖
首先校核正常負(fù)載情況下的彎曲應(yīng)力。閥座具體尺寸已經(jīng)在圖中標(biāo)注，壓縮機(jī)三級氣缸在工作狀態(tài)下的內(nèi)外壓差△ｐ＝０.３２ＭＰａ，作用于最內(nèi)圈通道的平均直徑ｄ１圓周上的氣體力
閥座是在動載荷條件下工作的，承受和壓縮機(jī)曲軸同頻率變化的氣缸內(nèi)外壓差和氣閥開啟關(guān)閉過程中的閥片撞擊力。故障壓縮機(jī)氣閥閥座材料為３Ｃｒ１３，其許用應(yīng)力為［σ］＝１８０ＭＰａ，僅在氣體壓力作用下，閥座加強(qiáng)筋的強(qiáng)度足夠，而發(fā)生故障的部位又與校核截面位置吻合。這說明在沒有超壓試車的情況下，閥座的損壞很可能是由閥片過大的撞擊力造成的。
升程限制器的氣流通道與閥座氣流通道的結(jié)構(gòu)相同，徑向加強(qiáng)筋布置也與閥座相同。因此其受力情況與閥座類似，承受氣閥全開時氣流的反作用力，其不同點在于，閥座靠氣缸缸體支撐，而升程限制器靠固定于中間螺栓上的螺母支撐。排氣閥升程限制器的加強(qiáng)筋內(nèi)設(shè)置了彈簧孔和彈簧，閥片對升程限制器的沖擊受到彈簧力的約束。因此，可以判斷造成壓縮機(jī)排氣閥損壞的閥片沖擊載荷必然先撞擊閥座，導(dǎo)致危險截面處拉斷，再通過彈簧力傳導(dǎo)至升程限制器，由于中間螺母的擠壓，導(dǎo)致升程限制器中心處斷裂，隨彈簧和閥片從排氣閥脫落。
閥片在氣流的作用下沖擊閥座的過程伴隨著復(fù)雜的發(fā)熱、塑性變形和能量耗散，較為復(fù)雜，本研究在對閥片結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理簡化的基礎(chǔ)上，選擇使用能量法計算沖擊應(yīng)力［６］。
可以判斷閥片的沖擊載荷與閥片的運(yùn)動速度、密度和彈性模量正相關(guān)。此外，閥片對閥座的撞擊并非完全垂直，因氣流不穩(wěn)定和閥片質(zhì)量不均勻，閥片會發(fā)生一定傾側(cè)，當(dāng)閥片側(cè)傾運(yùn)動幅度超過設(shè)計值后，撞擊應(yīng)力隨側(cè)傾運(yùn)動幅度增大而迅速增加［７］。
故障壓縮機(jī)閥片為非金屬ＰＥＥＫ材料，密度和彈性模量符合設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)［８］，但由于在試車過程中采用的介質(zhì)為空氣，其密度是工作介質(zhì)氫氣密度的１４.５倍，在相同的排氣速度下，本身就增加了閥片對閥座的沖擊力。更重要的是，由于試車時拆除了進(jìn)口過濾器，前幾次試車時的累積進(jìn)氣，導(dǎo)致空氣中的灰塵、水分和氣缸中高粘度潤滑油不斷在閥片上的沉積，閥片的密度不斷增加；這些雜質(zhì)堆積在閥片的不同部位，使原本質(zhì)量分布均勻?qū)ΨQ的閥片產(chǎn)生較大的質(zhì)量不平衡力，這將極大的增加閥片的側(cè)傾運(yùn)動幅度，從而使沖擊應(yīng)力進(jìn)一步擴(kuò)大。
其次，試車前未對氣量調(diào)節(jié)閥儀表氣壓力和氣缸端蓋螺栓預(yù)緊力進(jìn)行檢查，致使排氣閥升程過大，而加速閥片的運(yùn)動。再次，故障壓縮機(jī)出口氣量有多種工況組合，試車時頻繁變化的排氣負(fù)荷增加了擾動載荷，空氣擾動同樣增加了閥片的側(cè)傾效應(yīng)。在各因素的疊加作用下，最終導(dǎo)致沖擊載荷超出閥座危險截面處的斷裂強(qiáng)度，閥座從中間螺栓處拉斷，進(jìn)而損壞升程限制器，引起壓縮機(jī)氣閥的整體失效。
４ 結(jié)論
根據(jù)以上分析結(jié)果，可以看出排氣閥在試車過程中的損壞，主要是由以下原因造成的：
（１）壓縮機(jī)設(shè)計時，未預(yù)留試車空氣進(jìn)氣口，試車時只能將進(jìn)口過濾器拆掉，空氣中的灰塵、水分在閥片上堆積，增加了閥片密度。
（２）雜質(zhì)在閥片上的不均勻堆積，增加了閥片的側(cè)傾角度，進(jìn)而增大閥片的沖擊應(yīng)力。
（３）氣閥升程在試車前未校核，造成動載荷對閥座沖擊速度過大。
（４）試車過程中頻繁變化排氣負(fù)荷，啟動時電機(jī)轉(zhuǎn)速不穩(wěn)，氣閥墊片損壞導(dǎo)致氣體泄漏等原因增加了擾動載荷，進(jìn)一步擴(kuò)大了閥片的側(cè)傾效應(yīng)。
（５）氣缸中高粘度潤滑油施加過量，潤滑油間接隨空氣附著在閥片，使更多空氣中帶入的灰塵，在閥片上的粘結(jié)。
因此，對往復(fù)式氫氣壓縮機(jī)的單機(jī)負(fù)荷試車程序提出以下改進(jìn)措施，供今后類似工程項目參考：
（１）壓縮機(jī)進(jìn)口管道過濾器前增加空氣試車接口，防止試車空氣中的灰塵、水分進(jìn)入氣缸。在有條件的情況下，使用氮氣代替空氣進(jìn)行運(yùn)轉(zhuǎn)試驗更
（２）試車前必須仔細(xì)檢查端蓋螺栓預(yù)緊力，檢查調(diào)節(jié)閥儀表壓力，校核升程。
（３）調(diào)節(jié)流量時避免頻繁的變化排氣負(fù)荷，至少在同一負(fù)荷下運(yùn)轉(zhuǎn)３０ｍｉｎ。
（４）潤滑油站不得超壓，對可能的漏油點應(yīng)及時檢查。
（５）當(dāng)試車時發(fā)生漏氣現(xiàn)象時，必須及時停機(jī)檢查，由于墊片原因?qū)е滦孤r，及時更換墊片。
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