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1 引言
天然气压缩机在石油化工领域应用十分广泛，在气体压缩设备中始终占据主导地位，对石化工业的发展起着十分重要的作用。活塞杆作为往复压缩机的核心部件和易损件之一，其质量影响着压缩机组的寿命和可靠性[1]。据不完全统计，活塞杆断裂造成的设备故障占重大安全事故的1/4以上[2]，由活塞杆断裂引起的连锁破坏，造成重大人员、经济损失的事故时有发生。
某厂天然气压缩机使用9年之后，发生一级活塞杆断裂，该活塞杆使用材料牌号为17-4PH（05Cr17Ni4Cu4Nb），经1040±20℃固溶处理和620℃时效后制造，断裂前未发现异常。为确定活塞杆断裂原因，从不同角度对断裂的活塞杆进行了失效分析。
2 理化检验及结果
2.1 断口宏观形貌分析
活塞杆长度为2225 mm，电加热孔深度为290 mm，直径为13 mm。宏观检查发现，活塞杆断裂位置位于活塞杆电加热孔根部位置，完全断裂为两段：较长段包括十字连接段、弹性段等，长约为1900 mm，较短段为活塞连接段，长约为290 mm，直径为52 mm，断裂位置如图1所示。
断口相貌如图2~3所示，从图2中可以看出，断口表面没有明显的塑性变形，且宏观断口由两部分组成，试样的中心加热孔边缘亮度明显高于边缘部位，说明裂纹源在中心加热孔附近。因此从相貌上看，基本可以判定：尽管载荷水平低于引发加热孔处塑性变形或破坏所需的值，但是由于活塞杆长期在交变载荷作用下工作，导致其产生了疲劳断裂。
图3为加热孔内部的宏观形貌，在此区域附近，材料的金相组织无差别，也没有发现显微裂纹。但通过观察发现，加热孔内部比较粗糙，在交变载荷下极易发生应力集中。
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2.2 断口微观形貌分析
图4为该工件试样放大100倍无腐蚀情况下的表面形貌。从图可以看出，该工件中的夹杂物含量较少，且均呈球状分布，符合钢件的夹杂物分布及形状要求。
活塞杆扫描电镜断口分析中观测了断裂活塞杆的断口，图5和图6分别为试样放大100倍和400倍的金相照片。从图上可以看出组织细密且分布较均匀，为典型的板条马氏体类型组织。在加热孔附近材料的金相组织无差别，也没有发现显微裂纹。
2.3 材料硬度试验
依据GB/T 4340.1-2009《金属材料维式硬度试验》，在活塞杆上切去试样钢，采用显微硬度计测试多点的硬度，得到平均硬度HRC41.4，高于设计要求值HRC33。硬度过高可能是活塞杆疲劳断裂的原因之一。
2.4 材料化学成分试验
活塞杆材料为05Cr17Ni4Cu4Nb钢，采用直读光谱仪对断裂失效的活塞杆进行化学成分分析，结果见表1。通过与GB/T1220-2007对比发现，该材料成分完全符合成分的标准要求。
2.5 气缸垢样元素组成分析
对压缩机气缸中取得的垢样做元素分析，结果如表3所示。从表中可以发现，在气缸内所取垢样中，Cl元素和S元素含量较高，而压缩机吸入的气体中含有水蒸气并有凝液析出时，Cl和S含量较高的压缩气体就会形成腐蚀性介质。发生腐蚀疲劳的必要条件是形成点蚀坑（疲劳源）[3]，即：在腐蚀性介质作用下先形成点蚀坑，由于点蚀坑破坏了结构的连续性，而易引起应力集中，当应力超过临界断裂应力时裂纹就会扩展。
尽管由于加热孔内部加工粗糙，表面未发现明显的点蚀坑，但在活塞杆的其他部位发现了明显的点蚀坑（如图7所示），点蚀坑和加热孔的粗糙的表面在交变应力作用下会更容易形成应力集中，从而促进循环应力损伤，加速裂纹萌生。当循环应力损伤和腐蚀介质损伤的诱发因素共存时，二者之间存在着明显的相互促进作用。
这种从点蚀坑开始形核的微裂纹会显著降低构件疲劳寿命。通过腐蚀疲劳损伤估算表明，考虑点蚀损伤影响得到的寿命约为不考虑点蚀损伤结果的19% [4-5]。所以交变应力作用和腐蚀环境共同作用下的腐蚀疲劳应是压缩机活塞杆断裂失效的主要原因。
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3 活塞杆受力分析
3.1 力学模型
往复压缩机运动机构可视为曲柄连杆机构，简图如图8所示。活塞杆在工作过程中需要承受由于气体被压缩而通过活塞传递的气体力、部件往复运动产生的惯性力以及往复运动中的摩擦力。
考虑到摩擦力与其他力相比小很多，故本文在分析时忽略摩擦力的影响。
所用压缩机为4M20-45/2-34型天然气压缩机为，一、三列各为一级气缸，二列为三级气缸，四列为二级气缸，其主要的运行参数见表3。
3.2 综合活塞力计算
（1）往复惯性力I
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4 有限元分析
4.1 强度分析
根据活塞杆图纸，利用ANSYS15.0进行简化建模。建模时忽略活塞杆两端的螺纹，近似为等径的圆柱。在活塞杆端面定义耦合关系，载荷施加于活塞端面，固定约束活塞杆另一端面。
将图9所示的活塞杆最大拉伸力77.53 kN和最大压缩力108.95 kN，分别作为对活塞杆进行强度校核的边界条件进行计算。计算得到的等效应力图如图10、11所示，从图中可知，当受到最大拉伸力时，断裂处平均等效应力为38 MPa左右，当受到最大压缩力时，断裂处平均等效应力为53 MPa左右，均小于材料的许用等效应力。因此，从静力学角度考虑，活塞杆受力在许用范围内，满足
强度设计要求。
4.2 模态分析
为排除因共振现象而造成活塞杆断裂的可能，
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本文利用有限元方法对活塞杆进行模态分析[7-8]。
通过有限元计算可以准确得到活塞杆第i阶固有频率和模态振型，如表4与图12所示。从表中可知，活塞杆前6阶分别为沿X，Y，Z方向的刚体位移和扭转位移，为0 Hz左右，即所谓的刚体模态，所以主要分析后面各阶的计算结果。
激振频率的计算公式[9]
f= nm/60 （7）
式中m———压缩机的级每转的吸气或排气次数n——为压缩机额定转速，r/min
已知该型号压缩机工作转速为328 r/min，根据式（7）计算得出的激振频率为5.47 Hz。由模态计算结果可知，压缩机工作转速对应的频率小于第7阶的固有频率f=95.955 Hz（最小频率），因此该活塞杆发生共振的可能性较小.
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5 结论
活塞杆为天然气往复压缩机关键零部件，在循环载荷作用下易发生失效断裂，通过断口的宏、微观形貌分析和材料的硬度分析发现，活塞杆断裂为疲劳断裂，而气缸内垢样元素的分析结果显示，缸内气体含有大量的S、Cl元素，易形成腐蚀性介质，因此，腐蚀疲劳开裂是活塞杆失效的主要原因。
本文采用有限元方法对活塞杆进行了静强度校核和模态分析，计算结果显示，应力集中主要出现的不同直径过渡处，其中，断裂处最大拉伸Mises应力为38 MPa，断裂处最大压缩Mises应力为53 MPa，均小于活塞杆材料许用应力；活塞杆工作时对应的激振频率小于第7阶的固有频率，因此活塞杆工作时发生共振的可能性较小，可以排除因共振而造成的破坏。
参考文献：
[1] 张勇.高速大功率往复式天然气压缩机活塞杆有限元分析[J].压缩机技术，2010，2：10-13.
[2] 李明，武伟.基于ANSYS的往复式空气压缩机活塞杆的强度分析[J].工业技术创新，2014，1（5）：12-15.
[3] 李涛.交变应力与环境耦合作用下拉索腐蚀疲劳损伤机理研究[D].重庆交通大学硕士学位论文，2014.
[4] D.L. DuQuesnay，P.R. Underhill，H.J. Britt et al. FatigueCrack Growth from Corrosion Damage in 7075-T6511 A原
luminum Alloy Under Aircraft Loading [J]. InternationalJournal of Fatigue，2003，25（5）：371-377.
[5] A. P. Berens，P. W. Hovey，D. A. Skinn，Risk Analysis forAging Aircraft Fleets. Volume1.Analysis. [R]. DTIC Docu原ment，1991
[6] 韩绿霞，宋怀俊，雒延亮. 活塞式压缩机动力计算方法的研究[J]. 煤矿机械，2005，12：38-40.
[7] 候小兵. 大功率往复式压缩机活塞杆有限元分析[J]. 长江大学学报（自然版），2013，10（19）：95-98.
[8] 张勇. 高速大功率往复式天然气压缩机活塞杆有限元分析[J]. 压缩机技术，2010，2：10-13.
[9] 西安交通大学压缩机教研室.活塞压缩机设计[M].西安：西安交通大学出版社，1979.
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