李威

（中國石化巴陵分公司煉油部，湖南云溪 414014）

某苯乙烯裝置活塞式壓縮機為四列四級M型對稱平衡式壓縮機，氣缸為無油潤滑、水冷式雙作用，布置方式為雙層布置。該壓縮機是裝置氫氣回收工序中的關(guān)鍵機組，而填料密封環(huán)是活塞式壓縮機的易損件，其運行周期的長短決定壓縮機運行周期的長短。文章主要以主密封填料為例對填料密封環(huán)磨損機理進行研究，以延長填料環(huán)的使用壽命。

1 壓縮機活塞桿密封情況

苯乙烯裝置活塞式壓縮機活塞桿密封屬于分剖型彈性環(huán)密封，氣缸側(cè)活塞桿密封（主填料盒，見圖1左圖）、中間接筒處活塞桿密封（中間填料盒，見圖1右圖）及曲軸箱活塞桿密封（刮油器部件）均為硬填料。

2 填料密封環(huán)磨損機理

2.1 填料密封環(huán)工作原理

硬填料是依靠阻塞和節(jié)流作用進行工作的自緊式接觸型動密封。密封面有3個，其內(nèi)孔圓柱面是主密封面，2個側(cè)端面是輔助密封面，均要求具有足夠的加工精度和粗糙度，以保持良好的貼合。

硬填料環(huán)一般采用分瓣式結(jié)構(gòu)，在分瓣密封環(huán)的外圓周上，用拉伸彈簧箍緊，與柱塞桿表面壓緊貼合，建立密封狀態(tài)。硬填料環(huán)通常是成組裝填在填料盒內(nèi)，根據(jù)介質(zhì)壓力的高低，選用若干組填料盒，串聯(lián)安裝，構(gòu)成填料函。為防止有毒、易燃、易爆氣體泄漏，在填料函外部裝有前封漏函。

其主要工作原理見圖2，氣體從軸向間隙和徑向間隙進入填料盒的杯槽內(nèi)，氣體壓力使填料環(huán)分別與活塞桿表面及杯槽端面形成密封。當氣體壓力不存在時，彈簧力作用在填料環(huán)上，將環(huán)瓣圍繞著活塞桿組合在一起。填料環(huán)組在杯槽中可以自由浮動，用來補償活塞桿的徑向跳動。密封環(huán)之間用銷/孔結(jié)構(gòu)固定相對位置，切向環(huán)的切口間隙被徑向環(huán)覆蓋，封閉了泄漏路徑。

圖2 填料密封環(huán)工作原理

圖3 單作用填料環(huán)組工作原理

填料環(huán)通過組合可形成單作用填料組和雙作用填料環(huán)組，壓縮機主密封填料盒中既有單作用填料環(huán)組，也有雙作用填料環(huán)組，其工作原理見圖3，4。其特點及應用范圍見表1。

圖4 雙作用填料環(huán)組工作原理

表1 填料環(huán)組特點及應用

單作用環(huán)組用于密封工藝氣體，阻止氣缸內(nèi)介質(zhì)氣體泄漏，未完全封住的介質(zhì)氣體匯集到圖5中的漏氣回收腔，經(jīng)漏氣回收口排放到火炬系統(tǒng)，在漏氣回收腔外側(cè)設置有氮氣密封腔，氮氣密封腔兩側(cè)即為雙作用填料，既阻止介質(zhì)氣體外漏，也阻止空氣進入。

2.2 填料密封環(huán)結(jié)構(gòu)優(yōu)缺點分析

壓縮機主密封采用的填料密封環(huán)均為平面填料，主要結(jié)構(gòu)形式為斜口三瓣環(huán)（以下簡稱切向環(huán)）和徑向口三瓣環(huán)（以下簡稱徑向環(huán)）。

圖5 苯乙烯裝置活塞式壓縮機主密封剖面

切向環(huán)主要用于壓差在1 MPa以下的低壓壓縮機的活塞桿密封。其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，易于制造，成本較低。缺點是對活塞桿的貼合比壓不均勻，靠近銳角一端的貼合比壓大。在工作過程中，磨損也不均勻（見圖6）。磨損主要產(chǎn)生在靠近銳角一端。磨損后的內(nèi)孔面不呈圓形，從而使補償貼合性差，增大泄漏量。相反，徑向環(huán)對活塞桿的貼合比壓均勻，磨損也均勻。徑向切口使補償動作容易實現(xiàn)，不易被卡住。

切向環(huán)和徑向環(huán)是平面填料的主要結(jié)構(gòu)形式，在使用過程中，其外圓面完全暴露在介質(zhì)壓力作用之下，介質(zhì)壓力對填料環(huán)有很強的自緊作用，沒有平衡卸荷能力，在高壓條件下，由于平面填料對活塞桿的貼合比壓過大，故不能應用。

圖6 填料環(huán)磨損情況

2.3 填料密封環(huán)磨損的影響因素

填料密封環(huán)的磨損程度主要體現(xiàn)在泄漏量的變化上，因此通過填料密封環(huán)的關(guān)鍵參數(shù)計算公式可以分析影響填料密封環(huán)磨損的因素[1]。

1）泄漏量的計算

硬填料的氣體泄漏量（v）可用下列經(jīng)驗式估算：

式中：δ為填料與活塞桿之間的徑向間隙，m；d為活塞桿直徑，m；Δp為介質(zhì)壓力，Pa；μ為介質(zhì)動力黏度，Pa·s；t為填料密封面軸向長度，m。

2）徑向及軸向貼合線比壓的計算

硬填料環(huán)內(nèi)圓密封面對活塞桿表面的徑向貼合線比壓（qcr）用下式確定：

式中：qpr為介質(zhì)壓差產(chǎn)生的徑向貼合線比壓，N/m；qgr為切口間隙處的附加徑向貼合線比壓，N/m；qsr為箍緊拉伸彈簧產(chǎn)生的徑向貼合線比壓，N/m；b為硬填料環(huán)主密封面的軸向?qū)挾龋瑢π逗善矫嫣盍?，b小于環(huán)的軸向?qū)挾龋琺；Kp為載荷系數(shù)；z為切口數(shù)目；s為切口間隙寬度，m；a為切口間隙的軸向長度，m；Fsr為箍緊彈簧的工作拉力，N。

硬填料環(huán)側(cè)端面對填料盒側(cè)端面的軸向貼合線比壓（qco）用下式確定：

式中：qpo為介質(zhì)壓差產(chǎn)生的軸向貼合線比壓，N/m；qgo為切口處的附加軸向貼合線比壓，N/m；qso為軸向壓縮彈簧產(chǎn)生的軸向貼合線比壓，N/m；cr為填料函隔板與軸之間的半徑間隙，m；t為硬填料環(huán)的徑向?qū)挾?，m；Fso為軸向壓縮彈簧工作時的彈簧力，N。

為了確保硬填料環(huán)在工作過程中能夠產(chǎn)生足夠的徑向和軸向移動能力，以補償磨損及活塞桿的跳動偏差，保證追隨性，需要對硬填料環(huán)的徑向和軸向貼合線比壓進行校核。

徑向貼合線比壓滿足下式：

要求軸向貼合線比壓滿足下式：

式中：μ0為硬填料環(huán)與填料函之間的摩擦系數(shù)；qm為硬填料環(huán)單位長度的慣性力，N/m；μr為硬填料環(huán)對活塞桿的摩擦系數(shù)。

綜合分析公式（1）～（5），影響填料環(huán)磨損的因素主要是徑向貼合線比壓和軸向貼合線比壓。

3 延緩填料磨損解決方案

對于已設計定型的填料環(huán)，貼合線比壓與介質(zhì)壓力Δp、填料環(huán)與活塞桿的摩擦系數(shù)μr、填料環(huán)與填料函之間的摩擦系數(shù)μ0相關(guān)。若要延緩填料磨損，需要從介質(zhì)壓力Δp、摩擦系數(shù)兩方面采取措施。

壓縮機主密封填料環(huán)按功能劃分主要有三種：減壓環(huán)、主密封環(huán)、漏氣/氮氣環(huán)，根據(jù)多次檢修經(jīng)驗，最易磨損的是主密封環(huán)、漏氣/氮氣環(huán)。

主密封環(huán)磨損的原因主要與結(jié)垢導致摩擦系數(shù)增大以及介質(zhì)壓力高有關(guān)。拆卸下來的填料環(huán)均有大量粉塵，且磨損最嚴重的為氣缸壓力最高的第四級（見表2）。漏氣/氮氣環(huán)磨損主要原因與介質(zhì)壓力有關(guān)，尤其是密封氮氣壓力過高易導致漏氣/氮氣環(huán)過早磨損。

表2 原主密封填料環(huán)徑向尺寸

因此延緩填料磨損應從以下2個方面采取措施：

1）在工藝允許的條件下，適當降低壓縮機排氣壓力，目前機組排氣壓力基本控制在1.8 MPa左右，較設計值2.3 MPa降低了0.5 MPa，對于延緩主密封環(huán)的磨損有一定效果。

2）在新填料運行前期（1～6個月），控制主密封氮氣壓力在0.08 MPa左右，較原設計值0.15 MPa降低0.07 MPa（經(jīng)廠家核算許可），以延緩漏氣/氮氣環(huán)的磨損。在填料運行后期，由于主密封環(huán)磨損增加，介質(zhì)氣泄漏量增加，為防止介質(zhì)氣外漏，可將主密封氮氣壓力提高至0.15 MPa，以阻止介質(zhì)氣外漏。

4 方案實施后效果

調(diào)整后，活塞式壓縮機累計運行559 d，未更換填料密封環(huán)。2015年12月壓縮機大修更換新填料密封環(huán)后，壓縮機排氣壓力按1.8 MPa進行控制，填料密封氮氣壓力按主密封氮氣壓力0.08 MPa，中間填料密封氮氣壓力0.05 MPa進行控制，氮氣消耗量較檢修之前減少約200 m3/h，2016年6月，將密封氮氣壓力升至0.15 MPa，中間填料密封氮氣恢復至0.1 MPa，2017年4月停機大修。填料累計正常運行456 d，運行期間曲軸箱氣體采樣分析，未檢出氫氣。

5 結(jié)論

填料環(huán)的磨損主要與介質(zhì)壓力Δp、填料環(huán)與活塞桿的摩擦系數(shù)μr、填料環(huán)與填料函之間的摩擦系數(shù)μ0相關(guān)。根據(jù)實際填料環(huán)磨損狀況，從全壽命周期的角度出發(fā)需對壓縮機排氣壓力和填料密封氮氣壓力進行優(yōu)化調(diào)整，優(yōu)化調(diào)控后取得了良好效果，填料的使用壽命明顯延長，提高了活塞式壓縮機運行的穩(wěn)定性，大大降低了維修費用，可在同類裝置推廣。