劉明洪 ， 趙 華 ， 王銀盤

(洛陽金達石化有限責任公司 ， 河南 洛陽 471012)

洛陽金達石化寬餾分裝置為高壓加氫裝置，兩臺循環(huán)氫壓縮機主要為反應系統(tǒng)提供大量循環(huán)氫參與物料反應，一開一備。該壓縮機屬于往復活塞式壓縮機，采用臥式雙作用布置，主電機轉(zhuǎn)速為596r/min，采用變頻控制，設計變頻調(diào)節(jié)范圍60%～100%，原設計入口壓力16.0 MPa，出口壓力為18.5 MPa。十字頭體和十字頭銷采用直接聯(lián)接，無襯套，十字頭和十字頭銷配合處在十字頭上開有油槽對運動部位進行潤滑。

該裝置在開工過程中發(fā)生了十字頭嚴重磨損事故，隨著開工過程中系統(tǒng)壓力逐漸升高，操作人員發(fā)現(xiàn)壓縮機機身潤滑油變黑。此時該壓縮機入口壓力為14.7 MPa，出口壓力15.2 MPa，為控制升壓速度，當時主電機變頻輸出為65%，起初懷疑是潤滑油變質(zhì)導致。因此操作人員及時對機身潤滑油更換，3天后這臺壓縮機機身潤滑油重新變?yōu)楹谏敃r該壓縮機入口壓力為15.5 MPa，出口壓力16.2 MPa，主電機變頻仍然為65%?；炄藛T對壓縮機機身潤滑油采樣分析后確認潤滑油黏度、水分、酸值等各項指標正常，但是發(fā)現(xiàn)有較多的象鐵屑一樣的雜質(zhì)，初步分析可能是由于新設備磨合過程中零件磨損造成。之后在裝置在開工期間對壓縮機進行切換作業(yè)，啟動備用循環(huán)氫壓縮機時發(fā)現(xiàn)軸承箱內(nèi)傳出異響，緊急停機后檢修人員對曲軸箱內(nèi)各運轉(zhuǎn)機構(gòu)進行檢查，發(fā)現(xiàn)該壓縮機左側(cè)的十字頭和十字頭銷靠近氣缸側(cè)結(jié)合處有嚴重磨損的凹槽，該凹槽深度將近2.7 mm，右側(cè)同樣位置凹槽深度約2.3 mm，而十字頭銷和十字頭配合間隙設計標準為0.06～0.09 mm，因此該壓縮機兩個十字頭體由于磨損嚴重，上面的潤滑油槽已被磨掉，潤滑部位失去潤滑，基本報廢?；谏鲜霎惓，F(xiàn)象，推斷由于十字頭銷單方向受壓應力，長時間潤滑不良導致十字頭銷和十字頭結(jié)合處出現(xiàn)嚴重磨損。

1 活塞桿負荷即綜合活塞力分析

壓縮機在做功過程中，活塞桿及所有傳動部件都受壓力或拉力，從而使十字頭銷壓在連桿小頭襯套的一側(cè)出現(xiàn)間隙，使?jié)櫥瓦M入潤滑腔內(nèi)，對十字頭銷和連桿小頭襯套進行冷卻和潤滑，這時十字頭銷和連桿小頭襯套處于正常潤滑狀態(tài)，不會出現(xiàn)異常磨損情況；但是如果壓縮機做功過程中，活塞桿及十字頭只受到一個方向的力，十字頭銷總壓在連桿小頭襯套和十字頭的一側(cè)，那么受壓的一側(cè)始終沒有間隙，十字頭銷和連桿小頭襯套之間以及十字頭銷和十字頭之間也就沒有潤滑和冷卻，此時這些潤滑部位的運動部件極易發(fā)生嚴重磨損。要保證十字頭銷和連桿小頭襯套及十字頭之間的正常潤滑，活塞桿的負荷也就是綜合活塞力在壓縮機做功過程中必須發(fā)生方向的變化，且要保證負荷反向有足夠長的時間[1]。

綜合活塞力反向必須持續(xù)一定的時間，保證潤滑油充分進入潤滑油路對摩擦副進行潤滑。這個時間以曲軸轉(zhuǎn)角表示成為“反向角”。API618規(guī)定反向角≥15°。一般來說，如果沒有綜合活塞力反向或者沒有足夠大的反向角，十字頭、十字頭銷及連桿小頭襯套會在短時間內(nèi)產(chǎn)生高溫并急劇磨損。

壓縮機正常運轉(zhuǎn)時，產(chǎn)生的作用力主要有三類：①往復質(zhì)量與不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量造成的慣性力；②氣體壓力所造成的作用力；③接觸表面相對運動時產(chǎn)生的摩擦力。這三種作用力的合力成為綜合活塞力[2]。

當綜合活塞力指向氣缸側(cè)時，十字頭銷緊壓在連桿小頭襯套的氣缸側(cè)，見圖1。十字頭銷和連桿小頭襯套及十字頭體(或十字頭襯套)在曲軸側(cè)進行正常的潤滑和冷卻；當綜合活塞力反向時指向曲軸側(cè)，此時十字頭銷緊壓在連桿小頭襯套的曲軸側(cè)，十字頭銷和連桿小頭襯套在氣缸側(cè)進行正常的潤滑和冷卻，見圖2。

圖1 綜合活塞力指向氣缸側(cè)

圖2 綜合活塞力指向曲軸側(cè)

可見只有當反向角足夠大時，才能讓十字頭銷和連桿小頭襯套及十字頭兩側(cè)得到充分的潤滑和冷卻。因此，對該壓縮機在不同工況下的綜合活塞力進行分析，并繪制出趨勢圖就可以找到答案。

2 原因分析

對壓縮機在磨損發(fā)生時的工況進行熱力計算、動力計算和綜合活塞力分析。

機型型號：DW-2.33/162-185型循環(huán)氫壓縮機，機型2D，轉(zhuǎn)速385 r/min，行程180 mm，活塞桿徑Φ50 mm，名義活塞力55 kN。

氣體介質(zhì)成分(只列出前6種)：循環(huán)氫系統(tǒng)CH4，8.199%；C2H6，2.684%；C3H8，3.148%；n-C4H10，0.876%；H2，84.28%；N2，0.569%。

2.1 熱力計算

循環(huán)氫系統(tǒng)1級，進壓14.7 MPa，排壓15.2 MPa，壓力比1.04，進溫50.0 ℃，排溫53.3 ℃，絕熱指數(shù)1.354 6，膨脹指數(shù)1.354 6，缸內(nèi)進壓14.967 6 MPa，缸內(nèi)排壓15.665 5 MPa，缸內(nèi)壓比1.046 6，缸內(nèi)排溫53.876 6 ℃，實際排氣量12 345.59 Nm3/h。各氣缸列數(shù)據(jù)見表1。

表1 各氣缸列數(shù)據(jù)

2.2 動力計算

2.2.1計算參數(shù)(見表2)

表2 動力計算參數(shù)

2.2.2作用力極值及飛輪距數(shù)據(jù)(見表3)

切向力和飛輪距數(shù)據(jù)：飛輪距2 296.02 kg/m2，平均切向力6.614 kN，熱力計算切向力6.697 kN。

表3 作用力極值及角度

2.3 綜合活塞力分析

根據(jù)以上數(shù)據(jù)，通過計算機繪制了第Ⅰ列及第Ⅱ列的氣體力、綜合活塞力、慣性力、切向力圖。如圖4、圖5所示。

由圖4、圖5可知，該工況下綜合活塞力沒有發(fā)生方向的變化，且指向氣缸側(cè)，結(jié)果表明，在壓縮機往復運動中，第1列和第2列的十字頭銷和十字頭結(jié)合處(靠近氣缸側(cè))出現(xiàn)嚴重的潤滑不良 ，導致磨損的加劇。由于該工況下由于壓縮機低轉(zhuǎn)速運行，造成壓縮機的慣性力較小，無法平衡掉壓縮機的氣體力，使壓縮機往復運動中無法產(chǎn)生反向角，因此導致十字頭及連桿小頭襯套磨損的發(fā)生。開工過程中雖然壓縮機出入口的壓力有所上升，入口壓力為15.5 MPa，出口壓力16.2 MPa，但是主電機變頻沒有發(fā)生變化，也就是壓縮機主電機的轉(zhuǎn)速和工況一樣，壓縮機的慣性力沒有發(fā)生變化，該工況下仍舊沒有綜合活塞力方向的變化，表明壓縮機在運行中仍然沒有產(chǎn)生反向角，所以壓縮機機身潤滑油變黑主要原因還是十字頭和連桿小頭襯套磨損造成的。

圖4 第Ⅰ列的氣體力、綜合活塞力、慣性力、切向力圖

圖5 第Ⅱ列的氣體力、綜合活塞力、慣性力、切向力圖

3 對策

慣性力的大小和曲軸角速度大小的平方成正比，所以曲軸角速度的大小對壓縮機慣性力影響巨大。通過增大壓縮機曲軸的角速度，可以大幅度提高壓縮機的慣性力，而壓縮機曲軸的角速度變化可以通過調(diào)節(jié)主電機轉(zhuǎn)速實現(xiàn)。因此，通過增大壓縮機主電機的轉(zhuǎn)速來調(diào)節(jié)壓縮機的反向角大小。通過計算機軟件計算，當壓縮機的轉(zhuǎn)速增大為596 r/min后，分別進行壓縮機的熱力學計算和動力計算，最后繪制出壓縮機的綜合活塞力曲線圖。

3.1 熱力計算

循環(huán)氫系統(tǒng)1級，進壓16.5 MPa，排壓17.5MPa，壓力比1.0606，進溫50.0℃，排溫55.0136 ℃，絕熱指數(shù)1.354 6，膨脹指數(shù)1.354 6，缸內(nèi)進壓16.417 3 MPa，缸內(nèi)排壓17.668 2 MPa，缸內(nèi)壓比1.076 2，缸內(nèi)排溫56.714 8 ℃，實際排氣量207 14.25 Nm3/h。各氣缸列數(shù)據(jù)見表4。

表4 各氣缸列數(shù)據(jù)

3.2 動力計算

計算參數(shù)見表5。

表5 計算參數(shù)

作用力極值及飛輪距數(shù)據(jù)見表6。

切向力和飛輪距：飛輪距1 014.57 kg/m2，平均切向力11.645 kN，熱力計算切向力11.86 kN。

3.3 綜合活塞力分析

作用力極值及角度見表6。根據(jù)表6數(shù)據(jù)，通過計算機繪制了第Ⅰ列及第Ⅱ列的氣體力、綜合活塞力、慣性力、切向力圖。如圖6、圖7所示。

表6 作用力極值及角度

從圖6和圖7可以看出 ，當壓縮機的轉(zhuǎn)速提高后，壓縮機的綜合活塞力在壓縮機往復運動過程中方向發(fā)生了變化，意味著壓縮機有了反向角且大于15°，基本滿足壓縮機長周期運行的要求。但是，反向角還不足夠大，一旦操作人員操作不當，很容易造成反向角太小，甚至沒有反向角。所以，在平時的壓縮機操作中特別規(guī)定不同工況中應該有不同的轉(zhuǎn)速。例如，壓縮機空負荷啟動時，可以將主電機的轉(zhuǎn)速控制在額定轉(zhuǎn)速的60%左右，正常工作中主電機應全速運轉(zhuǎn)，防止誤操作造成壓縮機運行時沒有反向角。

圖6 第Ⅰ列的氣體力、綜合活塞力、慣性力、切向力圖

圖7 第Ⅱ列的氣體力、綜合活塞力、慣性力、切向力圖

實際上，壓縮機在運行中，氣體力大小的變化也會影響到壓縮機反向角的大小變化。例如，吸排氣閥的損壞、活塞環(huán)的磨損造成氣缸內(nèi)高壓側(cè)氣體和低壓側(cè)串氣，這些因素都會影響氣體力的大小，從而造成壓縮機反向角的改變。

4 結(jié)論

往復式壓縮機在投產(chǎn)運行后，如果工況和設計條件不符，發(fā)生較大的變化，可能會造成壓縮機運行中反向角減小甚至消失，導致壓縮機綜合活塞力沒有發(fā)生方向變化，造成十字頭和連桿大頭瓦潤滑不良，從而引發(fā)壓縮機十字頭襯套、十字頭銷和十字頭配合處、連桿大頭瓦發(fā)生嚴重的磨損，甚至發(fā)生設備事故，危及人身安全。此時應及時對生產(chǎn)工況和設備工況進行調(diào)整，保證壓縮機的安全運行。在正常生產(chǎn)中，由于壓縮機的氣閥、活塞環(huán)這些易損件的故障也會影響壓縮機反向角的變化，所以要定期對壓縮機的易損件進行檢查維護，出現(xiàn)故障要及時處理，杜絕帶病運行，從而在根源上預防壓縮機反向角減小，做到保證壓縮機安全平穩(wěn)運行。