曹強(qiáng)強(qiáng)，高志濤，高崗，劉丹妮，呂勝男

（陜西延長石油天然氣股份有限公司，陜西 延安 717400）

1 往復(fù)式壓縮機(jī)工作原理及設(shè)備簡介

（1）工作原理。往復(fù)式壓縮機(jī)主要是由曲軸、連桿、十字頭、活塞桿、輔助系統(tǒng)等若干個單一部分組成，其工作原理是通過曲軸連桿機(jī)構(gòu)將曲軸旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為活塞往復(fù)運動。當(dāng)曲軸旋轉(zhuǎn)時，通過連桿的傳動，驅(qū)動活塞做往復(fù)運動，由氣缸內(nèi)壁、氣缸蓋和活塞頂面所構(gòu)成的工作容積則會發(fā)生周期性變化。曲軸旋轉(zhuǎn)一周，活塞往復(fù)一次，氣缸內(nèi)相繼實現(xiàn)膨脹、進(jìn)氣、壓縮、排氣的過程，即完成一個工作循環(huán)。

（2）設(shè)備簡介。志丹站共有五臺往復(fù)式壓縮機(jī)，布置方式均為單層分體撬裝布置，其中再生氣壓縮機(jī)為兩列兩級，2D 型對稱平衡式壓縮機(jī)、氣缸為無油潤滑雙作用水冷式，BOG 壓縮機(jī)為四列兩級，M 型對稱平衡式壓縮機(jī)、氣缸為無油潤滑雙作用水冷式，循環(huán)BOG 壓縮機(jī)為四列三級，M 型對稱平衡式壓縮機(jī)、氣缸為無油潤滑雙作用水冷式，表1 是壓縮機(jī)主要參數(shù)。

表1

2 機(jī)組運行過程中異常振動原因分析及處理措施

是機(jī)器就會產(chǎn)生振動，壓縮機(jī)也不例外，引起壓縮機(jī)振動主要原因有兩種：一種是由于壓縮機(jī)本身運動部件平衡性較差、結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理或者基礎(chǔ)設(shè)計不當(dāng)引起的；另一種是由于氣流脈動引起的。氣流脈動是指往復(fù)壓縮機(jī)管道系統(tǒng)，由于壓縮機(jī)的吸排氣過程是間歇性、周期性的，故其管道內(nèi)指定點的氣流壓力、速度呈周期性變化的現(xiàn)象。其中最常見的是氣流脈動引起的振動。以下主要介紹機(jī)組運行過程中出現(xiàn)的振動現(xiàn)象。

（1）壓縮機(jī)底座二次灌漿。首先，作為整體撬裝設(shè)備，在安裝過程中一定要確保地面平整，緊固螺栓牢靠。其次，一定要對壓縮機(jī)底座進(jìn)行二次灌漿，提高撬塊的固有頻率，避開激發(fā)頻率產(chǎn)生的共振，通過在曲軸箱底部、氣缸底部、洗滌罐底部灌注配重水泥來增加撬塊剛性，改變固有頻率。

（2）再生氣壓縮機(jī)試車時二級氣缸振動異常。再生氣壓縮機(jī)試車時，用手動測振筆對二級氣缸缸頭進(jìn)行檢測，具體檢測數(shù)據(jù)如表2。

表2

從表2 數(shù)據(jù)可以看出，壓縮機(jī)二級氣缸缸頭徑向振動偏大，經(jīng)檢查機(jī)組二級十字頭、氣缸等部件運行情況，發(fā)現(xiàn)無異常聲音。負(fù)荷試車結(jié)束后，停車時發(fā)現(xiàn)機(jī)組出口單向閥泄漏，出口氣體倒流至機(jī)體內(nèi)，于是拆卸出口單向閥，發(fā)現(xiàn)單向閥積灰嚴(yán)重，氣閥彈簧無法動作，導(dǎo)致泄漏，對閥瓣及彈簧進(jìn)行清理后回裝，并用柴油進(jìn)行試漏，單向閥正常工作，于是機(jī)組進(jìn)行二次試車，具體檢測數(shù)據(jù)如表3。

表3

從表3 可以看出，壓縮機(jī)二級氣缸缸頭徑向振動明顯減小，分析原因主要是因為出口單向閥泄漏，機(jī)組輸送氣體介質(zhì)時氣流脈動造成的，因為一旦單向閥泄漏，導(dǎo)致氣體介質(zhì)倒流；此外，單向閥失效對降低其對消減氣流脈動能量效果，因此，單向閥對管路振動起到了非常重要的作用。

（3）再生氣壓縮機(jī)試車時，氣流共振引起聲音振動異常。2017年5月再生氣壓縮機(jī)空負(fù)荷試車完成后，進(jìn)行負(fù)荷試車，當(dāng)壓縮機(jī)二返一調(diào)節(jié)閥全部關(guān)閉后，機(jī)組聲音異常，且管線振動較大，經(jīng)仔細(xì)檢查發(fā)現(xiàn)，二返一調(diào)節(jié)閥旁通截止閥未關(guān)嚴(yán)，氣體節(jié)流導(dǎo)致氣流發(fā)生振動，與管壁振動頻率達(dá)到一致，從而出現(xiàn)共振現(xiàn)象。關(guān)死截止閥，異常聲音消失，振動明顯減小。

（4）再生氣壓縮機(jī)二級氣缸支撐板斷裂及排氣緩沖罐地腳螺栓斷裂：①同類型裝置延川站再生氣壓縮機(jī)二級氣缸支撐板斷裂，雖然支撐板不是主要減振措施，但是如果支撐板設(shè)計厚度不夠或者無加強(qiáng)筋板，則導(dǎo)致壓縮機(jī)氣缸振動增大，機(jī)組無法正常運行。②志丹站再生氣壓縮機(jī)B 機(jī)，在運行過程中發(fā)現(xiàn)二級排氣緩沖罐地腳螺栓斷裂，缸頭振動較大，停機(jī)取出斷絲，發(fā)現(xiàn)該螺栓為單頭鑄鐵螺栓，強(qiáng)度等級只有6.8，強(qiáng)度等級過低。改進(jìn)措施：提供壓縮機(jī)振動檢測數(shù)值，要求廠家重新核算，增加支撐板的厚度，并隨時檢查緊固螺栓，將壓縮機(jī)振動將至最低。將單頭螺栓更換為雙頭螺栓，材質(zhì)由鑄鐵更換為35CrMoA 材質(zhì)，并使用強(qiáng)度等級在8.8 以上的螺栓，緊固兩端采取加彈簧墊、背雙螺母的措施，保證排氣緩沖罐的穩(wěn)定性。

（5）循環(huán)BOG 壓縮機(jī)二級冷卻器振動異常。2018年5月日常巡檢發(fā)現(xiàn)循環(huán)BOG 壓縮機(jī)二級冷卻器封頭振動較大，于是，用測振筆選擇二級冷卻器封頭、二級排氣緩沖罐出口管線及二級冷卻器介質(zhì)出口管線三個點進(jìn)行檢測，具體數(shù)據(jù)如表4。

項目 5月5 日 5月6 日 5月7 日 5月8 日 5月9 日 5月10 日 5月11 日二級冷卻器封頭軸向振動 22.5mm/s 23mm/s 22.8mm/s 23.2mm/s 22.6mm/s 22.5mm/s 22.3mm/s二級冷卻器封頭徑向振動 18.5mm/s 19.2mm/s 18.3mm/s 18.6mm/s 19mm/s 19.3mm/s 18.3mm/s緩沖罐出口管線軸向振動 23mm/s 22.5mm/s 22.8mm/s 22.8mm/s 22.6mm/s 22.8mm/s 22.6mm/s緩沖罐出口管線徑向振動 18mm/s 18.5mm/s 18.3mm/s 19.2mm/s 19mm/s 18.4mm/s 18.8mm/s冷卻器介質(zhì)出口管線軸向振動 16.5mm/s 17mm/s 16.8mm/s 16.2mm/s 16.6mm/s 16mm/s 17mm/s冷卻器介質(zhì)出口管線徑向振動 12.3mm/s 12.4mm/s 12.8mm/s 12.2mm/s 12.9mm/s 13mm/s 12.5mm/s

根據(jù)表4 可以看出，最高振幅高達(dá)23.2mm/s，依據(jù)往復(fù)式壓縮機(jī)振動標(biāo)準(zhǔn)《JB/T8541-1997》振動烈度達(dá)到D 級，已經(jīng)嚴(yán)重影響機(jī)組正常運行，針對此問題，設(shè)備組立即展開討論，最終一致認(rèn)為是由于二級排氣緩沖罐出口管線過短，且出口處有兩處彎頭，氣流脈動不斷地沖擊彎頭導(dǎo)致管路振動增大。改進(jìn)措施：經(jīng)過討論，首先，決定在二級排氣緩沖罐出口法蘭處增加泄漏孔板，并在二級冷卻器上增加止推支架。限流孔板與緩沖罐連在一起使管道尾端不再具有反射條件，可以將原來管道內(nèi)存在的駐波變成行波，從而降低了管道中的脈動不均勻度，來實現(xiàn)減振的目的；其次，通過在二級冷卻器與鋼結(jié)構(gòu)之間增加止推支架，來改變管道支撐數(shù)量、位置和結(jié)構(gòu)，從而改變管道的固有頻率，以避免共振。應(yīng)注意的是：采用增加支承的方法要對管道進(jìn)行應(yīng)力核算；支承剛度越大，固有頻率越高，反之越低。于是，此處支撐采用了剛性連接，并選擇質(zhì)量較小的鋼管作為支撐。改進(jìn)后的運行檢測數(shù)值具體統(tǒng)計如表5。

表5

（6）壓縮機(jī)裝配間隙發(fā)生變化導(dǎo)致振動異常。壓縮機(jī)只要運行，就會產(chǎn)生振動，而機(jī)組長時間運行，超過規(guī)定檢修時間，可能會導(dǎo)致機(jī)械磨損，引起裝配間隙過大，導(dǎo)致振動增大，所以往復(fù)式壓縮機(jī)運行在規(guī)定時間內(nèi)一定要進(jìn)行檢修，檢查機(jī)組裝配間隙。檢修時，要記錄檢修前與檢修后的裝配間隙，一定調(diào)整在規(guī)定范圍內(nèi)，防止機(jī)組由于平衡性差，導(dǎo)致機(jī)組振動過大，影響長周期運行。

3 結(jié)語

綜上所述，結(jié)合運行過程中出現(xiàn)的問題，經(jīng)過分析原因，得到了可觀的處理措施，壓縮機(jī)的振動有了明顯的降低，對壓縮機(jī)的安全平穩(wěn)運行起到了良好的推動作用，這些措施和方法在實踐中得到了驗證，希望為同類型的壓縮機(jī)起到積極的影響。