呂佳琪(中海油惠州石化有限公司，廣東 惠州 516086)

1 項目背景

某氣閥廠家對某煉化企業(yè)內(nèi)多套新氫壓縮機組進氣閥實施改造，該機組類型為水平對置平衡型往復式壓縮機，采用6缸3級壓縮，進氣壓力為2.45 MPa，最終排氣壓力為16.5 MPa，入口流量101 337 Nm3/h，機組轉速333 r/min。

該機組在大修期間，進行了無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)氣閥的改造(如圖1所示)，完成裝機后，所有進氣閥在壓縮機加載前，必須由無級調(diào)節(jié)系統(tǒng)執(zhí)行機構卸荷器打開，實現(xiàn)壓縮機的空載起機。然而，實際情況是該壓縮機啟動后數(shù)秒內(nèi)，氣缸內(nèi)氣壓迅速上升至排氣壓力，說明進氣閥卸荷失敗，壓縮機無法零負荷開機。

圖1 無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)氣閥的改造

2 故障原因分析

這里先簡單描述下無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)執(zhí)行機構的工作原理(如圖2所示)，中控發(fā)出零負荷指令后，執(zhí)行機構的油路電磁閥會開啟，高壓油從油站出口進入執(zhí)行機構閥室活塞腔內(nèi)，推動閥室活塞向下運動，閥室活塞推動氣閥的卸荷桿，卸荷桿推動卸荷叉頂開氣閥的閥片，在此過程中克服了卸荷器復位彈簧力、閥片彈簧力、摩擦力和作用在閥片上的氣體力等綜合力(即最小卸荷力)之后，氣閥被打開，處于開啟狀態(tài)，實現(xiàn)壓縮機零負荷[1]。

圖2 執(zhí)行機構和專用進氣閥示意圖

根據(jù)對以上執(zhí)行機構工作原理的分析，造成氣閥無法正常卸荷的原因可能有：

(1)油站供給到執(zhí)行機構的油壓力不夠，閥室活塞不能提供足夠大的卸荷力，導致卸荷叉不能正常頂開氣閥閥片，氣閥無法正常卸荷；

(2)最小卸荷力大于執(zhí)行機構閥室活塞的輸出力。導致卸荷叉不能正常頂開氣閥閥片，氣閥無法正常卸荷；

(3)氣閥卸荷桿頂端與執(zhí)行機構閥室活塞間隙值偏大，導致執(zhí)行機構閥室活塞工作異常，卸荷器不動作，氣閥無法正常卸荷；

(4)執(zhí)行機構本身故障，無法正常輸出卸荷力，導致氣閥無法正常卸荷；

(5)氣閥卸荷器部件本身的功能異常，無法執(zhí)行正常卸荷動作；

(6)氣閥閥片功能異常，無法正常開啟。

3 故障原因排查

該機組一級共有2個氣缸，均為雙作用，兩個氣缸總共4個工作腔，單個工作腔進氣閥數(shù)量為2個。一級進氣閥總數(shù)為8個，相應的執(zhí)行機構總數(shù)為8套。若有一個工作腔存在問題，都會發(fā)生壓縮機啟動帶載的故障現(xiàn)象。由于各個工作腔存在同時出現(xiàn)不同故障原因的可能，因此，不能草率的排除任何一項可能的原因。針對前述故障原因的分析，有針對性的開展以下排查：

3.1 執(zhí)行機構管路油壓檢查

液壓站配備壓力、溫度和液位傳感器，實時監(jiān)測油壓狀態(tài)。開機試車過程中，油壓穩(wěn)定在12.5 MPa的設計值，波動不超過0.1 MPa，溫度和液位并無異常，且進入執(zhí)行機構的油管路上安裝了蓄能器實現(xiàn)穩(wěn)壓。此外，由于二、三級執(zhí)行機構都能正常卸荷，表明執(zhí)行機構管路油壓是正常的。

3.2 氣閥最小卸荷力核算

氣閥最小卸荷力由四部分組成：卸荷器復位彈簧力、閥片彈簧力、摩擦力和氣體力。執(zhí)行機構輸出力只要大于這個最小卸荷力，氣閥即能正常卸荷。從故障現(xiàn)象來看，這是最有可能導致故障產(chǎn)生的原因。

上述四部分中，卸荷器復位彈簧力、閥片彈簧力(這兩種彈簧力合稱彈簧綜合力)和摩擦力可以通過測試得到實際數(shù)值，氣體力只能理論計算，而無法直接測試得到，經(jīng)過測試，各級進氣閥的彈簧綜合力和摩擦力如表1所示。

表1 彈簧綜合力和摩擦力測試結果

執(zhí)行機構閥室活塞直徑14 mm，12.5 MPa油壓時，輸出力可以達到1 924.2 N(196.35 kgf)。不計算氣體力，閥室活塞輸出力是遠大于氣閥所需的卸荷力的。很顯然，氣體力極有可能是造成差異的關鍵因素。

氣體力分為兩部分：

(1)閥片反作用力：即進氣壓差反作用在閥片上的力。進氣閥閥片工作時，閥片上下有一定的壓差，這個壓差通過閥片作用在卸荷叉上，再傳遞到卸荷桿上。經(jīng)過理論計算，原設計中，一級進氣閥的這個壓差在閥片上產(chǎn)生的作用力為 2 100.5 N (214.34 kgf)。

(2)卸荷桿反作用力：卸荷桿與密封室形成的密封，讓執(zhí)行機構閥室活塞腔與進氣口產(chǎn)生了一個壓力差，作用截面為卸荷桿插入密封室部分的橫截面，截面直徑為卸荷桿直徑14 mm，進氣壓力為2.45 MPa，則作用力為369.5 N(37.7 kgf)。

綜上，一級進氣閥的最小卸荷力=42+1.5+214.34+37.7= 295.5 kgf(2 895.5 N)，遠大于執(zhí)行機構閥室活塞輸出力：1 924.2 N (196.35 kgf)。很明顯，這就是本次故障發(fā)生的主要原因。

3.3 其他原因排查

(1)氣閥卸荷桿頂端與執(zhí)行機構閥室活塞間隙值均正常；

(2)執(zhí)行機構本身功能：使用工裝與手動泵測試后，功能正常；

(3)氣閥卸荷器部件功能：所有氣閥手動下壓測試后，動作正常，行程正常；

(4)氣閥閥片開啟功能：由于氣閥為開式氣閥，下壓卸荷器后，可以看見閥片正常運動。

4 整改方案及實施

根據(jù)故障原因分析，主要原因是一級進氣閥的最小卸荷力大于閥室活塞輸出力，導致氣閥無法正常卸荷。鑒于理論計算得到的最小卸荷力遠大于閥室活塞的輸出力，為了保證整改后一次開機成功，決定從以下兩個方面來進行。

4.1 氣閥流通性改善

氣體力在氣閥最小卸荷力中占比最高，是本次改造的重點。氣體力的兩個部分：閥片反作用力和卸荷桿反作用力，后者無法改變，重點為前者。實際上閥片的反作用力是閥損造成的，改善氣閥流通性即能降低閥損。主要是以下兩項措施來進行改善：

(1)增加閥片升程；

(2)增加閥座上流通孔數(shù)量，增加閥座流通面積(保證結構強度的前提下)。整改后，理論計算的閥片反作用力為750.2 N (76.55 kgf)。

4.2 氣閥彈簧力調(diào)整

彈簧力在最小卸荷力中占比較高，同時也有調(diào)整的余地。主要通過以下兩項措施來改善：

(1)減小卸荷器空行程，卸荷器彈簧壓縮量減少，從而彈簧力也減少了；

(2)更換氣閥彈簧，選擇彈性系數(shù)更低的彈簧。整改后，測試彈簧綜合力為323.4 N(33 kgf)。

5 整改效果

整改后，一級進氣閥最小卸荷力=33+1.5+76.55+37.7= 148.75 kgf(1 456.3 N)。 比整改前的295.5 kgf(2 895.9 N)減少了146.75 kgf(1 438.2 N)，且遠小于閥室活塞輸出力196.35 kgf (1 424.2 N)，為卸荷成功提供了理論保證。

各項整改完成后，該機組進行了二次回裝復機，并空載開機成功，各項數(shù)據(jù)反饋良好，部分負荷和滿負荷開車也取得了成功。

6 結語

通過解決本次無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)氣閥故障，使我們了解到，在有無級氣量調(diào)節(jié)系統(tǒng)的場合，對進氣閥的設計要注意確保氣閥閥座閥蓋的流通性、升程及彈簧的選型。