劉宜鑫

（中國石油四川石化有限責(zé)任公司，四川成都 611930）

1 壓縮機結(jié)構(gòu)特點及技術(shù)參數(shù)

煉油裝置火炬氣回收單元螺桿式壓縮機461-K002 為LG72/0.9 噴油式雙螺桿壓縮機。螺桿壓縮機具有2 個旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)子（陽轉(zhuǎn)子與陰轉(zhuǎn)子），水平且平行地配置在氣缸體內(nèi)，支于進排氣座的軸承上（圖1）。在陰、陽螺桿轉(zhuǎn)子上的排氣端外側(cè)裝有止推軸承，承受由吸入和排出壓力差產(chǎn)生的軸向推力。在吸入側(cè)和排出側(cè)的軸承與螺桿轉(zhuǎn)子之間設(shè)有軸封裝置，在軸封裝置靠近螺桿轉(zhuǎn)子端充入氮氣以防止軸承的潤滑油漏入氣缸和氣缸內(nèi)氣體向外泄漏。陰、陽螺桿轉(zhuǎn)子在吸氣端外側(cè)均設(shè)置有同步齒輪，同步齒輪的速比與螺桿轉(zhuǎn)子的速比相等。陰、陽螺桿轉(zhuǎn)子靠軸承支撐和同步齒輪厚薄片的調(diào)整來保證陰、陽轉(zhuǎn)子之間、轉(zhuǎn)子外圓與氣缸體之間以及轉(zhuǎn)子端面與氣缸端面之間均保持極小的間隙，工作時互不接觸，不會摩擦也不需要潤滑。

圖1 螺桿式壓縮機

壓縮機額定功率470 kW，轉(zhuǎn)速3300 r/min，螺桿型線為SRM-D 型線，外徑Φ321 mm，長徑比1.65，扭角3000 rad 左右，陽螺桿有4 個凸齒，陰螺桿有6 個與之相嚙合的凹槽，在吸氣與排氣之間形成3 個壓縮腔。徑向與止推軸承型式為滑動軸承，軸封形式為迷宮密封+機械密封，殼體材料HT300，轉(zhuǎn)子材料2Cr13，同步齒輪材料42CrMo。

2 壓縮機檢修處理及原因分析

2.1 機組振動高的可能原因

（1）介質(zhì)組分變化大，組分中存在大量易氣化的制冷劑液體等介質(zhì)。

（2）壓縮機對中誤差大、錯位偏心，或壓縮機與減速箱聯(lián)軸器變形、傳動芯子磨損等因素，導(dǎo)致轉(zhuǎn)動系統(tǒng)產(chǎn)生偏重而破壞靜平衡。

（3）壓縮機地腳螺栓松動。

（4）陰陽轉(zhuǎn)子運轉(zhuǎn)存在不平衡力，嚙合間隙不均。

（5）進出口管道存在應(yīng)力。

2.2 壓縮機檢修振動處理

2.2.1 現(xiàn)場檢修排查

自2020 年6 月1 日，螺桿機461-K002 驅(qū)動端垂直振動逐漸由2.6 mm/s 升高至6.7 mm/s，并存在異響。針對機組振動情況進行了離線檢測（圖2）。通過壓縮機振動波形頻譜圖顯示，壓縮機陽螺桿聯(lián)軸器方向水平振動值6.067 mm/s、振動加速度17 m/s2，陰螺桿聯(lián)軸器方向垂直振動值6.448 mm/s，螺桿虛擬嚙合頻率占主要成分，有少量轉(zhuǎn)頻及螺桿虛擬嚙合頻率諧波。陰螺桿聯(lián)軸器方向水平振動值5.581 mm/s，螺桿虛擬嚙合頻率及其少量諧波占主要成分。陰、陽螺桿非聯(lián)軸器方向水平振動加速度值均為4.199 mm/s，頻譜中壓縮機螺桿虛擬嚙合頻率及其諧波占主要成分。

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圖2 陽螺桿聯(lián)軸器方向水平振動速度波形頻譜

通過離線振動檢測儀進行離線數(shù)據(jù)采集分析，從壓縮機振動速度譜和加速度譜中可以看出：

（1）速度譜反映：振動以螺桿嚙合頻率幅值主導(dǎo)，說明壓縮機螺桿嚙合不良，可能是由于同步齒輪嚙合不良、軸瓦間隙較差、轉(zhuǎn)子軸向定位較差、負(fù)荷波動、異物進入等因素引起。

（2）加速度譜反映：波形中存在間隙性異常沖擊信號，可能是螺桿與螺桿、螺桿與缸體發(fā)生接觸，可能是異響產(chǎn)生的原因。

2020 年6 月4 日對機體進行拆解檢修，檢修具體內(nèi)容為更換新的同步齒輪、支承瓦以及機封，拆機檢查壓縮機缸體及陰陽轉(zhuǎn)子無摩擦痕跡，各點間隙均在指標(biāo)內(nèi)。更換同步齒輪重新找正嚙合間隙。檢修前驅(qū)動端垂直振動達(dá)到8.4 mm/s，6 月6 日檢修完成后開機運行振動降至5.2 mm/s。運行48 h 后振動再次逐漸升高至7.5 mm/s。6 月11 日再次停機解體檢查，調(diào)整轉(zhuǎn)子嚙合間隙、復(fù)查軸承間隙、軸向串量、壓縮機基礎(chǔ)及對中數(shù)據(jù)、消除進出口管道應(yīng)力，開機后振動無明顯變化。

2.2.2 返廠檢修

考慮到現(xiàn)場工器具受限，對轉(zhuǎn)子的嚙合間隙調(diào)整可能存在不精確的情況，返廠利用專用轉(zhuǎn)子嚙合間隙調(diào)整儀器，設(shè)備再次解體進行全面檢修。拆機后發(fā)現(xiàn)：①轉(zhuǎn)子型線磨損，磨損處打磨修復(fù)；②復(fù)檢陰、陽轉(zhuǎn)子各個尺寸，陽轉(zhuǎn)子不合格尺寸較多；③陰、陽轉(zhuǎn)子密封筋損傷較嚴(yán)重，轉(zhuǎn)子變形無法修復(fù)，更換新的陰陽轉(zhuǎn)子，并重新做轉(zhuǎn)子動平衡檢測。整機回裝前，將所有軸上旋轉(zhuǎn)零件與轉(zhuǎn)子裝配，并與轉(zhuǎn)子緊固。重新上嚙合儀復(fù)測轉(zhuǎn)子及齒輪嚙合間隙。

2.2.3 現(xiàn)場排查

返廠檢修后按照現(xiàn)場實際數(shù)據(jù)模擬工況試驗運行，振動值最大2.7 mm/s；現(xiàn)場安裝開機后垂直振動5.8 mm/s、水平振動7.2 mm/s，運行10 d 后垂直振動最高9.6 mm/s、水平振動最高8.3 mm/s（表1，表2）。檢查地腳螺栓、螺母無松動，焊接角鋼支撐以增加基座強度。機組運行過程中，通過擴大振動檢測范圍，發(fā)現(xiàn)振動源來自進出口管道膨脹節(jié)，波紋管越高處振動越高，初步判斷進出口膨脹節(jié)失效。本次處理措施為取消進出口管道膨脹節(jié)，改為短節(jié)連接，開機后振動合格（圖3）。

表1 壓縮機工況試驗數(shù)據(jù)

表2 壓縮機振動試驗數(shù)據(jù)

圖3 火炬回收壓縮機461-K002

3 檢修后機組運行情況

3.1 振動數(shù)據(jù)

通過近期加固基礎(chǔ)、更換壓縮機入口短接（波紋膨脹節(jié)）后，壓縮機非驅(qū)動端軸承箱振動大幅降低，其中垂直方向8V 測點從7.9 mm/s 下降至1.9 mm/s、9V測點從7.6 mm/s 下降至3.8 mm/s，同時水平方向8H測點從7.3 mm/s 下降至4.8 mm/s（圖4）。振動數(shù)據(jù)已遠(yuǎn)低于GB/T 7777—2003《容積式壓縮機機械振動測量與評價》6.4 規(guī)定“驅(qū)動功率大于90 kW 回轉(zhuǎn)壓縮機振動烈度應(yīng)不大于11.2 mm/s”的要求，也低于API 619—2010《石油、石化和天然氣工業(yè)用旋轉(zhuǎn)式容積式壓縮機》5.7.3.6 規(guī)定“滑動軸承的噴油螺桿壓縮機小于8.0 mm/s”的要求。

圖4 壓縮機振動監(jiān)控界面

3.2 頻譜特征

主導(dǎo)頻率220 Hz 為螺桿嚙合頻率，該分量振動幅值明顯減小，如9V 測點從7.3 mm/s 分量降低至1.74 mm/s（圖5）。其他測點頻譜特征變化情況一致。

圖5 陰螺桿非驅(qū)動端垂直方向9V 測點

4 振動原因分析

4.1 振動響應(yīng)與激振力大小呈正比、與支撐剛性呈反比

（1）嚙合頻率激振力：①容積式壓縮機固有屬性，與分子量、負(fù)荷、溫度、壓力不均勻度有關(guān)；②螺桿間嚙合不良，發(fā)生接觸所致。

（2）支撐剛性：①地腳螺絲連接剛度；②基礎(chǔ)筋板及基礎(chǔ)灌漿情況；③與設(shè)備連接的管道連接剛性；④激振力頻率與結(jié)構(gòu)固有頻率接近，發(fā)生共振。

4.2 檢修前后振動出現(xiàn)不同程度變化的原因

（1）機組內(nèi)部動靜間隙變化，改變了壓縮腔體的容積，使得氣流脈動激振力發(fā)生變化，或是產(chǎn)生另一種狀態(tài)下的動靜接觸。

（2）地腳、管線、對中等連接部位的位置及剛性發(fā)生了變化。

4.3 加固基礎(chǔ)、更換壓縮機入口短接，振動大幅減少的原因

（1）波紋管膨脹節(jié)失效，消除了膨脹節(jié)共振源。膨脹節(jié)拆卸后，做敲擊試驗發(fā)現(xiàn)膨脹節(jié)二階固有頻率為213 Hz，與脈動頻率220 Hz 接近（圖6）。

圖6 陰螺桿非驅(qū)動端垂直方向1H 測點

（2）增加了壓縮機整體的支撐剛性和質(zhì)量，尤其是非驅(qū)動端垂直方向振動變化最為顯著。

5 改進措施及建議

（1）陽螺桿驅(qū)動端地腳振動較大，基本大于4.0 mm/s，較另外3 處地腳振動大。還需持續(xù)加強關(guān)注，進一步排查振動原因。

（2）可適當(dāng)減少柴油噴油量，減小機組負(fù)荷，觀察振動變化情況。

（3）可監(jiān)測分子量變化，來比對振動變化情況。定期分析分液罐柴油組分情況，視情況更換柴油，避免組分變化引起機組振動變化。

（4）鑒于該機組的重要性和振動的復(fù)雜性，建議安裝在線監(jiān)測系統(tǒng)，實時監(jiān)測掌控機組狀態(tài)。