汪樟南，劉維鑫，徐宏飛，武學峰

（恒力石化(大連)化工有限公司，遼寧 大連 116000）

迷宮壓縮機廣泛應用于石油、天然氣、化工、冶金等能源與工業(yè)領域。作為核心設備，其運行狀態(tài)不僅影響經(jīng)濟效益還涉及設備和人身安全。在其運行過程中，機組的振動問題一直較難攻克。機組的振動是影響往復壓縮機運行可靠性的重要因素之一，迷宮壓縮機系統(tǒng)振動引起的壓縮機故障和停機現(xiàn)象時有發(fā)生。

某公司使用2臺瑞士布克哈德公司的4K165-2N_1型四列兩級壓縮立式迷宮活塞式壓縮機。2020年4月份迷宮壓縮機負荷在75%時，機體振動4.6mm/s，之后到11月份發(fā)現(xiàn)振動值緩慢上升到6.6mm/s，最大為8.3mm/s。一級出口緩沖罐法蘭振動10mm/s一級出口緩沖罐到一級冷卻器管道水平振動30.12mm/s，二級入口緩沖罐法蘭處振動8.5mm/s。當壓縮機負荷升至100%時，壓縮機中體振動值降到5.8mm/s，以及出口緩沖罐法蘭振動7.8mm/s，一級出口緩沖罐到一級冷卻器管道水平振動25.78mm/s，二級入口緩沖罐法蘭處振動6.87mm/s。同時壓縮機二級出口溫度也由起初128℃上升到現(xiàn)在的132℃。為解決機組振動大引起的一系列問題，開展了迷宮壓縮機組振動問題的深入研究，并制定解決方案，取得了良好的效果。

1 乙烯壓縮機的情況簡介

1.1 主要參數(shù)（表1）

表1

1.2 工藝流程簡圖（圖1）

圖1

2 振動依據(jù)標準及分析

2.1 壓縮機振動評價標準

參考ISO 10816-6（GB/T6075-6）《機械振動在非旋轉部件上測量評價機器的振動》、《額定功率大于100KW的往復式機器》標準要求，確定壓縮機及輔機、管道的振動速度小于4.5mm/s。

2.2 機體及管道振動分析

迷宮壓縮機的振動主要有機體振動、軸系彎曲振動與扭轉振動、管道系統(tǒng)脈沖振動三類，雖然振動產(chǎn)生的原因各不相同，但以上三者并非獨立存在，而是交互作用與影響。壓縮機運行中出現(xiàn)振動故障時，由于各種振動疊加在一起，宏觀表現(xiàn)為壓縮機系統(tǒng)振動異常，此時僅通過觀察與現(xiàn)場測試往往很難識別振動原因。一般需要從引起振動的各種誘因出發(fā)，研究各種原因所導致的振動。

3 機組檢測及原因分析

3.1 對設備安裝和機械內部裝配等進行檢查

（1）打開缸蓋，發(fā)現(xiàn)一級活塞第二列（以下簡稱V3缸）缸體與活塞存在碰磨現(xiàn)象，對其進行周隙檢測，測得數(shù)據(jù)如表2缸體迷宮槽磨損（如圖2所示）。

表2 一級活塞第二列周隙測量數(shù)據(jù)

圖2 缸壁迷宮槽磨損

（2）對活塞桿與十字頭之間的連接件進行查看，未發(fā)現(xiàn)有松動及變形等異?，F(xiàn)象。

（3）對V3缸活塞進行抬桿法檢測小頭瓦與銷軸間隙為0.14mm，大頭瓦與曲柄間隙為0.16mm。將活塞組件吊出，發(fā)現(xiàn)活塞裙、迷宮槽磨損（如圖3所示）。

圖3 活塞裙磨損

（4）在中體處發(fā)現(xiàn)部分填料密封粉末，對導向軸承進行拆解，發(fā)現(xiàn)導向軸承有磨損（如圖4所示）。將導向軸承與活塞桿進行間隙測量，測得間隙為0.1mm，廠家要求范圍為0.05～0.089mm。

圖4 導向軸承磨損

（5）將填料密封用專用工具拆卸，發(fā)現(xiàn)填料密封與活塞桿的間隙為0.14～0.17mm，廠家要求范圍為0.05～0.1mm。

（6）對十字頭滑道間隙進行檢測，測得間隙為0.11mm，廠家要求間隙為0.08～0.144mm。

（7）拆卸非驅動端蓋板，測得滑動軸承與曲軸間隙為0.13mm，廠家要求為0.11～0.155mm?；瑒虞S承與曲軸潤滑良好，沒有異常磨損痕跡。

（8）測得軸瓦與曲軸之間的間隙為0.13mm，廠家要求的范圍為0.11～0.155mm。

（9）拆卸連桿，發(fā)現(xiàn)大頭瓦與曲柄之間潤滑良好，無異常磨損痕跡。

（10）進一步對活塞組件進行檢測，測量活塞的預緊力和活塞桿跳動，發(fā)現(xiàn)活塞桿的跳動值最大為0.09mm，而廠家允許最大跳動值為0.02mm。

表3 迷宮往復壓縮機各部位間隙對照表

通過以上數(shù)據(jù)分析，V3缸活塞與缸體的周隙有明顯變化，活塞桿與填料密封及導向軸承均有不同程度的磨損；活塞桿存在彎曲現(xiàn)象。

小頭瓦與銷軸間隙、大頭瓦與曲柄間隙、曲柄與止推軸承間隙、曲軸與軸瓦間隙均在廠家標準范圍內，并且其接觸面之間沒有異常磨損痕跡。因此，排除軸系彎曲振動與扭轉振動引起機體振動大的可能。

3.2 對活塞桿彎曲進行分析

活塞桿彎曲有以下幾種可能：

（1）V3缸活塞與缸壁在運行過程中發(fā)生碰磨，進而使活塞桿與導向軸承發(fā)生碰磨，導致活塞桿受熱彎曲應力變形。

（2）活塞桿出廠時即產(chǎn)生輕微變形，運行時與導向軸承碰磨使熱彎曲應力變形加劇，導致活塞與缸體發(fā)生碰磨。

為探究活塞桿變形原因，首先刨除管系振動對機體的影響，間隙為均勻間隙。從靜態(tài)去分析，假定活塞桿為均勻質點且沒有彎曲形變。為導向軸承與活塞桿的間隙，為活塞桿與缸壁的磨損間隙。

假定活塞桿為均勻質點且沒有彎曲形變，間隙為均勻間隙。當機組處于動態(tài)時，在做往復運動的過程中，在垂直于活塞桿的擺動力F的作用下，活塞桿與導向軸承發(fā)生磨損。S為活塞桿擺動位移，為廠家允許的導向軸承磨損間隙,C為活塞與缸壁的正常間隙。當機組處于正常運行狀態(tài)時，，且。

圖5 活塞工作示意圖

活塞桿（如圖6所示），垂直于活塞桿方向的力=F+F1`足夠大時，活塞桿受到的彈性變形越大，超過某一值時：，不等式成立，使活塞與缸壁發(fā)生碰磨。同時，導向軸承和活塞桿摩擦所產(chǎn)生的熱，也會降低活塞桿彈性極限載荷。當外力與擺動力之和一旦超過活塞桿彈性極限載荷時，活塞桿逐漸彎曲，發(fā)生塑性變形，無法恢復原本的狀態(tài)。

圖6 活塞桿受力彎曲

3.3 機組緩沖罐、管系進行檢測與分析

在不刨除管系振動對機體產(chǎn)生的影響時，致使活塞與缸體發(fā)生碰磨的外力可能來源于管系氣流脈動所產(chǎn)生的振動。為了進一步解決管系振動對迷宮壓縮機組機體振動的影響，對迷宮壓縮機進出口緩沖罐及管系進行排查。發(fā)現(xiàn)一級出口緩沖罐和二級入口緩沖罐地腳螺栓彈簧墊片安裝錯誤（圖7），不能有效減緩罐體振動。

圖7 彈簧墊片上下對稱安裝

迷宮壓縮機吸、排氣呈間歇性和周期性變化，因此不可避免的激發(fā)進、出口管道內氣體呈脈動狀態(tài)。脈動氣流通過變徑（含孔板）、彎頭、閥門沿管道輸送時，會產(chǎn)生激振力，受到該激振力的作用，管系會產(chǎn)生一定的機械振動響應。脈動越大，管道振動的振幅和響應越大，當反作用于機體時，加劇氣缸的振動。

4 解決措施

（1）根據(jù)迷宮壓縮機組出現(xiàn)的振動問題，更換活塞桿、導向軸承等零部件。

（2）將一級出口、二級入口緩沖罐的彈簧墊片由原先底座支撐上下各一組改為全部在底座支撐上側（如圖8所示），以便更有效減緩罐體的振動。

圖8 彈簧墊片上部安裝

（3）在一級出口管線增加約束，內置橡膠，增強吸振阻尼能力（如圖9所示）。

圖9 管線約束剖面圖

5 結語

通過一系列調整改進措施，試車過程中對機體及管道振動進行測量發(fā)現(xiàn)機體及管系振動明顯下降。當壓縮機載荷為50%時，機體振動0.7mm/s；一級緩沖罐出口管線水平振動2.9mm/s；垂直振動1.6mm/s壓縮機載荷為75%時，機體振動2.8mm/s；一級出口緩沖罐管線水平振動9.5mm/s；垂直振動5.5mm/s。以上數(shù)據(jù)對比維修更換活塞之前運行狀態(tài)均在廠家允許范圍內。