范鐵生

（中國石油廣西石化公司，廣西 欽州 535008）

0 引言

某石化公司塑料廠20 萬t/a高壓低密度聚乙烯（LDPE/EVA）裝置采用德國Basll公司LUPOTECHTR專利技術(shù)，由意大利TECNIMONT公司承建，裝置于2005年7月建成投用。該裝置具有一臺高壓五級往復(fù)式壓縮機，作用是將原料乙烯介質(zhì)升壓至二次機入口壓力，是裝置生產(chǎn)所必須滿足的條件之一，公司級關(guān)鍵機組，裝置投產(chǎn)12 a以來，該壓縮機最高壓力級五段氣缸的活塞桿多次發(fā)生斷裂故障及活塞桿表面涂層劃傷故障，同時活塞桿沉降波動大五段氣缸高壓填料和尾桿填料使用周期短，嚴重制約裝置的長周期安全生產(chǎn)，通過多年的現(xiàn)場實踐和理論研究，終于找到了造成上述故障的根本原因和解決措施，通過改造增設(shè)一套獨立注油系統(tǒng)，活塞桿的斷裂和表面異常劃傷故障得以徹底解決，高壓填料和尾桿填料壽命提高3倍以上，切實保證了裝置安全長周期生產(chǎn)，創(chuàng)造了較好的經(jīng)濟效益。

壓縮機性能參數(shù)如表1所示。

表1 高壓柱塞泵參數(shù)表

1 故障研究技術(shù)分析

臥式往復(fù)壓縮機一般會在活塞上安裝非金屬導向環(huán)以減小活塞環(huán)的磨損并避免活塞與氣缸的直接接觸從而損壞缸套，因此需對導向環(huán)的磨損量進行監(jiān)測。本裝置壓縮機五段填料函端部設(shè)有一對互成90°的電渦流傳感器，當導向環(huán)磨損后活塞桿會下沉，將導致傳感器探頭與活塞桿的間隙發(fā)生變化并引起間隙電壓的變化，傳感器測得的桿沉降值與導向環(huán)的磨損量成正比。圖1所示為活塞桿沉降監(jiān)測系統(tǒng)示意圖[1]，由相似三角形原理可得實際沉降值A(chǔ)=B（L1+L2）/L1。其中B為測量值。

圖1 活塞桿沉降監(jiān)測系統(tǒng)示意圖

活塞桿沉降監(jiān)測的設(shè)置目的是監(jiān)測導向環(huán)的磨損量，減緩各個易損件的磨損速度就可以穩(wěn)定活塞桿的沉降。經(jīng)研究，造成活塞桿沉降波動的主要因素包括工藝介質(zhì)中雜質(zhì)的影響、活塞環(huán)等安裝裝配質(zhì)量的影響、活塞環(huán)及活塞硬度不匹配的影響、潤滑油注入量過大或過少的影響。下面將結(jié)合檢修和設(shè)備運行情況對影響因素進行逐個分析。

工藝介質(zhì)的氣體成分含量主要為乙烯，介質(zhì)非常潔凈，因此該因素不會造成五段活塞桿沉降波動。每次檢維修過程均嚴格按照檢修規(guī)程操作，嚴格檢驗氣缸圓度及圓柱度、活塞環(huán)開口及間隙、氣缸的水平度等，運行后五段活塞桿沉降仍不平穩(wěn)，未從根本上解決五段活塞桿沉降波動的問題。

經(jīng)查驗五段活塞桿材質(zhì)為AISI4140，活塞環(huán)及支撐環(huán)材質(zhì)為VESPEL，用硬度計對其表面測量硬度，取平均值作為其硬度值，硬度分別為122、120 HRB，活塞往復(fù)運動中，由于慣性力作用，活塞環(huán)與活塞環(huán)槽、支撐環(huán)與支撐環(huán)槽的側(cè)壁會頻繁發(fā)生撞擊和摩擦[2]，如果兩者材質(zhì)硬度相差較大的話，就會加速槽或環(huán)的磨損，從檢驗結(jié)果看，兩者硬度相差不大，該因素不是造成五段活塞桿沉降波動的原因。

往復(fù)式壓縮機不同于普通壓縮機，其主要采用強制潤滑方式，活塞環(huán)在壓縮機工作過程中主要起兩個作用：一是起密封氣體的作用，二是活塞作往復(fù)運動的過程中起刮油和布油的作用，以圖2為例對其潤滑機理進行分析，當活塞向右運動時，氣缸“1”室中的壓力較低，為吸氣狀態(tài)，吸氣閥A打開，排氣閥C關(guān)閉，氣缸“2”室中的壓力較高，為排氣狀態(tài)，吸氣閥B關(guān)閉，排氣閥D打開，活塞環(huán)在右側(cè)高壓氣體的作用下向左運動，直至緊靠活塞環(huán)槽左側(cè)的環(huán)形端面，當活塞向右運動的過程中，活塞環(huán)經(jīng)過注油點時將氣缸鏡面上的潤滑油刮下，儲存于活塞與活塞環(huán)之間形成的環(huán)形槽內(nèi)，由于氣缸上的注油點數(shù)量是有限的，且位置固定，當活塞運動到?jīng)]有注油點的位置時，儲存于環(huán)槽內(nèi)的潤滑油在活塞環(huán)的擠壓作用下被壓出，均勻地分布在氣缸鏡面上，如此往復(fù)，使得氣缸和活塞環(huán)之間形成具有一定壓力的動力油膜，使得摩擦副之間處于良好的潤滑狀態(tài)。由潤滑機理分析可知，如果活塞桿與氣缸保持水平且活塞環(huán)與氣缸沒有缺陷，則潤滑效果主要取決于注油量。

圖2 往復(fù)式壓縮機潤滑機理示意圖[3]

圖3 五段活塞桿斷裂處圖

該氣缸故障頻繁并且每次的故障現(xiàn)象基本相同，研究往復(fù)式壓縮機易損件壽命短、引起活塞桿沉降波動的原因，結(jié)合以往檢修和設(shè)備運行情況，填料環(huán)和活塞桿表面基本沒有形成油膜，活塞桿碳化鎢涂層表面出現(xiàn)劃痕處有過熱痕跡，雖然活塞桿沉降值波動很大，但是支撐環(huán)并沒有磨損，每次檢修時現(xiàn)象基本一致，基本可以確定活塞桿沉降波動大，高壓填料失效和活塞桿表面出現(xiàn)劃痕甚至斷裂的原因，是由于潤滑油注入量過少導致在活塞桿高速往復(fù)運動時摩擦過熱引起的。

確定了潤滑油注入量是影響本裝置壓縮機五段活塞桿沉降波動和活塞桿及高壓填料損壞的關(guān)鍵因素，由于往復(fù)壓縮機氣缸潤滑油注入量過大會造成液擊現(xiàn)象，因此需要再通過分析壓縮機潤滑機理，結(jié)合往復(fù)壓縮機潤滑油用量公式計算結(jié)果和廠家建議注油量，最終核算出一個較為合理的潤滑油用量。

2 壓縮機氣缸注油量計算

目前壓縮機潤滑用油量Q的計算公式主要有以下兩個：

摩擦面積型用油量Q1（g/h）[4]為

式中：A為單位時間內(nèi)摩擦面積，m2/min，對于氣缸，A=2πDSn，對于填料，A=2πdSn；D為氣缸直徑，m；d為活塞桿直徑，m；S為活塞行程，m；n為壓縮機轉(zhuǎn)速，r/min；a1為每克油可潤滑的摩擦面積，m2/g；對于高壓氣缸和填料a1的取值要小一些，即相同摩擦面積時，供油量要大一些，一般取40 m2/g。壓差型用油量Q2（g/h）[5]為

式中：Q缸=1.2πD（S+L1）nk；Q填=3πD（S+L2）nk；d、S、n含義與式（1）相同；L1為活塞長度，m；L2為填料軸向總長度，m；k為以壓差值Δp為變量的擬合線性函數(shù)，k=0.08Δp；Δp為氣缸出口壓力與進口壓力壓差，MPa。

本裝置壓縮機五段有關(guān)技術(shù)參數(shù)如下：氣缸直徑D=0.175 m，活塞桿直徑d=0.11 m，活塞行程S=0.38 m，壓縮機轉(zhuǎn)速n=328 r/min，活塞桿長度L1=3.258 m，填料軸向總長度L2=0.45 m，壓差Δp=18 MPa，k=1.44。

計算結(jié)果如表2所示。

表2 各公式計算結(jié)果及最終確定注油量

3 故障原因

由表2可以看出，除摩擦面積型公式計算得出的填料潤滑油量和廠家推薦的潤滑油量相同以外，其余各個算法與廠家的推薦注油量存在一定偏差，廠家建議的注油量普遍偏低。

因此可以確定造成故障的根本原因是五段氣缸潤滑油設(shè)計注油量過少，在活塞桿往復(fù)運動中活塞環(huán)與缸套間、活塞桿與填料環(huán)間均無法形成良好的潤滑油膜，摩擦過大并局部過熱，引起填料環(huán)和活塞桿的損壞。

4 解決措施

由表2可以看出摩擦面積型公式的計算值與廠家建議值較為接近，該理論認為實際摩擦面積只與行程有關(guān)，而與活塞和填料長度無關(guān)，而壓差型公式則將活塞和填料內(nèi)孔長度方向的面積全部考慮進去計算，計算結(jié)果一定程度上被擴大了，結(jié)合廠家建議的注油量，采用摩擦面積型公式計算的結(jié)果更為合理，因此將五段氣缸注油量調(diào)節(jié)至3.8 mL/min，對于填料注油量則結(jié)合了目前設(shè)備的運行狀況，權(quán)衡了兩種公式的計算結(jié)果，決定將五段氣缸側(cè)填料注油量調(diào)節(jié)至2.4 mL/min，五段尾桿側(cè)填料注油量調(diào)節(jié)至2.4 mL/min。

最后將現(xiàn)有潤滑油注入系統(tǒng)進行相關(guān)改造、調(diào)節(jié)并提高注油量至核算值，項目實施后利用設(shè)備運行狀態(tài)及設(shè)備拆檢結(jié)果進行驗證，驗證結(jié)果表明重新核算的潤滑油量較為合理，可以滿足現(xiàn)有工況下設(shè)備的潤滑需求。

由于核算的注油量已超出現(xiàn)有潤滑油注入系統(tǒng)的注油能力，因此需新增一套單柱塞真空滴油式注油器，新增的潤滑油注油系統(tǒng)包括電動機、減速器、5個注油器單體、相關(guān)入出口管線及單向閥，該系統(tǒng)補油管線與現(xiàn)場潤滑油箱底部法蘭相連，通過浮球液位控制器控制該系統(tǒng)液位恒定，將原注油系統(tǒng)五條注油管線上接頭改為三通，5個新增注油器單體的出口即通過該三通與原注油管線相連，同時新增注油線出口還設(shè)有針閥，可將原注油系統(tǒng)和新增注油系統(tǒng)隔離切斷，此外新增注油線出口均設(shè)有單向閥，防止原注油線潤滑油竄入至新增注油線中，可保證兩套系統(tǒng)潤滑油匯合后共同注入到注油點中，將注油量提升至核算值，最終達到了增加潤滑油注入量、有效改善一次機五段潤滑條件的目的。

5 效果驗證

該措施實施24個月后對壓縮機進行拆檢，發(fā)現(xiàn)五段活塞桿、活塞環(huán)、支撐環(huán)、填料表面潤滑油充足，填料環(huán)完好，活塞桿表面無劃痕、碳化鎢涂層完好，超出了以往使用周期3倍，且以核算注油量注油后五段填料泄漏量較低、活塞桿沉降穩(wěn)定，對五級進氣閥和排氣閥進行拆檢，發(fā)現(xiàn)閥片全部完好，沒有任何液擊現(xiàn)象。

6 結(jié)論

改造結(jié)果表明，該故障原因分析準確，措施有效，注油量核算結(jié)果較為合理，以該注油量注油解決了一次機五段易損件壽命短、活塞桿沉降波動大的問題，節(jié)省了備件費用，突破了限制裝置長周期運行的瓶頸，大大減少了生產(chǎn)波動，提高了設(shè)備運轉(zhuǎn)的可靠性，利于裝置的長周期安全平穩(wěn)生產(chǎn)。