往复式压缩机十字头磨损原因分析及对策

刘明洪 ， 赵 华 ， 王银盘

(洛阳金达石化有限责任公司 ， 河南 洛阳 471012)

洛阳金达石化宽馏分装置为高压加氢装置，两台循环氢压缩机主要为反应系统提供大量循环氢参与物料反应，一开一备。该压缩机属于往复活塞式压缩机，采用卧式双作用布置，主电机转速为596r/min，采用变频控制，设计变频调节范围60%～100%，原设计入口压力16.0 MPa，出口压力为18.5 MPa。十字头体和十字头销采用直接联接，无衬套，十字头和十字头销配合处在十字头上开有油槽对运动部位进行润滑。

该装置在开工过程中发生了十字头严重磨损事故，随着开工过程中系统压力逐渐升高，操作人员发现压缩机机身润滑油变黑。此时该压缩机入口压力为14.7 MPa，出口压力15.2 MPa，为控制升压速度，当时主电机变频输出为65%，起初怀疑是润滑油变质导致。因此操作人员及时对机身润滑油更换，3天后这台压缩机机身润滑油重新变为黑色，当时该压缩机入口压力为15.5 MPa，出口压力16.2 MPa，主电机变频仍然为65%。化验人员对压缩机机身润滑油采样分析后确认润滑油黏度、水分、酸值等各项指标正常，但是发现有较多的象铁屑一样的杂质，初步分析可能是由于新设备磨合过程中零件磨损造成。之后在装置在开工期间对压缩机进行切换作业，启动备用循环氢压缩机时发现轴承箱内传出异响，紧急停机后检修人员对曲轴箱内各运转机构进行检查，发现该压缩机左侧的十字头和十字头销靠近气缸侧结合处有严重磨损的凹槽，该凹槽深度将近2.7 mm，右侧同样位置凹槽深度约2.3 mm，而十字头销和十字头配合间隙设计标准为0.06～0.09 mm，因此该压缩机两个十字头体由于磨损严重，上面的润滑油槽已被磨掉，润滑部位失去润滑，基本报废。基于上述异常现象，推断由于十字头销单方向受压应力，长时间润滑不良导致十字头销和十字头结合处出现严重磨损。

1 活塞杆负荷即综合活塞力分析

压缩机在做功过程中，活塞杆及所有传动部件都受压力或拉力，从而使十字头销压在连杆小头衬套的一侧出现间隙，使润滑油进入润滑腔内，对十字头销和连杆小头衬套进行冷却和润滑，这时十字头销和连杆小头衬套处于正常润滑状态，不会出现异常磨损情况；但是如果压缩机做功过程中，活塞杆及十字头只受到一个方向的力，十字头销总压在连杆小头衬套和十字头的一侧，那么受压的一侧始终没有间隙，十字头销和连杆小头衬套之间以及十字头销和十字头之间也就没有润滑和冷却，此时这些润滑部位的运动部件极易发生严重磨损。要保证十字头销和连杆小头衬套及十字头之间的正常润滑，活塞杆的负荷也就是综合活塞力在压缩机做功过程中必须发生方向的变化，且要保证负荷反向有足够长的时间[1]。

综合活塞力反向必须持续一定的时间，保证润滑油充分进入润滑油路对摩擦副进行润滑。这个时间以曲轴转角表示成为“反向角”。API618规定反向角≥15°。一般来说，如果没有综合活塞力反向或者没有足够大的反向角，十字头、十字头销及连杆小头衬套会在短时间内产生高温并急剧磨损。

压缩机正常运转时，产生的作用力主要有三类：①往复质量与不平衡旋转质量造成的惯性力；②气体压力所造成的作用力；③接触表面相对运动时产生的摩擦力。这三种作用力的合力成为综合活塞力[2]。

当综合活塞力指向气缸侧时，十字头销紧压在连杆小头衬套的气缸侧，见图1。十字头销和连杆小头衬套及十字头体(或十字头衬套)在曲轴侧进行正常的润滑和冷却；当综合活塞力反向时指向曲轴侧，此时十字头销紧压在连杆小头衬套的曲轴侧，十字头销和连杆小头衬套在气缸侧进行正常的润滑和冷却，见图2。

图1 综合活塞力指向气缸侧

图2 综合活塞力指向曲轴侧

可见只有当反向角足够大时，才能让十字头销和连杆小头衬套及十字头两侧得到充分的润滑和冷却。因此，对该压缩机在不同工况下的综合活塞力进行分析，并绘制出趋势图就可以找到答案。

2 原因分析

对压缩机在磨损发生时的工况进行热力计算、动力计算和综合活塞力分析。

机型型号：DW-2.33/162-185型循环氢压缩机，机型2D，转速385 r/min，行程180 mm，活塞杆径Φ50 mm，名义活塞力55 kN。

气体介质成分(只列出前6种)：循环氢系统CH4，8.199%；C2H6，2.684%；C3H8，3.148%；n-C4H10，0.876%；H2，84.28%；N2，0.569%。

2.1 热力计算

循环氢系统1级，进压14.7 MPa，排压15.2 MPa，压力比1.04，进温50.0 ℃，排温53.3 ℃，绝热指数1.354 6，膨胀指数1.354 6，缸内进压14.967 6 MPa，缸内排压15.665 5 MPa，缸内压比1.046 6，缸内排温53.876 6 ℃，实际排气量12 345.59 Nm3/h。各气缸列数据见表1。

表1 各气缸列数据

2.2 动力计算

2.2.1计算参数(见表2)

表2 动力计算参数

2.2.2作用力极值及飞轮距数据(见表3)

切向力和飞轮距数据：飞轮距2 296.02 kg/m2，平均切向力6.614 kN，热力计算切向力6.697 kN。

表3 作用力极值及角度

2.3 综合活塞力分析

根据以上数据，通过计算机绘制了第Ⅰ列及第Ⅱ列的气体力、综合活塞力、惯性力、切向力图。如图4、图5所示。

由图4、图5可知，该工况下综合活塞力没有发生方向的变化，且指向气缸侧，结果表明，在压缩机往复运动中，第1列和第2列的十字头销和十字头结合处(靠近气缸侧)出现严重的润滑不良 ，导致磨损的加剧。由于该工况下由于压缩机低转速运行，造成压缩机的惯性力较小，无法平衡掉压缩机的气体力，使压缩机往复运动中无法产生反向角，因此导致十字头及连杆小头衬套磨损的发生。开工过程中虽然压缩机出入口的压力有所上升，入口压力为15.5 MPa，出口压力16.2 MPa，但是主电机变频没有发生变化，也就是压缩机主电机的转速和工况一样，压缩机的惯性力没有发生变化，该工况下仍旧没有综合活塞力方向的变化，表明压缩机在运行中仍然没有产生反向角，所以压缩机机身润滑油变黑主要原因还是十字头和连杆小头衬套磨损造成的。

图4 第Ⅰ列的气体力、综合活塞力、惯性力、切向力图

图5 第Ⅱ列的气体力、综合活塞力、惯性力、切向力图

3 对策

惯性力的大小和曲轴角速度大小的平方成正比，所以曲轴角速度的大小对压缩机惯性力影响巨大。通过增大压缩机曲轴的角速度，可以大幅度提高压缩机的惯性力，而压缩机曲轴的角速度变化可以通过调节主电机转速实现。因此，通过增大压缩机主电机的转速来调节压缩机的反向角大小。通过计算机软件计算，当压缩机的转速增大为596 r/min后，分别进行压缩机的热力学计算和动力计算，最后绘制出压缩机的综合活塞力曲线图。

3.1 热力计算

循环氢系统1级，进压16.5 MPa，排压17.5MPa，压力比1.0606，进温50.0℃，排温55.0136 ℃，绝热指数1.354 6，膨胀指数1.354 6，缸内进压16.417 3 MPa，缸内排压17.668 2 MPa，缸内压比1.076 2，缸内排温56.714 8 ℃，实际排气量207 14.25 Nm3/h。各气缸列数据见表4。

表4 各气缸列数据

3.2 动力计算

计算参数见表5。

表5 计算参数

作用力极值及飞轮距数据见表6。

切向力和飞轮距：飞轮距1 014.57 kg/m2，平均切向力11.645 kN，热力计算切向力11.86 kN。

3.3 综合活塞力分析

作用力极值及角度见表6。根据表6数据，通过计算机绘制了第Ⅰ列及第Ⅱ列的气体力、综合活塞力、惯性力、切向力图。如图6、图7所示。

表6 作用力极值及角度

从图6和图7可以看出 ，当压缩机的转速提高后，压缩机的综合活塞力在压缩机往复运动过程中方向发生了变化，意味着压缩机有了反向角且大于15°，基本满足压缩机长周期运行的要求。但是，反向角还不足够大，一旦操作人员操作不当，很容易造成反向角太小，甚至没有反向角。所以，在平时的压缩机操作中特别规定不同工况中应该有不同的转速。例如，压缩机空负荷启动时，可以将主电机的转速控制在额定转速的60%左右，正常工作中主电机应全速运转，防止误操作造成压缩机运行时没有反向角。

图6 第Ⅰ列的气体力、综合活塞力、惯性力、切向力图

图7 第Ⅱ列的气体力、综合活塞力、惯性力、切向力图

实际上，压缩机在运行中，气体力大小的变化也会影响到压缩机反向角的大小变化。例如，吸排气阀的损坏、活塞环的磨损造成气缸内高压侧气体和低压侧串气，这些因素都会影响气体力的大小，从而造成压缩机反向角的改变。

4 结论

往复式压缩机在投产运行后，如果工况和设计条件不符，发生较大的变化，可能会造成压缩机运行中反向角减小甚至消失，导致压缩机综合活塞力没有发生方向变化，造成十字头和连杆大头瓦润滑不良，从而引发压缩机十字头衬套、十字头销和十字头配合处、连杆大头瓦发生严重的磨损，甚至发生设备事故，危及人身安全。此时应及时对生产工况和设备工况进行调整，保证压缩机的安全运行。在正常生产中，由于压缩机的气阀、活塞环这些易损件的故障也会影响压缩机反向角的变化，所以要定期对压缩机的易损件进行检查维护，出现故障要及时处理，杜绝带病运行，从而在根源上预防压缩机反向角减小，做到保证压缩机安全平稳运行。