合成氣主循環壓縮機泄漏及應對措施

武志光

（內蒙古伊泰煤制油有限責任公司，內蒙古 鄂爾多斯 017000）

1 運行狀態簡介

自2011年8月K－6101A／B壓縮機（規格型號 為 4M50－199／23.3－32－BX）入 口 壓 力 提 高 到2.8MPa（最高時達2.88MPa）以上運行以來，發生多次泄漏事故，運行狀態極不穩定，存在極大安全隱患。為此，合成油車間為確保設備安全穩定運行，積極應對，不斷摸索改進，優化工況，檢維修設備，提高設備運行能力。如改善加固管道支撐，入、出口緩沖罐試裝孔板（加裝孔板后目前上述缺陷位置還未出現泄漏，振動有所下降，但振動仍偏大，振動問題無根本改觀）。目前，車間每天定點測振，每兩周定期對焊縫進行探傷檢測，及時調整設備檢維修周期（中修根據運行實際即時進行），擴大檢測項目、內容和頻次（如小修增加氣閥、法蘭螺栓、支吊架、入口濾芯檢查等），力保設備長期穩定運行。

設備及管道存在如下隱患。

（1）K－6101A／B壓縮機4臺入口緩沖罐法蘭接管焊縫出現裂紋泄漏（2011年5月依據工況將原設計2.57MPa入口緩沖罐更新為3.52MPa的），已反復補焊多次。

（2）出口緩沖罐排污導淋接管焊縫斷裂泄漏，以及旁路水冷器管箱封頭入口法蘭接管焊縫泄漏。

（3）壓縮機入口過濾器濾芯和入口分液罐絲網除沫器絲網損壞。

（4）補H2管線與循環氣管線碰口焊縫開裂泄漏，需補焊。

（5）壓縮機出口安全閥多次啟跳。

2 原因分析

（1）氣流脈動引發的管道振動所致。此振動是由往復式壓縮機本身固有的工作特點，吸、排氣間歇性和周期性而引起的，超壓超負荷運行加劇了振動。

（2）由于原始管路安裝時進氣管道不對稱，自身缺陷誘發壓縮機和管路振動，和管路支撐不合理之因素疊加，導致管路振動加劇，對管路及設備造成損壞。

上述兩方面的原因再加之工藝生產近階段負荷較大，從而使系統壓力不斷提高，壓縮機循環氣量越來越高（其中有前段時期反應器過濾管堵塞、泄漏原因，近期發生的在開車過程中出現的反應器進氣分布管堵塞），這些因素共同作用，加大且加速了設備或管路特別是焊縫處的疲勞，加劇了由于原始安裝形成的一次應力以及由壓力變化產生振動形成的二次應力的綜合作用，使法蘭接管處逐漸發生無法恢復的永久性塑性變形，從而導致接管焊縫附近熱影響區疲勞而斷裂。隨著斷裂次數（入口緩沖罐接管焊縫處已切割、打磨、返修補焊3次，熱影響區材料組織晶粒越來越粗大和不均勻，內應力也越來越大）的增加和時間的推移，該管系（或設備）塑性變形越來越大，在管路接管焊逢熱影響區出現的裂紋會越來越多，也就是說斷裂泄漏會越來越多。超壓的隱患也越來越大（對壓縮機內部運動部件如連桿、十字頭、軸瓦和電機定子繞組等的損壞也成級數增加，其結構和性能損壞程度目前尚未知），嚴重者可能發生著火、爆炸，甚至人身傷害事故。

3 采取的措施

（1）請公司外委壓縮機設計制造單位（沈陽氣體壓縮機公司）專業人員充分評估、詳盡核算目前狀態下壓縮機的強度等各項性能指標（K－6101B機氣缸出口加節流孔板，氣缸內壓力達3.6MPa），確認管系結構布局、支撐等，力爭用最簡單的辦法和最小的投資取得較明顯的效果。

（2）優化工況，穩定操作。實踐證明，降低操作壓力可明顯改善壓縮機的振動，建議壓縮機入口壓力不大于2.8MPa。

（3）設備更新改造，加大入口緩沖罐的容積或改變入口緩沖罐進氣位置；改入口進氣管路為對稱位置，并加粗進氣管；90°直角彎頭改為135°彎頭。

目前，在入口緩沖罐入口法蘭、氣缸與出口緩沖罐連接法蘭處分別加φ480／φ200×4mm和φ370／φ150×4mm（其中，K－6101B機出口緩沖罐孔板后擴孔至φ225mm）、材質為304的不銹鋼孔板，此舉雖然從表面看對振動有一定的緩解（具體見表1詳細數值），但副作用是，加孔板導致入、出口阻力大，主電機負荷急劇上升，電流由原來的260A上升到360A，電機定子繞組溫度由70℃上漲至100℃，從而導致電機非驅動端軸瓦溫度由原來最高（夏季）62℃上漲到現在76℃。但就個人理解認為，加孔板是針對原設計或原始安裝中存在的缺陷引起機組或管路振動所采取的措施，有一定的效果，但不是控制或解決振動的絕對有效措施。單就超壓（或超負荷）而言，此舉對緩解振動就本質上來講意義不大，因為，只要把壓力控制在設計范圍內，振動明顯好轉。所以，在實際運行當中應盡可能控制適當的負荷，避免超溫、超壓。另據估算，6000V／3800kW／423A電機現在的耗電費用，比未加孔板時日平均消耗電量多1萬多元，況且對電機本身性能和壽命的影響或隱患尚不清楚。

以K－6101B為例，不同情況下的運行數據見表1。

表1 不同情況下的運行數據

由此三種狀態的數據分析對比可以看出，在壓縮機入、出口壓力相同，流量有變化時，出口緩沖罐不裝孔板時，主電機電流為278A，最小；入、出口都裝孔板時，主電機電流為345A，最大；出口孔板擴孔后的電流居中。各狀態下管道測點的振動數值無較大變化。因此，建議將現A機緩沖罐出口孔板擴孔至φ225mm試運行，既維持目前工藝生產需求，又確保設備安全穩定運行，不致造成損壞。

（4）由于裝置循環量的加大，對壓縮機入口分液罐D－6113影響也很大，分液罐設計有效容積42.9m3，導致罐內上部絲網除沫器金屬網損壞，金屬絲被吸入壓縮機的吸氣閥，帶到氣缸內、甚至排氣閥，從而損壞進、排氣閥（圖1）以及氣缸鏡面，加大檢修工作量，也加大了備品備件的損耗，增加了費用。同樣，由于負荷的加大，直接導致運動部件磨損加劇，主軸瓦、大小頭瓦以及十字頭均出現嚴重磨損和損壞，見圖2。對壓縮機出口安全閥密封也造成不同程度的損壞（拆檢校驗壓縮機出口安全閥時，發現有硬顆粒狀物，使安全閥閥芯密封面有點狀凹坑損壞點，后經車床加工修復回裝）。依據壓縮機出口緩沖罐設計壓力為3.52MPa，以及根據壓力容器和管道用安全閥的整定壓力極限偏差之規定，整定壓力允許有±3%的偏差，依此計算，安全閥3.52MPa的整定壓力下偏差值為3.4144MPa。建議壓縮機出口壓力最大不超過3.42MPa運行，確保安全閥狀態良好，確保系統其他壓力容器和壓力管道安全。

（5）在效益和產量與設備安全沖突時，效益和產量要服從安全。只有在確保設備安全、穩定的前提下，才有穩定的產量和良好的經濟效益。

圖1 氣閥損壞照片

圖2 大頭瓦磨損照片