往復式抽氣壓縮機曲軸軸承失效原因分析及對策

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(中國石油 玉門油田分公司 煉油化工總廠, 甘肅 酒泉 735000)

往復式抽氣壓縮機曲軸軸承失效原因分析及對策

蔣毅，馮李楊，馬立剛，石福琛，劉真

(中國石油 玉門油田分公司 煉油化工總廠, 甘肅 酒泉 735000)

針對2D25-115/10.23-BX型往復式抽氣壓縮機的負荷加載方式不平衡的運行特殊工況，以實際應用為背景，從載荷加載方式,低壓瓦斯帶液、瓦斯管網壓力波動、軸承間隙與潤滑油等方面分析了影響曲軸軸承失效的各種因素，并根據實踐經驗提出了縮減一、二級氣缸直徑，二級氣缸加裝干式活襯套以及飛輪增重等相應的解決對策。

壓縮機； 軸承； 失效； 負荷加載； 不平衡

玉門油田分公司煉油化工總廠(以下簡稱玉煉)碳三裝置于2007-12建成投產，設計規模10萬t/a，用于回收煉油廠各裝置排放瓦斯中的碳三以上組分，往復式抽氣壓縮機(以下簡稱抽氣壓縮機)是碳三裝置進行低壓瓦斯回收的重要技術設備之一。自2012年起，玉煉調整生產加工方案，加工原油重質化，隨著汽油加氫、柴油改質等裝置的陸續投產，這些裝置尾氫的排放造成低壓瓦斯中氫組分含量不斷上升，導致抽氣壓縮機的運行負荷加重，實際運行工況與設計工況偏離，動力電機難以維持抽氣壓縮機的高負荷運行。

為保證裝置正常生產運行，2012-09，抽氣壓縮機被動調整負荷加載方式(非對稱加載)，以適應電機的承載負荷。歷經3 a非對稱負荷加載方式的運行，抽氣壓縮機曲軸軸承頻繁失效，先后于2015-02、2015-07、2015-08進行了3次維修，嚴重影響了裝置的安全平穩運行。文中對此進行了詳細的分析，以供同行借鑒。

1 抽氣壓縮機簡介[1-3]

抽氣壓縮機為固定水冷對稱平衡型往復式壓縮機，型號2D25-115/10.23-BX，由沈陽氣體壓縮機股份有限公司設計制造，其主要用途是將低壓瓦斯管網內的低壓瓦斯通過抽氣壓縮機升壓后送至脫硫裝置低壓瓦斯脫硫塔進行脫硫處理。

抽氣壓縮機結構示意圖見圖1。針對抽氣壓縮機運行工況的現狀，對2012～2014同一時期低壓瓦斯組分選取典型值進行分析(表1)。

圖1 抽氣壓縮機示圖

由表1可以看出，2012～2014年，低壓瓦斯中氫氣的質量分數在32.00%～47.00%，超出設計數值3.00%至少10倍。氫氣在標準狀況下相對密度為0.089 9，是密度最小、最輕的氣體，難以被壓縮。相同體積下，氫氣比其他組分含量大。

因此，抽氣壓縮機在相同吸氣量情況下，氫氣含量增加，抽氣壓縮機負荷加重，其實際運行工況與設計工況發生偏離。抽氣壓縮機配套動力電機電流長時間處于高標準狀態，定子溫度持續上升。抽氣壓縮機電機無法承受過高載荷，被動調整載荷加載形式，由1#、4#或2#、3#氣閥組變為1#、3#或2#、4#氣閥組，以適應電機承載負荷。

2 抽氣壓縮機曲軸軸承失效原因分析[4-10]

抽氣壓縮機曲軸軸承采用剖分式滑動軸承(代號4268-3，由特殊合金材料制成，以鎢金鍍層作為軸承襯)，包裹并支撐曲軸軸頸。潤滑油沿軸承油槽進入軸承和軸頸之間，形成油膜起到潤滑及輔助支撐的作用。

2.1載荷加載方式

抽氣壓縮機設計載荷加載方式為1#、4#或者2#、3#氣閥組。由于對稱加載負荷，一、二級氣缸做功模式為兩級同時吸氣、同時排氣，曲軸受力始終對稱平衡，曲軸軸頸在軸承內運動軌跡保持水平平穩。而將抽氣壓縮機載荷加載形式調整為1#、3#或者2#、4#組氣閥后，僅能以50%負荷運行以適應電機。由于抽氣壓縮機非對稱的載荷加載方式，一、二級氣缸做功模式變為兩級一側吸氣、另一側排氣，曲軸受力非對稱平衡且間歇單側受力，曲軸軸頸呈偏斜不平穩。

兩種載荷加載方式下，曲軸軸頸在軸承內的運動軌跡見圖2。

圖2 曲軸水平受力示圖

由圖2可以看出，由于曲軸受力非對稱平衡，曲軸軸頸在軸承上的著力點不在軸承底部，1#、3#氣閥組加載時靠近下軸承右下方，2#、4#氣閥組加載時靠近下軸承左下方。

2.2低壓瓦斯帶液

2015-02，抽氣壓縮機正處于冬季運行階段，由于大氣氣溫低(大氣環境溫度最低可低于-20 ℃)，低壓瓦斯在管網內受低溫影響產生的凝液較多。

自2015-02-02，碳三裝置低壓瓦斯管網帶液情況加重，抽氣壓縮機入口緩沖罐需要平均每2 h排出殘液，較正常的12 h排液頻次加快，軸承溫度出現波動。至2015-02-05T23:12，抽氣壓縮機潤滑油壓迅速下降，由0.36 MPa降至0.19 MPa，導致抽氣壓縮機自保停機(停機聯鎖值為0.20 MPa)，在對抽氣壓縮機潤滑油箱回油口過濾器進行檢查時發現大量金屬屑，隨即對抽氣壓縮機進行拆修檢查，其磨損情況見圖3。

圖3 抽氣壓縮機拆修檢查情況

由圖3可知，原本曲軸受力非對稱平衡，且水平偏移。受低壓瓦斯帶液影響，液相不易被壓縮，在活塞推壓后對氣缸內的活塞產生反向沖擊，而活塞桿等運動部件聯動受力后，使曲軸對軸承產生瞬時敲擊，接觸摩擦后軸承襯表面溫度上升，潤滑油未能及時冷卻，使得軸承與軸承襯溫差過大，軸承襯鍍層局部脫落，脫落部位延伸至軸承油槽處，形成油路溢出泄放缺口，導致曲軸與軸承間潤滑油跑油嚴重，不能起到良好的潤滑效果。

2.3瓦斯管網壓力波動

碳三裝置自開工以來，低壓瓦斯管網壓力一直波動較大，管網壓力為15～75 kPa。瓦斯管網壓力波動大，管網壓力的瞬時升高引起抽氣壓縮機的負荷變動，給氣缸內活塞及連桿造成瞬間沖擊，使曲軸軸頸與軸承瞬間發生剛性接觸，加重軸承襯的磨損，導致軸承失效。

2015-07-13T10：50，瓦斯管網壓力出現明顯波動，抽氣壓縮機油壓緩慢下降，前端、輸出端軸承溫度均緩慢上升，前端軸承溫度由49.30 ℃上升至53.90 ℃，輸出端軸承溫度由50.40 ℃上升至54.10 ℃。

2015-07-13T12：20，前端、輸出端軸承溫度再次升高，前端軸承溫度由53.90 ℃上升至57.90 ℃，輸出端軸承溫度由54.10 ℃上升至58.70 ℃，而抽氣壓縮機曲軸軸承溫度停機聯鎖設定值為60 ℃。在降低抽氣壓縮機運行負荷無效后，于20 min后進行了停機操作。隨即對抽氣壓縮機進行拆機檢查，用塞尺測量輸出端軸承間隙為0.45 mm，而曲軸與軸承間隙標準為0.17～0.27 mm。軸承拆檢情況見圖4。

圖4 前端、輸出端軸承拆檢情況

從圖4拆檢情況可知，前端上軸瓦半側有明顯接觸痕跡，而下軸瓦半側也有明顯接觸痕跡，輸出端上、下軸瓦與前端上、下軸瓦情況一致，說明曲軸軸頸與軸承的接觸面不在正常情況下的軸承支撐面底部，同時印證了前文中對曲軸在非對稱平衡狀態下曲軸軸頸的運動軌跡判斷。

單側間歇受力使得曲軸軸頸在軸承內的運動呈非水平跳躍軌跡，會造成軸承襯磨損減薄，軸承間隙增大，潤滑油膜難以形成，繼而導致軸承溫度升高。

2.4軸承間隙與潤滑油

2015-07-13停機維修之后不久，2015-08-16T17∶00，抽氣壓縮機又因低壓瓦斯管網壓力波動，出現前端、輸出端軸承溫度升高，而輸出端軸承溫度上升較前端軸承溫度上升速度快的現象，抽氣壓縮機被動停機拆檢。此次拆檢發現前端、輸出端軸承襯鍍層脫落面積較2015-07-13拆修時脫落面積小。因此，可以判斷升溫原因為軸承間隙過大導致冷卻潤滑油量不足。

2015-02-05，2015-07-13兩次軸承安裝間隙統計結果見表2。

表2 軸承安裝間隙統計 mm

圖5 曲軸潤滑油行程圖

綜上所述，抽氣壓縮機采用非對稱載荷加載方式，曲軸受一、二級氣缸非對稱吸、排氣做功影響，受力不平衡造成曲軸軸頸在軸承內運動軌跡呈非水平且不穩定狀態。抽氣壓縮機運行時，易受到管網壓力波動、瓦斯帶液及處理負荷變化等因素的影響，造成曲軸軸頸對軸承產生瞬時敲擊而發生剛性接觸，由此加速了曲軸軸承磨損，造成了曲軸軸承失效。

3 改進措施[11-15]

2016-03～06，結合抽氣壓縮機實際處理瓦斯組分情況及低壓瓦斯管網運行工況，在原動力電機不變的前提下，重新核算設計抽氣壓縮機缸體，對抽氣壓縮機進行改造：①重新設計一級氣缸，氣缸直徑由1 170 mm縮減到860 mm。②將二級氣缸加裝干式活襯套，缸體直徑由580 mm縮減到560 mm。③重新設計飛輪，飛輪增重至2.36 t，以適應原動力電機，其余技術參數與原機相同。

改造后壓縮機可以滿負荷加載，載荷加載方式恢復為1#、4#或2#、3#氣閥組，使抽氣壓縮機一、二級氣缸同時吸氣、排氣，曲軸受力對稱平衡，且在軸承內運動水平平穩。

4 結語

通過對抽氣壓縮機軸承失效原因的分析，提出了相應對策，解決了因實際運行工況不符、電機超負荷運行而被動調整抽氣壓縮機載荷加載形式，使曲軸受力不平衡導致軸承失效的根本問題。改造后的壓縮機運行工況符合生產實際，保證了抽氣壓縮機長周期的穩定運行。

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式(9)波形對比如圖2所示.該閾值函數具有適應性能力，可以根據待處理數據的不同，修改α調節因子，使去噪效果達到最優.

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例:[2]陳浩元.科技期刊標準化18講[M].北京:北京師范大學出版社,1998∶15-25.

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例:[3]GB 150—1998,鋼制壓力容器[S].

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AnalysisofCausesandCountermeasuresofReciprocatingAirCompressorCrankshaftBearingFailure

JIANGYi,FENGLi-yang,MALi-gang,SHIFu-chen，LIUZhen

(Refinery and Chemistry Craft Plant, Yumen Oilfield Company of CNPC, Jiuquan 735000, China)

Aiming at crankshaft bearing shell failure with the special working conditions of 2D25-115/10.23-BX type reciprocating compressor under unbalance loading, causes analysis from aspects covering loading mode, liquid carryover of low pressure gas, pressure fluctuation of low gas piping net, bearing clearance and lubrication etc. are expatiated based on actual application. Corresponding countermeasures including reducing the 1st stage and the 2nd stage cylinder diameter, adding dry detatchable sleeve and enhancing fly wheel weight etc. to the 2nd stage cylinder based on operation experience.

compressor; bearing; failure; load; unbalanced

TQ050.7； TE969

B

10.3969/j.issn.1000-7466.2017.04.014

1000-7466(2017)04-0071-05①

2017-02-26

蔣 毅(1984-)，男，甘肅甘谷人，助理工程師，學士，主要從事石油化工設備管理工作。