潤滑油加氫裝置高壓角閥閥桿抖動問題探討

婁 敏

（中國石化上海高橋石油化工有限公司，上海 200137）

0 引言

潤滑油加氫裝置是一套生產高品質潤滑油基礎油的關鍵裝置，該裝置由工藝可分為加氫裂化反應、異構脫蠟/后精制反應和分餾3個工序，其中異構脫蠟（IDW）系統引進美國雪佛龍公司潤滑油分公司異構脫蠟專利技術，工藝包和催化劑。該系統通過來自加氫裂化分餾塔底油作為原料進入加氫異構脫蠟的原料緩沖罐，之后由異構脫蠟反應進料泵將原料抽出，通過與混合氫混合及反應產物換熱，經異構脫蠟反應進料加熱爐，進入加氫異構脫蠟反應器發生異構脫蠟反應[1]。

裝置中的冷高分、熱高分、高壓泵等部位的高壓差控制閥，即高壓角閥是裝置上非常重要的控制設備。比如，在異構脫蠟反應進料泵中，控制出口的最小流量線上的控制閥即為一臺高壓角閥。最小流量線需由該高壓差控制閥進行調節回流量大小，為的是保護泵的安全啟動和正常運轉。

由于潤滑油加氫裝置的工藝特性及特殊性，工藝介質為原料油，壓力高、粘度大，而高壓角閥能夠適用于高粘度，含懸浮物和顆粒狀流體的場合。因此，在反應流程上都能看到高壓角閥的身影，并在主要的流程上擔任重要角色。

1 高壓角閥閥桿抖動情況

潤滑油加氫裝置異構脫蠟反應部分的進料緩沖罐出口最小流量線的高壓角閥，在使用過程中出現了閥桿上下抖動的現象，導致流量無法有效地控制，造成了生產上的波動。根據現場的抖動情況來看，閥門在開到50%～70%階段的時候會出現閥桿上下抖動的現象，抖動幅度較大，而閥門在全關和全開的狀態下卻能夠使用正常，并未出現上述的抖動現象。

2 閥桿抖動的幾種可能性

針對該閥門的抖動現象，對其各種可能會發生的情況進行了假設和分析。從工藝流程方面入手，可以得出三方面的原因：

1）管道里介質的壓力過高，閥門的前后壓差過大，造成閥門無法控制介質的流速和壓力。

2）閥門的開度保持在小開度范圍內，導致介質長時間處于低流速的狀態，對閥芯和閥座進行沖刷。

3）管道或者基座振動大，使閥桿受到振動影響而上下晃動。

從儀表自身方面入手，則同樣可以得出三方面原因：

a）氣源壓力不夠，導致執行機構受力不足，無法有效調節介質流量。

b）閥門定位器反饋桿松動，導致閥桿不受控制。

c）閥門自身一些故障導致，比如膜片損壞、彈簧故障等。

3 故障排查過程

3.1 工藝流程方面排查

潤滑油加氫裝置該故障高壓角閥為風關閥，管道里的介質為原料油，具有一定的粘度。高壓角閥閥前閥后的壓差高，介質溫度高，且平時常處于小開度運行。為了探討此次閥桿抖動發生的原因，先從工藝方面的種種因素著手研究，并結合現場情況以及相關資料進行討論和分析。表1為該高壓角閥的部分參數，圖1為其所在的簡易流程圖。

根據表1所示的高壓角閥的部分參數，原設計顯示高壓角閥的前后壓差約為16.4MPa。根據圖1所顯示，高壓角閥處于進料緩沖罐出口最小流量線上，即返回線。該流程上通過泵A的入口管流量來調節高壓角閥的返回線的流量，從而達到控制泵A出口壓力。

表1 高壓角閥部分參數Table 1 Some parameters of high pressure angle valve

圖1 高壓角閥對應的流程圖Fig.1 Flow chart corresponding to the high pressure angle valve

根據DCS系統上的歷史趨勢顯示，壓力和流量的數據基本維持在17MPa和54t/h。通過與表1數據做比較，高壓角閥的前后壓差比原設計規格書的壓差高近1MPa，因此可以得出結論，工藝流程上介質壓力比原來高，現場工藝情況有所變化。該高壓角閥無法滿足于現在的工藝流程條件，無法對介質的流量進行有效控制。

高壓角閥在正常運行時，經常維持在高壓力的狀態下運行，并且是保持著小開度工作。該閥門長時間的開度處于20%，有時候甚至小于20%。如果閥門長時間處于小開度運行，容易造成介質劇烈的壓力及流速的變化，會對閥門的閥芯、閥座等產生強烈的沖刷，以至于影響其壽命以及使用性能，容易造成阻塞流。按原設計考慮，假設高壓角閥前后壓差為ΔP=18.4-2=16.2MPa，則一些相關公式如下所示[2]。

式（1）、式（2）中：FF為液體臨界壓力比系數；P1為閥前壓力；ΔP′為流態壓力；PV為蒸汽壓力；PC為熱力學臨界壓力。

根據上述公式可得：ΔP-ΔP′=16.2-14.6=1.6MPa。當ΔP-ΔP′≥0時，則說明會出現阻塞流。由此可以確認現場工藝情況在閥門前后壓差比原設計高的條件下，出現阻塞流的情況更明顯。

閥門小開度運行容易產生阻塞流，會使閥門在使用過程中出現閃蒸和空化的現象，導致閥門出口產生紊流，容易使閥門引起震蕩，進一步會引起閥桿抖動。閥門開度越小，閃蒸和空化的作用也就越大[3]。

另一方面，進料緩沖罐出口管線經過泵A后，在所處的流程上受到介質對管道的沖刷以及介質對高壓角閥閥桿和閥芯的沖刷，并且在閥門小流量開度的情況下，也容易出現噪聲，而噪聲的出現伴隨著管道、閥門的喘振，從而導致閥桿抖動。引起噪聲的原因一般有3種：渦流擾動、壓力擾動和結構擾動[4]。通過工藝流程及現場勘察，高壓角閥所處流程的管道拐角較多，拐角之間間距短，垂直的管道貼近高壓角閥，管道與一次手閥位置緊湊。這些導致介質流速增加，對管道和閥桿、閥芯的撞擊激烈。在多重擾動的共同作用下，進一步加強了噪聲，即進一步引起了閥門閥桿的抖動。

通過以上分析，得出在工藝方流程方面，介質的壓力比原設計的要高，并且高壓角閥長時間處于小開度的狀態，受到介質長時間沖刷，閥門性能降低，無法有效控制介質壓力和流量；管道周圍拐角較多，布局緊湊，高壓角閥受到噪聲和介質擾動嚴重。這些問題導致高壓角閥和管道振動，進而能夠導致高壓角閥閥桿出現上下抖動的現象。

3.2 儀表設備方面排查

為了驗證上述造成該現象的各種原因，決定先更換一臺性能和參數類似的高壓角閥進行測試，驗證其是否仍會發生閥桿上下抖動的現象。表2為測試閥門與故障閥門的各部分參數。從表2中的部分參數可知，兩臺閥門的區別在于測試閥門的全關壓力和閥門滿行程所需的推力小于故障閥門，對于后續進行的測試影響不大；其他方面的主要參數，比如故障狀態等則沒有不同。因此，可以作為測試閥門用來進行測試。測試閥門安裝完畢之后，進行全流程測試，發現該閥門在全開和全關的時候未發現閥桿有抖動的現象，但是當閥門調節到50%～70%階段時閥桿仍然會抖動，結果與故障閥門的現象類似。由于現象依舊存在，決定從儀表方面的問題查找原因并加以研究和驗證。

表2 測試閥門與故障閥門參數比較Table 2 Comparison of parameters between the test valve and the faulty valve

3.2.1 儀表氣源方面

對氣源方面進行檢查，圖2為高壓角閥的氣路圖。圖2中，Pa為凈化風罐氣源壓力；Pb為減壓后氣源壓力；Pc為閥門定位器輸出到高壓角閥上的氣源壓力。由圖2可知，氣源由凈化風罐來，經過空氣過濾器減壓，再到閥門定位器，最后輸出到高壓角閥上。經確認，Pa為0.5MPa，Pb為0.3MPa，Pc為0.16MPa。另一方面，從表1可知，高壓角閥全關需要的氣源壓力為0.13MPa＜0.16MPa，說明氣源的壓力滿足設計要求。從氣源的源頭到閥門的上閥蓋之間進行檢查，氣源管線完好，減壓過濾器使用正常，閥門定位器的結構也完好，氣路上并未發現有漏氣現象。因此得出結論，氣源的壓力符合要求，排除氣源泄漏或者壓力不足引起的故障。

圖2 高壓角閥氣路圖Fig.2 Air circuit diagram of high pressure angle valve

3.2.2 閥門定位器方面

對閥門定位器進行檢查。檢查閥門定位器的平衡是否到位，反饋桿與閥桿的連接處是否有松動，均未發現故障。更換一臺新的閥門定位器之后，對高壓角閥進行調節，發現現象依舊存在。因此，排除因閥門定位器故障所引起的原因。

3.2.3 高壓角閥自身方面

對高壓角閥自身進行檢查。對該閥門進行解體檢查，螺栓和螺母沒有腐蝕跡象；膜片完好，未發現有破損痕跡；彈簧外觀完好，未發現有斷裂痕跡。后續進一步研究彈簧的性能，為了驗證彈簧是否存在疲勞的現象，導致其負荷力不夠。

該高壓角閥的彈簧包含大彈簧和小彈簧。影響彈簧的因素有彈簧壓并負荷、剛度、切應力等[5]。表3為彈簧的部分參數以及壓并負荷的測試數據。

表3 高壓角閥彈簧的部分參數及測試數據Table 3 Some parameters and test data of high pressure angle valve spring

根據表3所示，在測試過程中以壓縮行程為40mm的情況下，小彈簧壓縮行程設計負荷應為1200N，實測約為1147N；大彈簧行程設計負荷應為2300N，實測約為2240N。根據閥門該高壓角閥的彈簧結構看，每大小彈簧為一組，總共4組。因此，當閥門行程為40mm時，彈簧總負荷應為14000N，而實際測得約為13548N，少了452N。由此可見，彈簧的現有負荷已經小于原來設計的負荷要求。這說明彈簧出現了疲勞現象，導致負荷力不足。

對彈簧的疲勞程度進行進一步研究，則需要對彈簧的切應力和松弛的穩定性進行探討。松弛的穩定性，一般由松弛率來表示。松弛率越小，代表著彈簧的抗松弛性能越好，閥門運行也越穩定。一般情況，精密的彈簧的松弛率需要≤5%[6]。相關公式如下所示。

式（3）中，σ為切應力；K為曲度系數（一般取1）；σ0為設計切應力；σ1為實際切應力；η為松弛率。根據切應力公式，能夠得出小彈簧的切應力σ0=328.42N/mm2，σ1=314.16N/mm2；大彈簧的切應力σ0=288.25N/mm2，σ1=280.84N/mm2。根據松弛率公式，進一步得到小彈簧松弛率η≈4.3%，大彈簧松弛率η≈2.5%。

通過數據比對，大彈簧的松弛率小于5%，屬于正常范圍里，說明性能良好，而小彈簧的松弛率則即將達到5%，處于維護的邊緣。通過計算后的松弛率的數值，正可以說明彈簧的疲勞現象主要出現在小彈簧上，導致負荷力下降，而進一步引起閥桿有上下抖動的現象。

為了克服彈簧負荷力以及切應力不足的問題，防止以后介質壓力再次升高后，又出現閥門抖動的情況，需要增大執行機構的調節輸出能力。因此，需要更換高壓角閥的執行機構部分，主要為增加膜片的面積以及增加彈簧的負荷力。膜片和彈簧的更換，主要是為了增大膜片的接觸面積，增加氣源的壓力，提高彈簧的負荷力及切應力。更換的彈簧的測試結果如下：壓縮行程以40mm為計，小彈簧在閥門全開時負荷力為1207N，在閥門全關時負荷力為1970N；大彈簧在閥門全開時負荷力為2448N，在閥門全關時負荷力為4180N。通過計算，高壓角閥行程為40mm，彈簧綜合負荷力為閥門全開和全關時分別為14620N和23372N，大于高壓角閥原設計的彈簧負荷力。

新的執行機構更換完畢之后，對該高壓角閥在空載和負載的情況下進行再測試，測試結果如下：閥門在全關和全開的狀態下閥桿不抖動，閥門開度處于中間段時也正常，均未發生閥桿有抖動的現象。

4 故障原因總結

通過從工藝流程和儀表設備兩個方面，對潤滑油加氫高壓角閥閥桿抖動的現象進行了分析、研究和處理，最終得出高壓角閥閥桿抖動的現象由多種原因共同作用造成的。工藝方面：由于工況與原來不同，介質壓力有所增加，比原先增加約1MPa；高壓角閥的流程處于最小流量線上，開度經常處于20%左右，開度過小導致受到介質的強烈沖刷，引起介質的紊流，造成閥門的喘振；工藝流程上管道、閥門、泵A緊湊，空間布局不合理，受到介質壓力強烈沖刷，引起閥門、管道強烈的噪聲和震蕩。儀表設備方面，表現在高壓角閥的彈簧出現了疲勞現象，小彈簧的松弛率增加，彈簧的負荷力降低，執行機構輸出能力不足。

5 結論

根據目前得出的結論，若要避免后續高壓角閥故障再次發生，需要對工藝流程進行整體整改，需要減少管道與管道之間的拐角數量，合理布局管道的走向以及更改高壓角閥的安裝位置，減少介質帶來的沖擊。另一方面，對高壓角閥的結構進行改進。目前該高壓角閥的閥芯使用的是三級降壓模式，若應付后續介質壓力再增加，可以把高壓角閥的閥芯結構進行升級，增加閥芯降壓級數，并且升級為迷宮式的閥芯結構[7]。該結構的閥芯適用于介質干凈無顆粒的場合，并且能夠減少紊流，并在擴展面積上有較好的速度分布。同時也能減少噪聲和振動，保證閥門的使用性能。