海上平臺往復式活塞壓縮機故障分析及輕量化改造

李貴旺

(中海石油(中國)有限公司天津分公司遼東作業(yè)公司 天津300457)

1 研究概況

海上平臺某油田采用的是國外某廠生產(chǎn)的往復式活塞壓縮機，經(jīng)過數(shù)年運行多次出現(xiàn)軸瓦、主軸磨損等大型故障，不僅降低了設備利用率，還給油田安全生產(chǎn)帶來極大隱患。往復式活塞壓縮機主要由曲軸箱、曲軸、連桿、十字頭、活塞、缸體等部件組成，設備簡圖如圖 1所示。該往復式壓縮機軸瓦采用的是薄壁式滑動軸瓦類型，可以承受較大載荷，具有良好的減磨性、適應性、壓入性，使用壽命長。但我平臺壓縮機軸瓦平均使用壽命僅為 1a左右，嚴重低于正常使用壽命，且機組運行過程中振動值偏高，穩(wěn)定在8mm/s左右(廠家建議值：4～6mm/s)。為解決壓縮機軸瓦異常磨損問題，需對該機組進行深入分析，查找問題根源，優(yōu)化設備工況。

圖1 往復式活塞壓縮機結構圖Fig.1 Structure of reciprocating piston compressor

2 軸瓦磨損分析

2.1 故障原因初步分析

收集現(xiàn)場故障資料發(fā)現(xiàn)，連桿大頭瓦及曲軸主軸瓦均存在不同程度的磨損，尤其是連桿大頭瓦磨損頻次較高。經(jīng)過對軸瓦磨損形態(tài)的分析，完成對軸瓦磨損原因的初步判定。

2.1.1 連桿大頭瓦磨損

連桿大頭瓦表面受到交替變化載荷作用，使軸瓦表面產(chǎn)生往復作用的拉應力、壓應力和剪切應力。如果軸瓦承受的載荷超出了許用極限，會導致合金層表面產(chǎn)生顯微裂紋，隨著應力的不斷重復，特別是當潤滑油進入裂紋縫隙后，由于潤滑油的見裂作用，使裂紋在軸承中不斷擴展，最后形成疲勞破壞。經(jīng)過一段時間的運行，軸瓦表面鍍層脫落，漏出底部合金層，如圖2所示。

圖2 連桿大頭瓦磨損Fig.2 Wear of connecting rod big end bearing bush

2.1.2 主軸瓦磨損

由于曲軸主軸頸變形(圓錐形)或機身主軸瓦孔變形，導致曲軸與軸瓦一側先接觸，使該側承受了絕大部分的載荷，超出了油膜承載能力，造成了潤滑不充分的現(xiàn)象發(fā)生，加劇了軸承的磨損，如圖3所示。

圖3 主軸瓦磨損Fig.3 Main bearing bush wear

現(xiàn)場通過潤滑系統(tǒng)排查、軸瓦配合間隙檢測等措施排除了機組潤滑不良影響因素，通過主軸換新、軸瓦座檢測、軸瓦換新等措施排除了部件存在缺陷影響因素，通過機組曲軸箱安裝調(diào)試、電機單轉(zhuǎn)測試、對中調(diào)整、地腳軟腳檢查等措施排除了安裝不當影響因素。綜上所述，該機組軸瓦異常磨損按照常規(guī)思路難以解決，需要進行深度分析，查找故障根源。

2.2 軸瓦磨損深度分析

2.2.1 機組動力學分析

通過對現(xiàn)場零件的測繪、原廠資料的整理及機組運動件相關數(shù)據(jù)的收集，進行運動部件的動力學分析，轉(zhuǎn)動慣性力計算采用 API 618—2007標準，分別得出了氣體力、往復慣性力、綜合活塞力及曲軸法向力，具體數(shù)值如表 1所示。可以看出機組往復慣性力較大，機組實際轉(zhuǎn)速與活塞行程疊加后的活塞線速度為 6.307m/s(原設計為 6.26m/s)，活塞線速度超過了國際主流廠家通常都遵循的不超過6.0m/s的設計原則。機組較高的活塞線速度導致最大拉伸往復慣性力155kN，機組允許綜合桿載荷值156kN，曲拐和十字頭銷負載率接近 100%，沒有安全余量。連桿大頭瓦承受的最大法向力為 169kN，超過了機組允許綜合桿載荷值，違反高速往復機所有運動部件受力不超過機組綜合桿載荷的設計基本原則，機組在此種工況下運行存在軸瓦過早損壞的風險。

表1 動力學分析結果匯總Tab.1 Summary of dynamic analysis results

2.2.2 軸瓦比壓分析

利用軸瓦比壓計算公式，計算得出軸瓦在此載荷下所承受的最大比壓為 23MPa(正常情況銅合金軸瓦使用比壓為 15～20MPa)，超出了國際壓縮機廠商常規(guī)的軸瓦設計許用值，極易導致軸瓦過早產(chǎn)生疲勞破壞。

式中：P為軸瓦比壓；F為軸承所受載荷；D為軸瓦直徑；L*為軸瓦有效寬度，L*＝L-l(L為軸瓦總寬度，l為軸瓦右槽寬度)。

綜上所述，該機組軸瓦磨損是由于軸瓦受力過大所致，機組設計存在一定缺陷，為解決軸瓦異常磨損故障，需對該機組進行優(yōu)化改造。

3 機組優(yōu)化改造設計

針對軸瓦異常磨損主因，圍繞降低軸瓦受力載荷、改善軸瓦運行工況，共設計了3套改造方案。

3.1 方案一：降低機組轉(zhuǎn)速

通過機組軸瓦磨損故障分析可以看出，機組較高的轉(zhuǎn)速以及活塞線速度對于機組本身的安全運行造成潛在風險，降低機組轉(zhuǎn)速可以有效降低該風險發(fā)生的可能性，同時可以提高機組磨損部件使用壽命。

機組降低轉(zhuǎn)速(由1500rpm降至1000rpm)后，處理能力將有所降低，機組降速后運行參數(shù)見表2。

表2 機組降速后理論參數(shù)對比Tab.2 Comparison of theoretical parameters after unit speed reduction

3.2 方案二：降低機組往復慣性質(zhì)量

往復慣性質(zhì)量與機組承受的往復力密切相關，通過機組大頭連桿瓦、曲拐和十字頭銷負載率方面的分析報告可以看出，該機組在這些方面存在安全余量不足。降低機組往復慣性質(zhì)量可有效降低往復力，可以解決軸瓦異常磨損故障。

3.3 方案三：改變軸瓦寬度或直徑

通過改變軸瓦寬度或直徑可以降低軸瓦比壓，改善軸瓦受力情況。

綜合分析以上3項改造方案可行性，從經(jīng)濟角度考慮優(yōu)先選擇改造方案二。

4 機組輕量化改造及后評估檢測

為了改善機組的受力情況，從降低往復運動部件的質(zhì)量入手，對原運動部件進行優(yōu)化設計。對原機組一級活塞體進行優(yōu)化設計，經(jīng)過分析，在不降低原運動件使用性能的前提下，機組的總往復質(zhì)量大約可以降低 21.7%，優(yōu)化后的軸瓦比壓可以降低 14%，且小于 20 MPa。同時只選擇活塞改造，其他部件可以不做相應改動，改造成本較低，后期維修影響較小。通過對活塞體進行輕量化設計，原結構為兩側鍛鋁中間鋼套，將中間鋼套改為鍛鋁材料并進行了結構優(yōu)化，可以顯著改善軸瓦的受力狀況，提升軸瓦的疲勞壽命。改造前后對比見圖 4、圖5，活塞輕量化后數(shù)據(jù)對比見表3、表4。

表3 活塞改造前后重量對比Tab.3 Weight comparison of piston before and after reconstruction

表4 活塞輕量化改造前后動力學分析對比Tab.4 Dynamic analysis and comparison of piston before and after lightweight reconstruction

圖4 機組原結構Fig.4 Original structure of unit

圖5 輕量化方案Fig.5 Lightweight solution

此項改造改善了軸瓦受力工況，還避免了二級十字頭加裝配重塊來達到配重要求的情況，避免了機組運行過程配重塊掉落對十字頭、連桿產(chǎn)生較大力矩的大型故障發(fā)生，降低了設備大型故障發(fā)生的幾率。本次改造通過了國內(nèi)知名壓縮機廠的技術認可，并委托具有相關資質(zhì)的單位定制新活塞。

新活塞加工完成后，委托某裝備公司進行現(xiàn)場安裝調(diào)試。機組測試結果表明，運行參數(shù)正常，機組振動得到顯著改善，降至5 mm/s左右，如圖6所示。

壓縮機活塞輕量化改造自2018年9月調(diào)試成功后，連續(xù)運轉(zhuǎn)至2019年6月，已累計運轉(zhuǎn)6300h，壓縮機振動及電機振動值明顯降低，無軸瓦異常磨損故障發(fā)生，各項指標正常，改造效果良好。為了更好地評估檢驗輕量化改造的效果，委托第三方進行壓縮機輕量化改造后評估工作，檢測運轉(zhuǎn)后機組各部件技術數(shù)據(jù)并與初始裝配數(shù)據(jù)進行對比分析，確定是否存在偏差，是否需要進行必要的整改和調(diào)整。經(jīng)過后評估機組拆卸檢測，軸瓦未出現(xiàn)異常磨損現(xiàn)象，機組運動件間的配合間隙基本無變化，均在廠家手冊要求允許范圍內(nèi)，活塞未見異常，機組各部件狀態(tài)良好。這表明，壓縮機活塞輕量化改造取得成功。

圖6 機組改造后壓縮機振動趨勢圖Fig.6 Vibration trend of compressor after reconstruction

5 總 結

通過對機組動力學分析、軸瓦比壓計算，發(fā)現(xiàn)機組設計存在一定缺陷，找到軸瓦磨損問題的根源所在。針對故障主因編制相應方案設計、方案調(diào)研、方案修改，最終形成最優(yōu)改造方案。通過機組活塞輕量化改造，降低了機組往復慣性力，顯著改善了機組運行工況，降低了機組運行振動值和軸瓦受力載荷，延長了軸瓦使用壽命。與此同時也給其他單位解決此

類壓縮機軸瓦異常磨損難題提供了一個科學有效的方法?！?/p>