武志光

（内蒙古伊泰煤制油有限责任公司，内蒙古 鄂尔多斯 017000）

1 运行状态简介

自2011年8月K－6101A／B压缩机（规格型号 为 4M50－199／23.3－32－BX）入 口 压 力 提 高 到2.8MPa（最高时达2.88MPa）以上运行以来，发生多次泄漏事故，运行状态极不稳定，存在极大安全隐患。为此，合成油车间为确保设备安全稳定运行，积极应对，不断摸索改进，优化工况，检维修设备，提高设备运行能力。如改善加固管道支撑，入、出口缓冲罐试装孔板（加装孔板后目前上述缺陷位置还未出现泄漏，振动有所下降，但振动仍偏大，振动问题无根本改观）。目前，车间每天定点测振，每两周定期对焊缝进行探伤检测，及时调整设备检维修周期（中修根据运行实际即时进行），扩大检测项目、内容和频次（如小修增加气阀、法兰螺栓、支吊架、入口滤芯检查等），力保设备长期稳定运行。

设备及管道存在如下隐患。

（1）K－6101A／B压缩机4台入口缓冲罐法兰接管焊缝出现裂纹泄漏（2011年5月依据工况将原设计2.57MPa入口缓冲罐更新为3.52MPa的），已反复补焊多次。

（2）出口缓冲罐排污导淋接管焊缝断裂泄漏，以及旁路水冷器管箱封头入口法兰接管焊缝泄漏。

（3）压缩机入口过滤器滤芯和入口分液罐丝网除沫器丝网损坏。

（4）补H2管线与循环气管线碰口焊缝开裂泄漏，需补焊。

（5）压缩机出口安全阀多次启跳。

2 原因分析

（1）气流脉动引发的管道振动所致。此振动是由往复式压缩机本身固有的工作特点，吸、排气间歇性和周期性而引起的，超压超负荷运行加剧了振动。

（2）由于原始管路安装时进气管道不对称，自身缺陷诱发压缩机和管路振动，和管路支撑不合理之因素叠加，导致管路振动加剧，对管路及设备造成损坏。

上述两方面的原因再加之工艺生产近阶段负荷较大，从而使系统压力不断提高，压缩机循环气量越来越高（其中有前段时期反应器过滤管堵塞、泄漏原因，近期发生的在开车过程中出现的反应器进气分布管堵塞），这些因素共同作用，加大且加速了设备或管路特别是焊缝处的疲劳，加剧了由于原始安装形成的一次应力以及由压力变化产生振动形成的二次应力的综合作用，使法兰接管处逐渐发生无法恢复的永久性塑性变形，从而导致接管焊缝附近热影响区疲劳而断裂。随着断裂次数（入口缓冲罐接管焊缝处已切割、打磨、返修补焊3次，热影响区材料组织晶粒越来越粗大和不均匀，内应力也越来越大）的增加和时间的推移，该管系（或设备）塑性变形越来越大，在管路接管焊逢热影响区出现的裂纹会越来越多，也就是说断裂泄漏会越来越多。超压的隐患也越来越大（对压缩机内部运动部件如连杆、十字头、轴瓦和电机定子绕组等的损坏也成级数增加，其结构和性能损坏程度目前尚未知），严重者可能发生着火、爆炸，甚至人身伤害事故。

3 采取的措施

（1）请公司外委压缩机设计制造单位（沈阳气体压缩机公司）专业人员充分评估、详尽核算目前状态下压缩机的强度等各项性能指标（K－6101B机气缸出口加节流孔板，气缸内压力达3.6MPa），确认管系结构布局、支撑等，力争用最简单的办法和最小的投资取得较明显的效果。

（2）优化工况，稳定操作。实践证明，降低操作压力可明显改善压缩机的振动，建议压缩机入口压力不大于2.8MPa。

（3）设备更新改造，加大入口缓冲罐的容积或改变入口缓冲罐进气位置；改入口进气管路为对称位置，并加粗进气管；90°直角弯头改为135°弯头。

目前，在入口缓冲罐入口法兰、气缸与出口缓冲罐连接法兰处分别加φ480／φ200×4mm和φ370／φ150×4mm（其中，K－6101B机出口缓冲罐孔板后扩孔至φ225mm）、材质为304的不锈钢孔板，此举虽然从表面看对振动有一定的缓解（具体见表1详细数值），但副作用是，加孔板导致入、出口阻力大，主电机负荷急剧上升，电流由原来的260A上升到360A，电机定子绕组温度由70℃上涨至100℃，从而导致电机非驱动端轴瓦温度由原来最高（夏季）62℃上涨到现在76℃。但就个人理解认为，加孔板是针对原设计或原始安装中存在的缺陷引起机组或管路振动所采取的措施，有一定的效果，但不是控制或解决振动的绝对有效措施。单就超压（或超负荷）而言，此举对缓解振动就本质上来讲意义不大，因为，只要把压力控制在设计范围内，振动明显好转。所以，在实际运行当中应尽可能控制适当的负荷，避免超温、超压。另据估算，6000V／3800kW／423A电机现在的耗电费用，比未加孔板时日平均消耗电量多1万多元，况且对电机本身性能和寿命的影响或隐患尚不清楚。

以K－6101B为例，不同情况下的运行数据见表1。

表1 不同情况下的运行数据

由此三种状态的数据分析对比可以看出，在压缩机入、出口压力相同，流量有变化时，出口缓冲罐不装孔板时，主电机电流为278A，最小；入、出口都装孔板时，主电机电流为345A，最大；出口孔板扩孔后的电流居中。各状态下管道测点的振动数值无较大变化。因此，建议将现A机缓冲罐出口孔板扩孔至φ225mm试运行，既维持目前工艺生产需求，又确保设备安全稳定运行，不致造成损坏。

（4）由于装置循环量的加大，对压缩机入口分液罐D－6113影响也很大，分液罐设计有效容积42.9m3，导致罐内上部丝网除沫器金属网损坏，金属丝被吸入压缩机的吸气阀，带到气缸内、甚至排气阀，从而损坏进、排气阀（图1）以及气缸镜面，加大检修工作量，也加大了备品备件的损耗，增加了费用。同样，由于负荷的加大，直接导致运动部件磨损加剧，主轴瓦、大小头瓦以及十字头均出现严重磨损和损坏，见图2。对压缩机出口安全阀密封也造成不同程度的损坏（拆检校验压缩机出口安全阀时，发现有硬颗粒状物，使安全阀阀芯密封面有点状凹坑损坏点，后经车床加工修复回装）。依据压缩机出口缓冲罐设计压力为3.52MPa，以及根据压力容器和管道用安全阀的整定压力极限偏差之规定，整定压力允许有±3%的偏差，依此计算，安全阀3.52MPa的整定压力下偏差值为3.4144MPa。建议压缩机出口压力最大不超过3.42MPa运行，确保安全阀状态良好，确保系统其他压力容器和压力管道安全。

（5）在效益和产量与设备安全冲突时，效益和产量要服从安全。只有在确保设备安全、稳定的前提下，才有稳定的产量和良好的经济效益。

图1 气阀损坏照片

图2 大头瓦磨损照片