劉 煜，文全國，孫華麗，王傳榮，張艷全

(中國石油天然氣股份有限公司獨山子石化公司設備檢修公司，新疆 獨山子 833699)

某公司某廠某裝置的19臺螺桿壓縮機主要作用是將裝置生產(chǎn)的成品粒料輸送至包裝線，但其運行過程中頻繁出現(xiàn)的故障現(xiàn)象，對裝置平穩(wěn)運行及周邊環(huán)境造成了一定影響。如何徹底消除螺桿壓縮機振動大的故障，延長設備運行周期，確保生產(chǎn)安、穩(wěn)、長運行，成為設備管理的一個難點。

1 螺桿壓縮機簡介

螺桿壓縮機由德國艾珍公司生產(chǎn)，型號為VM140，主要零部件有機殼、轉子、軸承、密封組件、齒輪等【1】。機殼由機體(氣缸體)、吸氣端座、排氣端座(與氣缸體為一體)及兩端端蓋組成，材質為優(yōu)質灰鑄鐵。徑向軸承采用圓柱滾子軸承；推力軸承位于排氣端,采用角接觸球軸承。為了防止壓縮氣漏入油箱，軸封采用浮環(huán)密封，密封環(huán)材質為碳環(huán)；為防止?jié)櫥托孤?，采用了螺紋迷宮密封。齒輪變速為一級變速，采用增速齒輪及同步齒輪實現(xiàn)轉子運行。其基本結構如圖1所示。

圖1 螺桿壓縮機結構

轉子為螺旋線齒、對稱圓弧型線，扭轉角為270°，采用優(yōu)質碳素鋼鍛造。

螺桿壓縮機基本參數(shù)如表1所示。

表1 螺桿壓縮機基本參數(shù)

2 故障現(xiàn)象

該裝置的1臺壓縮機B自2012年11月以來，振動速度值持續(xù)升高，2013年3月9日之后一直在10.6～13.4 mm/s之間(壓縮機運行正常標準≤6 mm/s)，而其他該型號的機組振動速度值一直在6 mm/s以下，其振動數(shù)值如圖2所示。

3 原因分析

壓縮機振動值嚴重超標，隨時都會出現(xiàn)故障停機，嚴重影響裝置平穩(wěn)運行及上游裂解裝置工藝產(chǎn)量。因此，結合現(xiàn)場實際，對可能引起壓縮機振動值超標的故障進行逐一排除以確定具體原因。

圖2 2012～2013年壓縮機運行狀態(tài)

3.1 連接螺栓是否松動

螺栓連接是最常用的連接結構形式，松動失效為其主要失效形式之一，在螺栓松動初期可能不會影響螺桿壓縮機組的正常運行，但是隨著松動的進一步加劇，可能會造成整個螺桿壓縮機組的失效進而引發(fā)重大安全生產(chǎn)事故。

使用力矩扳手分別對電機、壓縮機地腳連接螺栓、壓縮機本體連接螺栓進行了校驗，結果如表2 所示。由表2可知，連接螺栓并未發(fā)生松動。

表2 連接螺栓力矩緊固 單位：N·m

3.2 螺桿壓縮機基礎剛性

螺桿壓縮機組整體安裝在剛性基礎上，如果基礎剛性差則相當于整個基礎就是一個振動源，而通過振源傳遞將會造成整個機組的振動值增大。

在壓縮機運行過程中，用振動檢測儀器VM63對基礎進行振動監(jiān)測，發(fā)現(xiàn)其振動值≤0.8 mm/s，測點如圖3所示，實測數(shù)據(jù)如表3所示。

圖3 壓縮機基礎測點

表3 壓縮機基礎振動值 單位：mm/s

從表3中可以看出，基礎的振動值符合HGJ 205—1992《化工機器安裝工程及驗收規(guī)范》≤1.0 mm/s的規(guī)定，滿足基礎剛性要求。

3.3 工藝操作是否有波動

工藝操作波動(如進氣量的頻繁變化)會造成機組軸向負荷的交替變化，影響機組運行壽命【2】。與工藝進行對接確認，結果顯示：各項操作均嚴格按照操作規(guī)程進行，工藝操作無調整、無明顯波動現(xiàn)象。

3.4 螺桿壓縮機機組對中

螺桿壓縮機機組對中不良會造成一系列有害于設備的動態(tài)效應，如引起機器聯(lián)軸器偏轉、軸承早期損壞、油膜失穩(wěn)、軸彎曲變形等，導致機器發(fā)生異常振動【3】。

利用激光對中儀對螺桿壓縮機進行復查對中，結果顯示：端面<0.02/100 mm，外圓<0.05 mm，聯(lián)軸器軸向間隙值為5 mm； 而壓縮機維護手冊對中要求為： 端面≯0.05/100 mm， 外圓≯0.08 mm，聯(lián)軸器軸向間隙值為3.5～5.5 mm。由上述復查結果可知，該壓縮機機組對中符合要求。

3.5 進、出口管線是否堵塞或存在應力

用高壓空氣對壓縮機進、出口管線進行吹掃，未發(fā)現(xiàn)憋壓情況，且進、出口過濾器干凈。對壓縮機進行復查對中，其中，斷開進、出法蘭時壓縮機的對中數(shù)據(jù)為：端面0.02/100 mm，外圓0.02 mm；連接進、出口法蘭后再次復查的對中數(shù)據(jù)為：端面0.02/100 mm，外圓0.02 mm。由上述數(shù)據(jù)可知，其變化值符合標準值≤0.05 mm的要求。進一步檢查進、出口管線發(fā)現(xiàn)，進、出口法蘭面平行度為0.05 mm，徑向位移為0.10 mm，也滿足HGJ 205—1992規(guī)范中平行度標準值≤0.10 mm、徑向位移≤0.20 mm的要求。

3.6 潤滑油是否有雜質

與工藝人員共同確認所添加潤滑油，并對潤滑油取樣進行化驗，未發(fā)現(xiàn)任何雜質成分；現(xiàn)場檢查油管線也未發(fā)現(xiàn)雜質；采用空壓機對管線進行吹掃均暢通。

3.7 軸承間隙是否符合標準

對螺桿壓縮機電機滑動軸承進行解體檢查，結果顯示：滑動軸承軸瓦表面光滑，無硬點、裂紋、氣孔、夾渣、脫皮、脫殼等缺陷【4】。滑動軸承各部數(shù)值如表4所示。對螺桿壓縮機本體滾動軸承進行檢查，結果顯示：滾動軸承轉動自如，無點蝕、疤坑、毛刺等缺陷。各滾動軸承游隙值如表5所示。

表4 電機滑動軸承各部數(shù)值

表5 各滾動軸承游隙值 單位：mm

3.8 齒輪磨損或嚙合部位是否合適

將螺桿壓縮機解體，檢測其齒輪嚙合情況，發(fā)現(xiàn)同步齒輪損壞嚴重，陽轉子傳動齒輪齒斷裂，輸入軸傳動齒輪也有不同程度的損傷，損壞情況如圖4所示。

3.9 轉子嚙合間隙是否符合標準

用塞尺對轉子與殼體徑向間隙、轉子與殼體端面軸向間隙、轉子之間的嚙合間隙進行檢查測量，均符合標準要求。測量結果如表6所示。

3.10 轉子是否彎曲

發(fā)現(xiàn)同步齒輪損壞后，對螺桿壓縮機進行進一步解體，檢測轉子的彎曲度，檢測結果如圖5和表7所示。

圖4 壓縮機同步齒輪損壞情況

表6 轉子各部間隙值 單位：mm

圖5 壓縮機轉子檢測

單位：mm

從檢測結果可以看出：陽轉子彎曲度遠遠超過了標準值。

3.11 轉子是否動平衡

螺桿壓縮機解體完成后發(fā)現(xiàn)：陽轉子固定端端面有磨損現(xiàn)象，轉子表面也有燒焦現(xiàn)象。對其進行動不平衡校驗，結果顯示：陽轉子殘余不平衡量25.32 g，陰轉子殘余不平衡量9.24 g。

已知：陽轉子質量為150 kg，半徑為129 mm，轉速為6 502 r/min；陰轉子質量為90 kg，半徑為107.5 mm，轉速為4 335 r/min，動平衡精度為G6.3。

下面根據(jù)式(1)和式(2)計算允許的轉子殘余不平衡量。

m=(Eper×M)/(r×2)

(1)

式中：m——允許殘余不平衡量，g；

Eper——允用不平衡精度，μm；

M——轉子的自身質量，kg；

r——轉子的校正半徑，mm。

其中

Eper=(G×1 000)/(n/10)

(2)

式中：G——平衡精度等級，mm/s；

n——轉子工作轉速，r/min。

經(jīng)計算得出：

m陽=(Eper×M)/(r×2)

=[(6.3×1 000)/(6 502/10)]×

150/(129×2)=5.633g

m陰=(Eper×M)/(r×2)

=[(6.3×1 000)/(4 335/10)]×

90/(107.5×2)=6.084 g

由上述結果可知，陰、陽轉子的殘余不平衡量均遠遠超過允許值。

通過對上述可能引起螺桿壓縮機振動值增大的原因進行逐一排查，確定了引起機組振動大的根本原因為：同步齒輪損壞、轉子彎曲和轉子動不平衡。

4 處理措施

4.1 同步齒輪損壞

對于損壞的同步齒輪，可采取齒輪堆焊、鑲齒法、鑲環(huán)法進行修復【5】，但從修復后同步齒輪的硬度、傳動精度及費用等多方面綜合考慮，本次采取更換新齒輪的方法。

4.2 轉子彎曲

對于轉子彎曲的修復方法，查閱相關資料后得到以下3種方案。

4.2.1 捻打法

捻打法是將主軸凹面向上放置，用錘捻打凹處，使金屬分子間的內聚力減少而使纖維伸長，達到直軸的目的【6】。軸下面置油壓千斤頂,然后用寬為30～40 mm、厚為7～10 mm的沖頭擊打彎曲部位。通常冷擊10～15次,然后拆卸壓緊裝置與千斤頂,將軸放回原軸承,用千分表測量矯直后的彎曲程度。若不滿足要求，則重復上述步驟，直至彎曲值恢復到0.03～0.04 mm時,可認為矯直結束。但此種方法會使材料存在殘余應力。

4.2.2 局部加熱法

此方法通過局部加熱使凸出部位的金屬纖維收縮、凹入側的金屬纖維伸長，以達到使主軸伸直的目的【6】。加熱范圍為軸向長0.10～0.15D(D為軸直徑)、 圓周向寬0.3D， 溫度不超過 500～550 ℃。這種矯直方法需要多次反復矯正，精度較低，有可能在今后的退火及運行中使軸向反側彎曲；且容易產(chǎn)生殘余應力,使軸在高溫工作條件下恢復到原來彎曲的程度；同時殘余應力會造成轉子在運轉中破壞平衡。

4.2.3 彎曲部位先堆焊、后車削

在轉子彎曲部位先進行堆焊， 再進行車削加工， 然后安裝2個徑向軸承作為支撐， 檢查其彎曲度， 直至符合要求為止。此種方法精度高， 不會產(chǎn)生應力； 且修復后穩(wěn)定性高， 不會出現(xiàn)再次彎曲現(xiàn)象。

具體操作如下：首先采用8點找正法找出轉子的最大彎曲點，然后通過堆焊增大軸的直徑，再利用車床進行車削修復對陽轉子進行矯正。矯正后，測得陽轉子的彎曲度≤0.04 mm(見表8)，符合標準≤0.05 mm的要求。

表8 陽轉子彎曲度值 單位：mm

4.3 轉子動不平衡

根據(jù)式(1)計算出的陰、陽轉子所允許的動不平衡量分別為6.084 g和5.633 g，動平衡校驗時，其不平衡量不能大于該數(shù)值。由此可見，陰、陽轉子的動不平衡質量至少需要分別減小3.156 g 和19.687 g。

根據(jù)轉子的結構，采用去重法減少動不平衡量。所謂去重法，即在重的一方用鉆孔、磨削、鏨削、銑削和激光鉆孔等方法去除一部分金屬【7】。圖6所示為調試陰、陽轉子動平衡的操作。經(jīng)過反復動平衡處理后，測得陰轉子的最大殘余不平衡量為3.67 g，陽轉子的最大殘余不平衡量為3.51 g，滿足壓縮機精度要求。

圖6 陰、陽轉子動平衡的調試

5 效果驗證

2013年9月以來，通過更換新同步齒輪、矯正陽轉子彎曲度以及動平衡校驗等，回裝后螺桿壓縮機運行狀態(tài)如圖7所示。

由圖7可見，采取消缺措施后，螺桿壓縮機運行平穩(wěn)。

6 結語

針對螺桿壓縮機頻繁出現(xiàn)振動故障的現(xiàn)象，對引起故障的原因逐一進行排查，確定具體原因并采取相應措施，徹底消除了設備故障。此外螺桿壓縮機陰、陽轉子配件費用約為130萬元，采取堆焊車削的方法對舊配件進行修舊利廢，一方面節(jié)約了成本，另外一方面也為同類型機組的設備故障消缺提供了技術參考。

圖7 2013年采取消缺措施后的螺桿壓縮機運行狀態(tài)