高壓加氫循環氫壓縮機開機故障分析

崔鐘續，趙旺華，劉云秀，應汶靜

(中化泉州石化有限公司，福建 泉州 362103)

1 設備情況介紹

循環氫壓縮機為離心式，型號為BCL459B(垂直剖分，葉輪名義直徑450 mm，9級)。軸功率3230 kW；壓縮機轉子總長1795.5 mm，軸承處軸徑Φ90 mm，兩軸承中心距1410 mm，重量297 kg，壓縮機第一階臨界轉速4442 r/min，最大連續轉速11944 r/min。驅動機為背壓式[1]汽輪機，型號NG32/25。

渣油加氫裝置設計兩系列單開單停，現場有2套同型號循環氫壓縮機。循環氫作為加氫裝置的核心設備，額定工況如表1所示。

表1 設備額定工況數據表

2 故障經過

2014年6月開機，各項參數正常，由于渣油加氫每年需更換催化劑，至2017年12月大檢修前本臺機組開停機4次，設備運轉正常。

2.1 第一次故障

2018年1月10日大檢修后兩系列開機，I系列循環氫壓縮機開機順利沖過臨界轉速[2]。II系列循環機在低速暖機(1400 r/min)和中速暖機(3000 r/min)過程中，壓縮機振動、位移、溫度等參數都在較小值范圍。過臨界過程中機組發生強烈振動[3-4]，導致干氣密封損壞，干氣密封泄漏氣高高聯鎖停機。經過拆檢發現級間梳齒兩側及平衡盤梳齒密封全部磨平，徑向瓦軸正常磨損[5]，葉輪一側有三分之一圓弧長與定子摩擦(連續)。非驅動端干氣密封一級動靜環破損，二級動靜環摩擦痕跡。汽輪機聯軸器側最高振動至47 μm，汽輪機軸瓦拆檢正常。

查檢修記錄，徑向瓦軸瓦間隙為0.175 mm(壓鉛絲法)，從軸瓦損壞情況來看，推測軸瓦位置實際振動應該在200 μm左右，從葉輪及梳齒密封損壞程度來看，過臨界時轉子處于嚴重失穩狀態，振幅應該在500 μm左右，轉子一側三分之一外圓有摩擦痕跡，轉子存在彎曲情況。

2.2 第二次故障

由于催化劑壽命原因，裝置在同年8月份再次停工，循環機正常停機，本次增加停工期間盤車。9月4日開機，所有步驟按照操作規程逐步確認，啟動、低速暖機、中速暖機，但在過臨界轉速時又發生強烈振動，此次有所準備，現場和中控室都有專人等待命令準備隨時停機，室外在聽到轉動異常后緊急停機，但非驅動端振動還是達到100 μm(滿量程)。

如果解體檢查會影響生產，從參數上看除了振動較大，其他參數：位移、軸承溫度、惰走時間、干氣密封流量等參數正常，現場盤車未見明顯異常。經過討論并確認軸瓦、氣封、干氣密封等都有備件。開始嘗試再次啟動，第二次則通過臨界，最大振動83 μm。

2.3 第三次故障

2019年6月份裝置停工換劑，考慮到壓縮機上次開機振動大，氣封有磨損，且效率下降，備用轉子到貨，檢修一并更換新轉子和氣封，檢查更換軸瓦。6月17日開機，3000 r/min壓縮機高振動6.8 μm，其余各項參數都在較好水平，在沖臨界轉速時再次振動高高，現場緊急停機。

3 原因分析

在第一次故障[6-9]后分析可能有2個原因：

(1)轉子停機存放自然彎曲

轉子總長1795.5 mm，9級葉輪，直徑90 mm，停機后自然存放35 d，未盤車，理論上存在彎曲可能，正常轉子彎曲時振動會隨著轉速升高而升高，但查趨勢并不能對應。下面例子是轉子存在初始彎曲時振動曲線(圖1)。圖中上方四條線為壓縮機兩側振動值，最下方線為轉速趨勢，可以看出壓縮機轉速轉子彎曲時，振動隨轉速的變化而變化，有跟隨性。

圖1 轉子存在初始彎曲時振動受轉速影響曲線

(2)意外沖轉導致轉子彎曲

查詢開機趨勢，在2018年1月10日開機之前循環機被沖轉過。經詢問現場，沖轉原因為大檢修中更換防喘振線單向閥(原閥門閥體裂紋)，將原DN250/CL1500單向閥更換為鍛制DN250/CL2500新單向閥密封性較好，循環機防喘振電動閥至單向閥約100m管道沒有介質，在開機前打開防喘振電動閥瞬間氣體從循環機入口向出口流動，造成循環機沖轉，轉速最高至810 r/min。巨大的扭矩導致轉子彎曲？

但這種觀點很快又被否定。原因如下：

(a)經查當時沖轉振動、位移參數，轉動瞬間最大振動13.9 μm，位移最大0.06 mm，從數據上看轉動沒有造成轉子動靜摩擦。

(b)壓縮機與汽輪機中間連接體是膜片式聯軸器，如果能造成轉子彎曲的瞬間扭矩，理論上聯軸器應優先損壞，這也是聯軸器在設計時就考慮保護軸的一個重要作用。

(c)當時出、入口流量約為44000 Nm3/h，入口壓力2.28 MPa，出口壓力最低到1.64 MPa，最大轉速810 r/min。

孔板流量計通用計算公式

(1)

式中Q--體積流量，Nm3/h

K--系數

d--工況下節流件開孔直徑，mm

ε--膨脹系數

α--流量系數

Δp--實際差壓，Pa

ρ--介質工況密度，kg/m3

設計工況介質密度0.13 kg/m3，而此次開機時工況為氮氣密度為1.25 kg/m3，在同樣的Δp差壓下，密度越大，顯示流量越大，開根號后實際流量約是顯示流量的3.1倍，實際流量約為14193 Nm3/h。為了驗證此種猜想，廠家通過建模來模擬原動機驅動的情況計算軸功率是2 kW，而軸功率是3577 kW，這種功率下不會導致軸彎曲。所以轉子彎曲是在振動過程摩擦受熱彎曲。

前兩次故障分析方向基本圍繞轉子彎曲時間、暖機時間、轉速升速速率、是否發生弱喘振喘[10]、介質中氫氣氮氣比例、啟動壓力、出入口壓力等參數，但并沒有找到明顯的數據支撐，第三次開機前更換了新轉子，并由廠家指導安裝，排除了一切安裝問題。但開機還是再次振動超量程，所以故障分析范圍必須再擴大。

4 深入分析

最終在對比防喘振流量數據時候發現一個特征，開機能夠順利通過臨界轉速防喘振線流量大，再查曲線3000 r/min低速暖機時，有時候防喘振沒有流量顯示，或者0和1000 Nm3/h，趨勢呈鋸齒狀。也就是表明低轉速時，介質并沒有走防喘振線，或者時有時無。而防喘振線設計目的就是走短路，使介質盡快返回到壓縮機入口[11-13]。但實際情況并不是這樣，不論低速暖機還是過臨界期間，壓縮機出口去反應器流量始終大于防喘振線流量。

做一個假設，防喘振閥閥芯太重無法打開或者打開后閥芯波動造成入口流量波動，壓縮機過臨界時轉速快速拉升，壓縮機出口流量增大(壓縮機出口流程有兩個分支，一個分支去防喘振線，走短路回到壓縮機入口；另外一個分支去冷氫或爐前混氫，再經過反應器)，而這兩路壓降相近的時候就會出現閥芯反復波動的情況。從而造成壓縮機振動。

5 分析驗證

為解決疑慮，通過查圖紙確認閥芯的重量區別，原單向閥使用閥芯重量21.2 kg，而后面更換的鍛鋼閥門閥芯重量33.6 kg。使用專業模擬軟件模擬過臨界時單向閥閥芯狀態(圖2)，輸入相似介質在同等壓力、密度等參數，分別模擬開機失敗低流量單向閥兩種閥芯運動軌跡(圖3)和開機成功時兩種閥芯運動軌跡(圖4)?？梢钥闯龅土髁壳闆r下重閥芯在1.5 s內大幅開合4次，而輕閥芯開合次數少、總體幅度降低。大流量情況則好很多，重閥芯只在前0.7 s開合3次，之后閥位穩定，而輕閥芯只開合一次閥芯則保持在較大開度。

圖2 模擬防喘振單向閥通過臨界轉速時波動情況

圖3 低流量工況防喘振單向閥通過臨界轉速時2種閥芯動作情況

圖4 高流量工況防喘振單向閥通過臨界轉速時2種閥芯動作情況

綜上說明閥芯偏重直接影響管路氣體流量穩定，過臨界轉速時汽輪機實際升速速率約30 r/s，快速提升轉速后流量也快速提高，但重閥芯形成一定的開閥阻力，而出口2個分支阻力相等時則會造成一個不穩定工況。壓縮機過臨界時轉子接近固有頻率時振動會增大，正常由于軸系阻尼[14-15]作用存在，振動會很快下降，但有重閥芯的影響則完全不同，相當于入口流量一直快速波動，而這種波動給轉子一個激勵，恰在過臨界時造成轉子失穩，表現為振動快速上升超量程、轉子與定子摩擦、干氣密封損壞等后果。

6 過程故障處理及結果

第一次故障后，由于轉子發生明顯彎曲，轉子平衡盤位置徑向跳動最大值0.12 mm，實施轉子修復跳動大位置后按照ISO1940-2003做高速動平衡[16]，精度G1.0。第二次故障實際未處理，但開機后流量(同在8000 r/min)相比之前減小約20000 Nm3/h；干氣密封一級供氣也受影響，出現了兩側流量嚴重偏流；軸位移增大；從這些現象來看平衡鼓氣封及級間氣封應該也有所損壞。第三次開機前更換新轉子，開機失敗后新轉子下線，再使用回舊轉子。

經過深入分析和專業軟件驗證后實施閥芯減重計劃，使閥芯重量等同于原單向閥質量，最終一次開車成功，過臨界時最高振動56.3 μm。

7 總結

在前兩次時故障中，故障原因是存在爭議的，但由于認知限制和研究方向影響了故障判斷。該設備屬于加氫裝置核心設備，考慮儀表故障可能會導致非計劃停車，開工初期便將振動、溫度聯鎖停機摘除，運行期間雖說避免過儀表故障導致聯鎖停車，但從長遠來看如果投用振動聯鎖，故障造成的后果會降低很多。另外如果機組配置狀態監測系統對故障判斷會有很大幫助。