离心压缩机转子反转风险和判定方法

陈云伟 葛婧 柳鹏 江文佳

【摘 要】压缩机反转严重影响到机组的安全平稳运行，防止离心压缩机转子反转的根本在于系统设计与机组转子动力学设计的匹配，即反向推动力、系统平衡时间和惰走时间的匹配，研究如何确保机组停车时转子不发生反转的课题意义重大。

【关键词】离心压缩机；故障诊断；小波分析

一、概述

裂解气压缩机、丙烯压缩机、乙烯压缩机（简称“乙烯3机”）是乙烯装置中最关键的3种离心压缩机组。压缩机一旦出现问题，不仅乙烯装置停产，以乙烯为原料的下游装置也都将停产，损失巨大。由于没有备用机，机组又必须满足安全、稳定、长周期运转的条件，对机组的要求非常高。在新建或改扩建乙烯装置中，离心式压缩机轴端密封普遍采用干气密封。与单向旋转式干气密封相比，双向旋转干气密封端面产生的气膜刚度较小、抗干扰能力稍差，所以目前大部分机组的干气密封均为单向旋转式。单向旋转式干气密封在运行中严禁反转现象发生，以避免气膜建立失败、端面会越转越紧，从而使密封损坏。

二、转子反转风险分析

1、对密封的影响。压缩机若装配了浮环式轴封，如果转子反转，只要保证正常的油气压差，轴封一般不会发生泄漏事故。若装配干气密封，对于单向旋转式密封，密封环如下图所示，只有逆时针旋转时密封槽才能形成密封动压，一旦反转，密封极易泄漏。因此，操作技术规程明确规定“禁止反转”，而对于双向旋转式密封，密封环如下图所示，由于密封槽为对称形式，转向对动压的形成没有影响。由于同尺寸的端面，单向旋转式密封正常运行的密封效果好于双向旋转式，目前大部分机组安装了单向旋转式干气密封。

2、对轴承的影响。大型压缩机均配置可倾瓦轴承。对于单向旋转型，为了获得最大承载能力Lp/L，Lp是进油端到支点的瓦块弧长，L为全瓦块弧长（一般取0.58～0.7），一旦反转可能引起轴承故障。对于双向旋转型，Lp/L为0.5，反转不会对其寿命产生影响。目前，大部分机组安装的是单向旋转式滑动轴承。

3、产生振动。当转子反转转速达到一阶临界转速时，振动明显增加，一次紧急停机3次过临界转速，易造成滑动轴承和迷宫密封磨损。下图是一台1995年投产某乙烯装置裂解气压缩机（有在线振动监测系统），2008年5月紧急停机时的振动情况，当转速2400r/min时，振动明显增加（正常运行V2001X为14.8μm，V2001Y为16.4μm），3次高峰的间隔分别是7s，12s。综上分析，紧急停机过程中转子短时反转，对轴承和迷宫密封损伤有限，本压缩机组两年内发生6次紧急停机均未导致其直接损坏。紧急停机时压缩机转子反转对机组影响最大的是轴封。本压缩机装配了浮环式轴封，6次紧急停机均未发生泄漏事故，而2009年投产的另4台类似的压缩机装配了单向旋转的干气密封，紧急停机时均发生不同程度损坏，轻者密封环磨损，重者密封环破裂。

三、反转原因分析

离心式压缩机反转的机理是当驱动机不输出功时，压缩机转子开始降速，此时由于防喘振阀的开启，高压侧气体通过防喘振线也向低压侧流动。压缩机转子转速在反向气流的作用下迅速下降为零，如果此时段间压差仍没有平衡，管路中尚存大量的高压气体，这些高压气体便会倒流使压缩机转子发生反转。通常，为防止离心式压缩机发生喘振，要从压缩机排气口引出部分气体返到压缩机吸入口，以使压缩机运行点流量值高于最小喘振量。三缸五段式压缩机组有两条防喘振管线：一条是由三段出口返回一段入口的“三返一”线，另一条是五段出口返回四段入口的“五返四”线。系统采用流量和压力来作为控制防喘振阀开闭的参数，保持入口流量高于喘振发生的临界值。一方面，当压缩机开停或负荷大幅度改变而出现喘振，防喘振系统自动控制一部分排气返回至吸气管；另一方面，当机组跳车时，系统电磁阀将会中断去防喘振阀的控制气体，使防喘振阀完全打开，这为压缩机转子在停机时发生反向旋转创造了必要条件。因此，系统防喘振阀和防喘振流量的设置与机组紧急停车后转子反转的关系重大。在现有乙烯装置的设计中，防喘振阀的选择通常以最大转速下的喘振流量作为计算防喘振控制阀门系数的基准，取基准点对应CV值的2倍作为选择阀门的依据，同时保证阀门正常工作时的流量要保持阀门开度在50%～70%范围内，而对防止机组停车转子可能发生反转的可能并没有考虑。

四、预防反转措施

在压缩机各段出口管路上安装逆止阀，安装位置应尽量靠近出口法兰处，使这段管路中的气体容量减到最小，以防止机组紧急停车时储存的气体不致造成反转。根据各机组的实际情况安设放空阀、排气阀或再循环管线，在停機时可及时打开这些阀门将压缩机出口的高压气体排空，以减少反转机会。压缩机末段出口增设火炬阀、增加联锁打开功能，防止压缩机段间压差不平衡而出现反转，但该措施存在联锁误报的风险。对防喘振管线调节阀进行调校，检查现场实际阀位与中控开度是否一致，防止阀位偏差导致返回线流量不足而造成压缩机转子反转事故。选择合理的防喘振管线管径尺寸。防喘振管线管径较细时，一方面导致回流气体压力平衡时间过长易引起反转，但另一方面管径细、反应时间快，在正常生产时调节能力强。因此需重新核算机组防喘振管线的平衡能力，对防喘振系统进行优化设计，选择合适的管道尺寸和控制阀门。采用碳石墨与碳化钨或碳化硅组合的干气密封，以减小反转对密封造成的损害。

五、反转案例

某石化企业丙烯压缩机采用抽凝式透平、单缸四段压缩，轴端采用约翰·克兰串联式干气密封。开工准备阶段该机组联锁停车过程中多次发生反转事件，机组紧急停机最短时间仅为25s。图1为该机组在线监测系统记录的某次反转发生时的转速/时间曲线，停车开始时（A点）机组各轴承处转子基频振动的轴心轨迹正常。图2为BC段选取转速为364r/min时各轴承处转子基频振动的轴心轨迹图，各轴心轨迹均出现反进动，说明该机组在停车过程转子出现了反转。

为了防止压缩机组由于吸入量不足而发生喘振，在机组的4段排出设置了去各段间罐的防喘振线，同时防喘振阀在联锁时快速开启。联锁停车后出现多次反转情况，说明该机组联锁停车后防喘阀在2s内全开不能满足机组要求，机组内部还存在较大的反向阻力。为了防止机组紧急停车反转事件的再次发生，车间修改了该机组的停车逻辑，将逻辑加上停车后出口放火炬阀自动打开，并分别在原防喘振线上并联增设一条管线及控制碟阀，机组紧急停车时新增管线阀门与原防喘线上阀门同时快速开启，保证机组出口、入口压力尽快平衡，大大降低了压缩机反转的可能性，保证设备不受损害。机组运行至今仅发生一次非计划停车事件，机组转子未发生反转事故，说明以上整改措施起到良好的效果。

结束语

综上所述，建议将压缩机与生产装置作为整体进行研究分析，无论是增加出口侧的泄流措施还是选用抗干扰能力强的设备，既要考虑到正常运行时安全和效率，更要重视紧急停机时的设备安全。转子反转的判定：首先看驱动单元的转子的轴心轨迹，是否与正常运行的轨迹相反；其次看转子的惰走曲线，是否过零点及后程曲线记为负值后整体曲线是否为连续光滑过渡的曲线。若这些均成立，即判定为转子反转。

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