6M32型往复式压缩机改造的经验介绍

王军 汪雄兴 刘利军

摘要：简要介绍了某公司3台压缩机存在的一些缺陷，通过对存在问题原因分析，制定出一套从根本上解决设备缺陷的措施，彻底消除设备存在的安全隐患，保证压缩机长周期安全稳定的运行。

Abstract： Briefly introduced some defects of 3 compressors of a company. Through analysis of the causes of the problems， a set of measures to fundamentally solve the defects of the equipment was formulated to completely eliminate the hidden safety hazards of the equipment and ensure the safety and stability of the compressor for a long period.

关键词：压缩机;故障;改造

Key words： compressor;malfunction;remodel

中图分类号：TQ440.5                                   文献标识码：A                                  文章編号：1674-957X（2020）21-0044-02

1  背景介绍

我公司在役的三台6M32-283/54-BX型压缩机，六列五级压缩、M型卧式对称平衡布置、级间水冷、压力循环润滑、气缸无油设计少油润滑、交流电机直联拖动，轴功率2668kW，电机功率2900kW。于2002年9月建成投产，至今已运行17年，基本能满足生产，但运行期间1-3#机多次发生因三级连杆螺栓断裂造成机身损坏的设备事故，被公司列为重大隐患。

大型往复活塞式压缩机的活塞杆、连杆螺栓、连杆、曲轴等，属于最重要的零部件，一旦失效，会带来人身伤亡或巨大损失，是灾难性的。压缩机已发生的各类故障中，连杆螺丝及活塞杆断裂最为恶劣，已断裂多次，都是突发断裂，所幸历次都处置及时，所幸未扩大未伤及人身;另外也多次发生铝活塞破裂、曲轴裂纹等设备故障。尤以其中一台压缩机2018年10月20日因三级连杆螺栓断裂致使该侧机身损坏较为严重。压缩机投产后，尽管我公司不断采取了一些管理、技术等方面的改进措施，如增设操作室紧停开关、加粗活塞杆联接部位、加粗连杆螺栓、定期更换一些传动件等，但曲轴扭振大、活塞杆疲劳强度不足等原始设计缺陷却无法通过小改小革予以根本消除，醇压机运行的安全隐患依然明显存在[1]。

2  原因分析

针对三级连杆螺栓断裂致使该侧机身损坏的设备事故，我公司判断主要原因是机身分段对接，机身单薄，主轴瓦座同心度偏差大，造成醇压机振动比同类机型明显偏大。根据存在的现象，主要改造目的是增强压缩机各传动部件的机械强度、刚度和稳定性、提升设备的本质安全，降低压缩机事故，保证安全生产需要。

①经专业的热力、动力计算软件重新核算设计工况，结果如表1所示。

从表1可以看出：

1）1级和2级气体活塞力、1级和3级气体活塞力极不平衡，最大相差120kN，违反了往复活塞压缩机设计的遵循各列活塞力均衡原则。2）一级最大惯性力超过了最大综合活塞力，但都小于最大设计活塞力。

②该型号压缩机额定设计载荷320kN，轴功率2668kW，电机功率2900kW。按照API618标准规定，压缩机应能承受最大综合负荷或最大连续气体载荷10%以上偏移，据此压缩机实际承受能力至少应按288kN考虑（留10%裕度，见表2实际最大综合活塞力265kN，最大惯性力为285kN）。曲轴直径经验公式：

曲柄销直径：D=（46～56）mm

式中P为活塞力（kN）。

曲轴主轴颈：D1=（1～1.1）Dmm

曲轴主轴颈直径估算260～316mm;计算公式未考虑材料力学性能的影响，曲轴实际直径240mm，若以经验公式初步计算结果来看，该曲轴直径小于估算直径。安全系数不够。

因此基本上可以判断：压缩机基础件（机身、曲轴、连杆、十字头、中体）过于尺寸过于小、重量过于轻也是主因之一，1级和2级、1级和3级两对活塞力极不平衡是主因之二。因此这二种主要原因造上述压缩机故障频发、无法从根本上解决安全隐患的问题。但是，如果压缩机的基础件安全系数足够大，也不会造成上述后果。根据上述出现的问题及分析的原因必须对原压缩机的基础件进行加大改造。

3  改造方案

改造与某成熟压缩机厂家合作展开，压缩机行程仍为原机的320mm，转速仍为原机的375rpm。压缩机后的压缩机型号为6M32-283/54型半水煤气压缩机。利用原机的气缸、活塞、气阀、联轴器、主电机及所有辅机等，对原压缩机的基础件进行改造，原压缩机的机身组件、曲轴组件、连杆组件、十字头组件、中体组件、刮油器组件、填料组件、活塞杆重新进行设计和制造。

①改造机身与中体为分开式，但机身为一个整体机身，不用三个机身拼装。由于原机的机身是由三个带中体的机身组装成一体结构，增加了加工及安装难度。现改造成整体机身后，单整个机身组件重达14090kg，还不包含中体的重量（原机含中体的重量也就这样重），采用合作厂家机身一次加工完成，六个主轴承同心度及圆柱度精度高。

②对该压缩机的曲轴进行改造，压缩机的主轴直径由原来的？准240mm加大至？准310mm;曲轴直径由原来的？准240mm加大至？准290mm，曲柄厚度由原来的118mm增厚至180mm，连杆大头厚度由原来的132mm增大至165mm;十字头销由原来的？准125mm加大至？准170mm;十字头滑道外径由原来的？准335mm加大至？准450mm。活塞杆由原来的？准95mm加大到？准100mm，相应的加大填料组件及刮油器组件。两个连杆螺栓的直径加大至？准62mm。曲轴、连杆、十字头都进行了加大，提高了安全系数。改造采用合作厂家制造的专用曲轴磨床进行磨曲轴的主轴直径及曲柄销直径，精度高。

③经专业单位校核，压缩机改造前的最大综合活塞力为265kN，最大飞轮矩为107.1886kN·m2，压缩机改造后的最大综合活塞力为269kN，最大飞轮矩为112.6057kN·m2。而主电机的飞轮矩为150KN·m2，所以不需另外增加飞轮矩。

④改造后采用专业的热力、动力计算软件核算设计工况，结果如表2所示。

⑤改造技術要求。

1）改造后设备活塞力不超过原机名义活塞力320kN。2）改造后设备功耗不超过轴功率2683kW。3）原压缩机改造后仍需利用的部分应保证无缺陷。4）原各级缓冲器、分离器、冷却器、管路均能满足改造后的使用要求（因中体基础需施工，有小部分管道需移开）。5）原机的各级气缸、活塞、气阀、联轴器能满足改造后的使用要求。6）原压缩机的机身基础可以利旧，曲轴中心标高不变，维持6米高度。因现改造成机身与中体分开的结构，所以需重新建设中体的基础。其中压缩机机身一侧的三列气缸支承基础可以维持不变，只动机身另外一侧的三个气缸支承基础，这三列气缸支承的基础需重新建设施工。改造后增加中体的基础及气缸支承基础。7）机身振动：振动烈度符合GB/T7777-2003标准要求。压缩机组的振动速度应小于18mm/s。在新机身上增加测振仪，设置振动值高、高高的报警及联锁停车保护功能[2][3]。

4  改造效果

4.1 1#压缩机改造前后振动对比（表3）

经过改造后，醇压机机身振动明显下降，振动值平均下降62.7%，缸头振动值平均下降28.7%。

4.2 检修频次对比

就不完全统计改造前故障年均120-180次，月均检修10多次，改造后1#压缩机1月末投产至今3个多月时间检修2次，均因气阀质量，3#压缩机10月中旬投产至今近6个月时间检修2次，一次因异响，一次因气阀，运行期间均未发生活塞杆及连杆螺丝断裂情况，目前整体运行工况良好，各项指标正常。

5  结论

在公司及合作厂家的大力配合下顺利的完成压缩机改造工作，就目前1#压缩机运行3个月及3#压缩机运行6个月情况及运行前后各项数据对比，基本符合改造技术协议内容，满足安全稳定生产情况，符合改造预期要求，从根本上消除压缩机多年来的设计缺陷，因传动部件在长周期运行状态下会出现疲劳，车间在日常维护保养、指标把控、巡检等到位情况下持续对两台改造设备进行测试，在指标出现异常波动时对其进行检修，以便确定大中修周期，以及后续大中修周期内是否会出现活塞环及连杆螺丝断裂情况。本次压缩机的成功改造极大减少了检修作业频次，设备整体运行稳定性得到显著提高，设备倒机频次减少，检修费用显著降低，最主要的是保证了生产稳定性，提高了安全运行系数及设备运转率。

参考文献：

[1]郁永章.活塞式压缩机[M].北京：机械工业出版社，1982.

[2]GB/T6075.6-2002，在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动 第6部分：功率大于100kW的往复式机器[S].

[3]GB/T 7777-2003，容积式压缩机机械振动测量与评价[S].