题 目：往复压缩机活塞支承环易磨损原因分析 姓 名： 单 位： 工 种：
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往复压缩机活塞支承环易磨损原因分析
摘要：本文对茂石化炼油厂干气提浓装置往复式压缩机活塞支承环磨损过快情况进行分析。找出引起活塞支承环容易磨损的根本原因，通过重新测量与调整气缸与机体十字头滑道中心线的同轴度、核算及改变活塞支承环厚度的措施，成功地解决了活塞支承环容易磨损的问题。 关键词：往复压缩机 气缸 同轴度 支承环
前言
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2009年茂石化新上一套32000Nm/h干气提浓制乙烯装置，其中安装两台往复式压缩机，由外来单位承建安装。机组刚开始投用，两台压缩机的活塞支承环磨损很快，只开了3天时间活塞杆下沉就达到报警值，无法再正常运转下去，只好停机检查。本文对其中活塞杆下沉量最大的一台压缩机C202进行研究分析，找出引起压缩机活塞支承环磨损过快的主要原因，并进行处理，使压缩机至今能安全平稳运行。 一、压缩机概况 1、压缩机结构简介
茂石化32000Nm3/h干气提浓制乙烯装置往复式压缩机C202由沈阳鼓风机集团有限公司制造，型号：4M50-297/29-BX，输送介质为半成品气。本机结构为4列对称平衡型、气体分3级压缩；各列气缸水平布置并分布在曲轴两侧，机组布置如图一所示。压缩机的旋转方向：从压缩机非驱动端，面向压缩机观察，曲轴为逆时针旋转。其中压缩机的活塞材料使用ZL401；气缸套采用铸铁材料；活塞环采用铸铁环填充聚四氟乙烯塑料环；活塞支承环均为填充聚四氟乙烯塑料环。一、二级气缸活塞支承环结构型式为1200单片式,采用安装在环槽中的定位块来实现支承环的径向定位，第三级气缸活塞直径较小，采用整圈开口支承环。
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图一 机组布置型式
2、压缩机性能参数及主要技术指标如表一：
表一 性能参数及主要技术指标
项目 型号名称
压缩介质
单位 介质名称 组成 体积% 组成 体积% 组成 体积%
各级吸气压力
O2 0.05 C2H6 50.89 C2H4 19.95
H2 1.08 C3H6 3.61 H2S 0.01
参数值及技术指标
4M50-297/29-BX型半成品气压缩机
半成品气 N2 0.91 C3H8 2.85
CO 0.15 C4H8 1.46
CO2 4.63 C4H10 1.07
CH4 12.4 C5H12 0.95
MPa(G) 0.008 0.365 1.094 MPa(G) 0.365 1.094
0
额定工况下性能参数 各级排气压力 各级吸气温度 各级排气温度 各级安全阀开启压力
轴功率
2.9 40 97.5 3.2
2234
C C
40 125 0.5
40 96 1.27
0
MPa(G)
kw
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二、故障现象
本机自2009年12月30日开始带负荷试运，试运过程中压缩机曲轴箱的振动和声音都比较小，连杆大、小头瓦的声音、温度、油压也正常，但压缩机一、二级气缸活塞杆下沉很快，填料位置磨出大量黑色粉末。而且是越开越严重，连续运转72小时后，压缩机的气缸振动值往上增大，并且一、二级气缸的中间接筒与曲轴箱连接面开始有润滑油慢慢往外渗出。同时用肉眼可以看到这两列缸的中间接筒与曲轴箱连接处随着活塞的往复运动也有一张一合现象，为了避免发生设备事故，进行了停机检查。 三、检查与分析
1、检查结果
3.1.1、测量活塞杆下沉量与安装原始数据对比，一级西缸活塞杆下沉1.2mm；一级东缸活塞杆下沉1.0mm；二级气缸活塞杆下沉0.50mm；三级气缸活塞杆下沉0.10mm。
3.1.2、检查压缩机中间接筒与曲轴箱连接法兰面的螺栓，发现螺栓紧力不均匀。 3.1.3、用塞尺测量活塞与气缸的径向间隙见表二 ，从表中可见活塞在气缸中下沉很多。
表二 活塞与气缸径向间隙 （单位：mm）
部位
汽缸与活塞上间隙 汽缸与活塞下间隙 设计要求（直径间隙）
一级东缸 6.3 0.70 7
一级西缸 6.1 0.90 7
二级 4.5 0.90 5．5
三 级 2.4 1.8 4．2
3.1.4、用水平仪测量各段气缸十字头滑道与气缸的水平度，其中各段十字头滑道的水平度符合说明书规范要求，但各级气缸的纵向水平度偏差比较大，一级东缸水平度偏差为2.50mm/m、一级西缸水平度偏差为2.27mm/m 、二级气缸水平度偏差为1.22mm/m。都远远超过规范，且气缸都是外侧高，靠十字头侧低。
3.1.5、用百分表测量活塞杆跳动值（活塞从内止点往外止点移动）：一级东缸垂直跳动为0.38mm，水平跳动为0.22 mm；一级西缸垂直跳动为0.32mm，水平跳动为0.18 mm；二级气缸垂直跳动为0.27mm，水平跳动为0.16mm；三级气缸垂直跳动
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为0.10mm，水平跳动为0.06 mm。
3.1.6、用同孔仪测量气缸与十字头滑道同轴度，同孔仪找正架布置如图二；
同孔仪发射源 同孔仪接收靶 图二 同孔仪布置图
找正数据曲线如图三（以其中的两列气缸为例）。
图三 找正数据曲线
左图为一级西缸找正数据曲线，从曲线中显示一级西缸缸体在垂直方向外侧偏高2.277mm、水平方向偏南0.690mm（最大值）；右图为二级气缸找正数据曲线，从曲线中显示二级气缸缸体在垂直方向外侧偏高0.861mm，水平方向偏北1.097mm（最大值）。从偏差数值看都远远超过标准值。
3.1.7、用压铅丝法检查各个气缸止点间隙，其间隙符合设计要求，活塞螺母与
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十字头锁紧螺母也没松动，活塞杆弯曲度都达到要求。
3.1.8、抽出各个气缸的活塞，发现活塞支承环径向磨损严重，并且气缸内有大量支承环磨损的粉末。 2、故障分析
3.2.1、气缸水平度偏差
从检查结果中发现各气缸水平度偏差很大，我们还从负责机组安装单位提供的安装数据和从安装人员中了解到，在安装过程中机组各个气缸与十字头滑道的水平度都符合规范，最后在找活塞杆跳动时，由于活塞杆跳动量偏大，只好利用气缸支撑脚顶丝顶高气缸来调整活塞杆的跳动值，而且顶高的量比较多。针对负责机组安装单位所说的情况我们也做了试验，结果和安装人员所说的情况一样。从这点我们可以判断是由于支撑脚顶的太多，造成气缸在垂直方向由外端向十字头滑道方向倾斜。同时引起中间接筒与机身连接面产生下张口，这时中间接筒与机身接合面整个圆周的下部螺栓受张力拉紧、而接合面的上部收紧使上部螺栓变松。压缩机在工作时，气缸受活塞的冲力也作用在螺栓上，由于螺栓受力不均匀，在冲击力的作用下，下部受力大的螺栓慢慢会产生塑性变形。而上部分受力小的螺栓由于紧力不够，使气缸产生轴向晃动，这样整个圆周上的螺栓在冲击力作用下会越来越松，甚至失去作用，这时气缸无论在水平方向或垂直方向的偏差都会增大，使活塞支承环磨损及气缸产生振动。
3.2.2气缸与滑道同轴度偏差
根据同孔仪找出的数值显示气缸与十字头滑道中心线偏差很大，我们都知道：往复压缩机在运转时，活塞组件存在惯性力、气体作用力，及活塞与气缸之间由于相对运动而产生的摩擦力，这些力都呈周期性变化。由于气缸水平中心线与十字头滑道中心线不同轴，他们之间形成了一个夹角。活塞在工作中的往复惯性力将会产生一个垂直于气缸中心线的分力，其垂直分力的大小与气缸倾斜角成正比，也就是说气缸倾斜度越大，气缸所受的活塞力也越大，同时活塞支承环跟着活塞在气缸中做往复运动。由于气缸垂直分力的增大，活塞支承环与气缸表面的摩擦力也增加，造成支承环过快磨损。支承环磨损后，活塞跟着往下沉，这时活塞杆会跟着活塞下沉而倾斜，使活塞杆水平中心线与气缸中心线产生偏差，活塞对气缸的作用力就会变得更大，这样形成恶性循环，使活塞支承环更快的磨损。
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3.2.3活塞杆跳动大
我们对活塞杆跳动大的现象进行认真查找原因，把随机配来的新支撑环装在活塞上，回装活塞进气缸内，连接好十字头与活塞杆，测量时发现活塞在气缸中的周向间隙很不均匀，上间隙比下间隙大很多。因为活塞在气缸中是靠支承环支撑，如果上间隙比下间隙大，可能是活塞支撑环过薄或气缸椭圆度大。但用量光表测量各气缸椭圆度符合要求，所以说活塞支撑环过薄，由于活塞的自重使它向气缸下方偏移，同时活塞杆跟着下沉，引起活塞杆中心线与滑道中心线不重合，造成活塞杆跳动量变大。
以上三点是相互相成的，由于活塞支承环过薄，引起活塞杆跳动变大，按随机说明书要求，气缸无论采用何种方法找正，都必须以活塞杆跳动值作为找正验收依据，所以安装单位通过调整气缸来达到活塞杆的跳动要求。由于调整量太多，造成气缸倾斜，同时也引起气缸与十字头中心线偏差。最后我们对活塞支承环的厚度进行核算。
3、支承环厚度核算 3.3.1、冷态计算
在冷态下实际测量活塞、气缸、新支承环的相关尺寸见表三，从表中可求出各级活塞装在气缸中上、下间隙值。由于活塞在气缸中是靠支承环支撑，所以支承环凸出活塞槽的高度即为活塞在气缸中的下间隙，活塞在气缸中的上间隙为直径间隙减去活塞在气缸中的下间隙。
表三 尺寸参数表 （单位：mm） 部位 气缸套内径D 活塞外径d 活塞支承环槽深h 支承环厚度δ 工作温度t（℃)
一级气缸：活塞与气缸直径间隙： D-d=1140-1133.2=6.8mm
支承环凸出活塞槽高度：δ-h=15.8-14.2=1.6mm 即活塞在气缸中下间隙为1.6mm
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一级东缸 1140 1133.2 14.2 15.8 125
一级西缸 1140 1133.2 14.2 15.8 125
二级 700 695 14.4 15.8 96
三级 450 446 11 12.7 97.5
活塞在气缸中上间隙为：6.8-1.6=5.2 mm
二级气缸：活塞与气缸直径间隙 ：D-d=700-695=5mm
支承环凸出活塞槽的高度：δ-h=15.8-14.2=1.6mm 即活塞在气缸中下间隙为1.6mm 活塞在气缸中上间隙为：5-1.6=3.8 mm
三级气缸：活塞与气缸直径间隙 ：D-d=450-446=4mm
支承环凸出活塞槽的高度：δ-h=12.7-11=1.7mm 即活塞在气缸中下间隙为1.7mm 活塞在气缸中上间隙为：4-1.7=2.3 mm
3.3.2、工作状态计算
由于活塞、缸套及支承环在工作中会热胀，在热态中计算出活塞、气缸缸套及支承环在工作时的膨胀量：可用公式ΔL=ａ×d(t2–t1)计算。
式中，ΔL—膨胀量 mm, ａ—膨胀系数 mm/(mm·℃) d—直径 mm, t2—热态温度 ℃，（排气温度） t1—冷态温度 ℃（当地室温） 一级气缸：
活塞膨胀量ΔL：（活塞材质：ZL401） ΔL=ａ×d(t2–t1)
ａ铝=2.3×10-5mm/(mm·℃) ，d铝=1133.2mm，t2=125℃,t1=25℃， ΔL=2.3×10-5×1133.2×（125-25）=2.6mm 工作状态活塞实际直径：1133.2+2.6=1135.8mm 缸套膨胀量ΔL：（缸套材质：铸铁） ΔL=ａ×d(t2–t1)
ａ铁=1.1×10-5mm/(mm·℃) ，d铁==1140.mm，t2=125℃,t1=25℃， ΔL=1.1×10-5×1140×（125-25）=1.25mm 工作状态气缸实际直径：1140+1.15=1141.15mm
在工作状态下活塞在缸套中的直径间隙：1141.15-1135.8=5.35mm；活塞在缸套中的单边间隙为5.35÷2=2.68mm
支承环膨胀量： ΔL=ａ×δ(t2–t1) δ:支承环厚 mm,
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ａ环=10×10-5mm/(mm·℃)，δ=15.8mm，t2=125℃,t1=25℃， ΔL=10×10-5×15.8×（125-25）=0.158mm
热膨胀后支承环厚度：15.8+0.158=15.96mm，支承环装在活塞上凸出高度为15.96-14.2=1.76mm，
热膨胀后活塞在缸套中的单边间隙为2.68mm，而支承环装在活塞上凸出高度只有1.76mm，在活塞重力的作用下，活塞下沉量为：2.68-1.76=0.92mm，证明支承环原厚度不够，活塞支承环示意图见图四。
图四 支撑环在活塞位置示意图
用同样方法求二级气缸数据：工作状态活塞在气缸中的单边间隙为2.21mm，而支承环装在活塞上凸出高度只有1.51 mm，活塞会下沉量为：2.21-1.51=0.70mm（计算过程与一级气缸一样，在这里不再重复）。 四、处理措施
根据以上分析，我们对机组做了以下处理：
1、拆开所有与汽缸连接的缓冲罐法兰，消除管线对气缸所施加的外力。 2、根据以上的分析，用塞尺测量原来顶高后支撑脚与底座的间隙，一级东缸为3.52mm；一级西缸为2.6mm；二级缸为1.4mm；三级缸为0.85mm；放松各个气缸支撑脚连接螺丝及顶丝，使气缸支撑脚与基础自由贴合。
3、用力矩板手按说明书要求，用1106Nm的拧紧力矩均匀对称地上紧各列缸中间接筒与机身的连接螺栓。
4、用水平仪调好气缸水平度，同时用同孔仪重新调整气缸与十字头滑道同轴度，这时气缸的水平度、气缸与十字头滑道同轴度都能调整到说明书的要求范围，这说
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明原气缸与十字头滑道同轴度在水平方向偏差大，是中间接筒与机身的连接螺栓松动引起。
5、我们对支承环厚度的核算结果与厂家交流，结合他们的意见，决定重新加工活塞支承环，对偏差较大的一、二级活塞支承环进行加厚，一级活塞支承环加厚后厚度为15.8+0.92=16.72mm; 二级活塞支承环加厚后厚度为15.8+0.70=16.5mm，经过对活塞支承环进行改造后，各气缸支撑脚不用调整，活塞杆跳动都能达到技术要求。
五、运行效果
经过我们对活塞支承环厚度的调整后，机组一次试车成功，正常运转至今未出现任何故障。 六、结论
通过对支承环容易磨损的原因分析，得出气缸与十字头滑道同轴度偏差容易引起气缸振动和加快活塞支承环磨损，当在检修过程中发现活塞杆跳动量偏大时，我们应该认真去查找原因，不能盲目的通过气缸支撑脚顶丝调整气缸的高低来达到活塞杆的跳动要求，以免造成更大的危害。
参考文献
1、任晓善 主编《化工机械维修手册》（中卷），由化学工业出版社2004年出版 2、高慎琴 主编《化工机器原理》高等学校教材，由化学工业出版社1992年出版 3、随机说明书
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