国产裂化关键设施故障研讨剖析

　　2装置国产化设备概述

　　装置现有设备326 台， 主要设备 36 台， 设备国产化率 93%， 主要设备国产化率 87%， 其中 4M - 50 新氢压缩机、3080kW 无刷励磁电动机、BCL407L循环氢压缩机等多个项目填补了国内空白。

　　关键转动设备在生产装置中起着举足轻重的作用， 对于关键动设备的隐患， 其波及面很大， 处理难度很大， 易造成装置停工或重大事故。

　　3隐患及整改

　　3. 1原料油泵 （ P301B）

　　装置原料油泵共有 2 台， 正常情况下一开一备，A 泵为 Ingersoll-Rand 公司制造， B 泵系沈阳水泵厂生产， 型号 TDG120- 400×5， 参照英国 MP 公司和德国 KSB 公司产品试制， 设计流量 126. 8m 3 / h，扬程 2256m， 转速 5814r/ min， 轴功率 1342kW， 5级叶轮， 叶轮直径293mm， 叶轮叶片数 z 1 = 6， 导叶叶片数 z 2 = 9， 采用电机驱动， 主体布置为卧式。

　　a）隐患该泵安装后半年始终不能投入正常运行， 主要隐患： **， 电机输出功率经测试仅 1340kW， 如继续提高出力， 则电机定子温度升高， 8 小时温升达100℃， 不能长时间运行。第二， 国产泵运行时， 高压原料油管系剧烈振动， 管尾振动的通频值*大达10. 3mm/ s， 振动位移达1mm； 并且B 泵出口压力仅为 18. 2M Pa， 比 A 泵低 1. 5M Pa， 压力波动约1MPa，造成B泵不能长时间运行和A泵切换到B泵时瞬时切断进料。

　　b） 隐患分析及对策对电机提出的解决办法是降级使用， 即额定功率由 1600kW 降至 1340kW 使用， 主要通过进料量来控制。

　　对泵体、管线和阀门振动以及管线中液体的压力、流量及其脉动情况进行了测量。测试结果： 1）A 泵运行时， 压力脉动和流量脉动均不明显， 泵体管线振动很小， 情况正常； 2） B 泵运行时出口流量脉动约5～9t/ h， 压力脉动幅度0. 5～1. 0M Pa， 从流体压力脉动信号测量中计算得到的压力不均匀度为2. 2% ～3. 5%， 运行时泵体振动基本正常， 出口端轴承振动仅2. 58mm/ s， 但管系振动较大， 表现为低频振动， 管线中流体压力脉动的频谱也含有较多的低频成份。

　　经计算机模拟计算分析， *终诊断认为：1） 泵的性能曲线太陡， 变工况下的输出压力大幅度波动， 引起压力脉动；2） B 泵输送的是不可压缩液体， 其压力不均匀值已接近压缩机管道系统规定的*大许用值， 工作时作为激振源激发了管线系统多阶自振频率的振动；3） 泵的设计存在问题， 其叶轮叶片数和导叶数不互成质数， 这是个原则性错误， z 1和z 2具有*大公约数为 3， 因此在压力脉动中产生 3×97= 291Hz频率成分。

　　通过对叶轮的中间 3 级和末级进行了改动， 将叶轮叶片数改成 7， 满足设计原则的要求， 叶轮直径也由 293mm 增加至 305mm， 泵设计点扬程由2254m 提高至 2320m， 新转子 1995 年 1 月进行试运， 连续运行30 天， 管系、泵体振动正常， 测试结果与A 泵基本相同， 性能指标达到设计要求。

　　3. 2新氢压缩机

　　目前， 装置共有 3 台新氢压缩机， 正常情况下二开一备， 由沈阳气体压缩机厂引进德国 BORSIG和瑞士 ARECO 公司技术研制生产， 是国产**台4M 50 大型往复式氢气压缩机。也是我国当时活塞力和轴功率*大的压缩机。型号 4M 50- 33. 7/ 11- 192- BX，结构为四列三级对动平衡式， 每级均为双作用气缸， 各级气缸进、排气口设有缓冲容器。

　　a） 隐患该机是所有国产化设备中故障频率*高、造成危害*大的设备。主要隐患有： 一级缸活塞杆连续二次断裂； 气阀设计不合理， 使用寿命短； 十字头销断裂； 缸体裂纹； 活塞环磨损快等。

　　b）隐患分析及对策1） 活塞杆1994 年 8 月， C302AⅠ级活塞杆在与十字头连接的活塞杆头部断裂， 1995 年 4 月在同一部位再次发生断裂； 活塞杆材料为 42CrM oA 经调质处理， 检查发现断口处有撞击伤痕， 还可看见疲劳弧线； 电镜检查发现在断口处有不规则的疲劳带。分析： 活塞杆金相组织中存在较为严重的带状组织和魏氏组织， 金相组织较粗， 从而使材料的疲劳强度大大降低， 材料处于低强度状态； 活塞杆端部附近的过渡圆角及表面粗糙度均未达到图纸加工要求， 使得应力集中系数偏大。

　　以上两个原因导致活塞杆端部区域的疲劳强度不足， 从而在断裂截面处引发疲劳裂纹并进而扩展导致活塞杆的疲劳断裂。因此， 工艺上应尽可能降低一级的压缩比， 制造厂要选用电渣重溶的42CrM oE，设计时修改危险截面结构， 并确保活塞杆阶梯轴圆弧过渡 “R”尺寸和表面粗糙度。做到尺寸准确， 圆滑过渡， 以增大安全系数。

　　2） 十字头销1994 年 8 月 C302BⅡ级十字头销在十字油孔截面发生断裂。材料： 42CrMo.

　　检查断裂的十字头销结果： 一是断口 SEM 分析表面淬火层出现沿晶断裂， 二次裂纹较多。二是表面宏观分析断裂发生于十字头销十字油孔截面，断口呈典型的疲劳断裂状， 疲劳裂纹始于油孔拐角。

　　断裂原因初步归结为： 十字头销在制造或电镀过程中在油孔孔边所产生的初始表面裂纹在疲劳载荷作用下扩展， *终导致十字头销断裂。

　　解决的对策是更换经严格检验的备用十字头销。

　　3） 填料由于填料弹簧选材不当， 弹簧太细、太软， 弹性不足， 特别是节流环自重大也用细弹簧。填料弹簧极易断裂， 密封环散架， 导致填料严重泄漏， 并且断裂弹簧落入排气阀可引起气阀故障。现在弹簧改粗并选用 17- 7PH 材质后， 填料寿命大大延长。

　　4） 活塞环开工初期Ⅲ级金属活塞环磨损快、磨损量大， 并碎断， *短运行不到3 天， 活塞环磨损量达 2. 5mm.

　　采取对策： 一是修改活塞组件设计， 采用组合式活塞和氟塑料活塞环。二是严格控制气缸、缸套加工精度， 气缸与缸套间不允许产生局部间隙。改进后运行情况较好。

　　5） 气阀原设计采用两套气阀， 一套为网状阀， 一套为环状阀， 都为 80 年代国内先进技术。但气阀在使用中暴露出的问题*多， 是影响压缩机长周期运行的制约因素。开工至今因气阀故障停机已数十次， 主要是： 一是气阀顶丝力不足、螺纹加工精度低， 致使气阀失效。主要原因是：粗牙螺纹螺距大， 螺纹升角大， 自锁能力差， 在脉动载荷作用下， 螺纹产生松动。螺纹精度低， 螺纹配合轴向串动。这样在拧紧顶丝的密封螺帽过程中， 使顶丝向外回拨，运行时阀座撞击垫片， 导致气阀失效。对策是顶丝由粗牙改细牙并提高螺纹精度等级， 以提高螺栓自锁性能。二是气阀中心螺栓断裂， 气阀开启时阀片对阀盖的冲击力以及气体流过气阀时气流阻力所形成的压差力均由中心紧固螺栓承受， 断裂的主要原因是螺栓直径太细， 用材强度偏低以及加工不符合要求引起的。对策是气阀中心螺栓由M 16改成M 24×2， 材料由 35 号钢改成 35CrM oA ， 螺栓变径过渡部位按图纸加工成圆弧过渡。三是气阀阀片、缓冲片断， 阀片的破坏主要是在撞击载荷作用下由阀片边缘开始的径向断裂。主要原因是：圆柱形弹簧在压缩-回复变形时， 弹簧与弹簧孔壁发生摩擦引起弹簧磨损， 弹簧强度降低而断裂。断裂的弹簧卡在阀片中引起阀片断裂。网状阀片、缓冲片加工不规范。阀片、缓冲片的边缘未倒圆或倒圆不规则， 易引起应力集中， 导致阀片断裂。阀片、缓冲片硬度过高， 原设计要求阀片（ 30CrM nSiA） 硬度 HRC46～52， 此时材料脆性大， 抗冲击性差。！环状阀片更易断裂， 环状阀片在开启和闭合时， 对阀座和阀盖的冲击力大， 且环状阀片转向无定位， 在工作时可沿圆周方向运动， 易引起阀片磨损。四是缸体气阀腔密封止口结构不合理， 致使Ⅲ级进气阀垫片易呲开。主要原因是Ⅲ级进气阀所受内压较大， 达10M Pa， 并且垫片外圈没有受到任何阻挡， 阀片易损坏， 如 所示。通过专用工具对气阀腔密封面进行铣制， 如 所示。这样垫片受内压时垫片外圈受到气阀密封面圆周的限制， 效果较好。五是卸荷器压叉卡死， 卸荷器弹簧力不够， 气源断开后， 顶杆不能回弹， 阀片处于顶开状态。原因是各级卸荷器压叉均为焊接压叉， 有较大的焊接变形， 又因气阀气道制造粗糙， 使压叉卡在气道内。对策是： 要求制造厂采用整体铣制压叉， 以减少压叉相对运动零件间的摩擦， 使压叉运动灵活。

　　针对气阀问题较多的情况， 装置还试用了奥地利HOERBIGER 气阀。试用情况令人满意。正常工况下寿命达8000h.该气阀使用PEEK 塑料阀片， 该气阀有以下特点：a）密度小， 阀片的冲击力较小， 阀片寿命长；b） 跑合性好， 漏气减少， 功耗少， 效率高， 温升低；c） 耐腐蚀， 耐小颗粒和液滴冲击；d）阀片损坏时不断裂， 但它的使用温度一般不超过 200℃， 在故障状态下损坏较快。

　　由于HOERBIGER 气阀使用情况较好， 目前装置所有新氢压缩机各级气阀都已采用， 气阀已不再是影响新氢压缩机运行周期的制约因素。

　　3. 3循环氢压缩机

　　离心式循环氢压缩机是加氢裂化装置的 “心脏”， 型号 BCL407/ A， 采用意大利新比隆技术转化制造， 为垂直剖分结构。该机由汽轮机带动， 压缩机与汽轮机间挠性齿式联轴器连接， 是目前国内加氢裂化装置中压力等级*高的压缩机。

　　a） 隐患1） 循环氢中硫化氢浓度为 （ 4000～10000） ×10 - 6（ 4000～10000ppm）左右， 按API617 标准要求，主轴材质屈服极限小于 620M Pa， 而目前循环氢压缩机上所使用的为 820MPa， 存在着硫化氢应力腐蚀开裂的危险。在开工初期硫化过程中， 因硫化氢应力腐蚀在二级叶轮发生贯穿性开裂， 幸而联锁自保系统工作正常， 及时停车， 才未造成更大损失。

　　2） 循环氢压缩机出入口法兰是非标法兰， 与SH3406- 92 及 ANSI B16. 5D1981 关于 PN 250 标准法兰相比， 厚度都薄了 11. 1mm， 法兰所用材料是20CrM o。

　　3） 1997 年 7 月大修更换转子后， 该机组共发生转速波动 15 次， *大波幅 2300r/ min， 一般波幅1100r/ min， 波动时机组振动正常， 维持在 30 m 以下， 波动时汽耗*大为35. 6t/ h， 波动后装置至少需要 6 小时进行操作调整才能恢复正常， 这时产品也不合格， 对装置的满负荷安全生产造成严重威胁， 并造成装置非计划停工 3 天。

　　b） 隐患分析与对策1） 对现场试运转中第二级叶轮开裂的事故， 经分析主要原因是叶轮装配时质量控制不够严格， 是叶轮加热不当造成的。采取的对策是采用电炉加热的新工艺， 加热温度得到严格控制， 提高了叶轮装配质量。

　　对威胁到装置的安全生产的主轴及叶轮屈服限偏高的隐患， 现已制造好备用转子， 主轴采用34CrM o-S材料， 热处理类型是固溶+ 时效， 满足API617对硫化氢介质的要求。

　　2） 浙江工业大学化机所对该法兰进行安全性评定的数值计算结果， 强度条件和刚度条件根据规范来给出， 即 C301 *大应力要小于法兰的许用应力b = 167MPa， *大转角应小于法兰转角的许用值< > = 0. 75°。

　　安全评定采用有限元数值分析方法进行， 计算结果法兰*大转角为 0. 029°， 表明法兰转角满足要求， 强度计算表明法兰主体部位的应力均不超过100MPa，应注意法兰环和法兰颈的外拐角点处的集中应力是拉应力， 且大于100M Pa， 在开车、停车等负荷波动的作用下， 可能会引发疲劳裂纹并导致法兰破坏。

　　结论是该法兰能满足强度和刚度要求， 满足安全生产的需要。需经常检查外拐角点处是否出现裂纹。

　　3） 分析 C301转速波动原因是循环氢分子量比设计值小且经常大幅度变化。提供给设计单位的循环氢分子量大多大于 5， *大达 6. 02.实际循环氢分子量约 2. 2～5. 0， 变化范围很大。由于分子量与轴功率成正比， 如果系统分子量的变化在较短时间内发生， 压缩机的轴功率急剧上升， *终因汽轮机功率所限而导致转速波动。发生的几次转速波动都存在分子量突变的前提， 压缩机工况变化后工作点滑入不稳定区域， 使机组转速难以控制。而在转速波动时， 瞬时转速又会很低， 使机出口压力低于系统压力导致喘振。这期间机组在阻塞区与喘振区之间大幅波动， 无法遏制。

　　对策一是在压缩机运行图中， 按 API 标准增加流量极限线， 恢复使用循环氢纯度在线监测仪， 方便操作工监视和及时调整操作。二是关小 F301、F302氢气控制阀， 使压缩机出入口压比由原来的1. 07 提高到 1. 12， 工况点向特性曲线的中部移动，提高机组抗干扰能力。三是根据工况变化， 主动调整反应操作如降量或降低压缩机转速， 使压缩机工作点处于稳定区域， 避免机组转速发生波动， 这主要凭操作经验如氢纯度、汽耗等参数的变化来判断，这是车间现今*常用和*有效的方法。

　　采取主动性措施后， 该机组运行平稳， 未发生大的波动。为了从根本上解决问题， 1999 年装置大修时已对 C301 转子进行了更换。

　　4结束语

　　a）国产关键设备隐患形成的主要原因是由设计、制造带来的， 设计失误又多是违反规范和转化技术不彻底造成； 机械制造形成的隐患占 80% 以上， 在材料选用、加工、焊接、热处理等过程中产生， 表现为生产厂家把关不严， 形成 “主机质量好于辅机”、“主要生产厂家质量好于配套厂家”的格局。

　　b）隐患的解决仅依靠自身力量是远远不够的，靠的是 “国家队”的力量， 中国石化总公司对洛阳石化工程公司、抚顺研究所、浙江大学、华东理工大学、浙江工业大学等科研机构、各相关设备制造厂家和本公司生产装置进行协调， 这样能解决许多实际问题， 起到了事半功倍的作用， 取得了明显的效果。

　　c）设备管理必须实行全过程管理， 从制造及试运开始， 必须严格把关， 精心调试， 及时解决暴露出的设备隐患， 为平稳生产和设备管理打下良好基础。