熊奧博

(中國(guó)石化工程建設(shè)有限公司，北京 100101)

離心壓縮機(jī)是石油化工裝置中常見的關(guān)鍵設(shè)備，其安全穩(wěn)定運(yùn)行對(duì)于裝置生產(chǎn)至關(guān)重要。在壓縮機(jī)聯(lián)鎖停機(jī)的事故案例中，軸位移過(guò)大是較為常見的一類原因，而軸向力大幅偏離正常值往往是導(dǎo)致軸位移過(guò)大的主要原因【1】。

通過(guò)研究軸向力的影響因素，分析變工況下軸向力的變化情況，可為離心壓縮機(jī)軸向力平衡措施的相關(guān)設(shè)計(jì)和實(shí)際生產(chǎn)運(yùn)行提供借鑒。

1 葉輪軸向受力理論計(jì)算

典型的閉式葉輪軸向受力見圖1。

圖1 閉式葉輪軸向受力

常用的理論簡(jiǎn)化公式為：

(1)

式中：Fax——整個(gè)葉輪的軸向推力，N；

Ds——輪蓋上密封平均直徑，m；

d——近似為輪轂直徑，m；取di=dm=d；

P2——葉輪出口氣體壓力，Pa；

P0——葉輪入口氣體壓力，Pa；

G——質(zhì)量流量，kg/s;

C0——?dú)饬鬏S向入口速度，m/s。

經(jīng)驗(yàn)表明：式(1)可在一定范圍內(nèi)(低壓情況)估算軸向力大小，但由于忽略了輪盤、輪蓋與定子間隙內(nèi)氣體泄漏量的影響，以及假定了輪盤側(cè)和輪蓋側(cè)的氣體壓力分布一致，使得利用該式分析高壓離心壓縮機(jī)時(shí)存在較大誤差【2】。

2 轉(zhuǎn)子模型及軸向力分析

借助NREC Compal軟件對(duì)轉(zhuǎn)子軸向力進(jìn)行研究，該軟件的模擬計(jì)算結(jié)合了一般數(shù)值計(jì)算方法和CFX全流道模擬的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)可對(duì)輪盤、輪蓋側(cè)的密封進(jìn)行建模，并可模擬平衡盤的平衡效果。具體計(jì)算方法為：將壓力沿圍繞葉輪的控制體積進(jìn)行積分，獲取葉輪周圍各區(qū)域的氣動(dòng)推力，最終計(jì)算得出較為準(zhǔn)確的壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸向力。葉輪受力示意見圖2。

圖2 模擬計(jì)算葉輪各部位受力

故整個(gè)葉輪的軸向力Fax為：

Fax=FH-FS-FIN-Gc0

(2)

式中：FH——輪盤側(cè)氣動(dòng)推力，N；

FS——輪蓋側(cè)氣動(dòng)推力，N；

FIN——入口處氣動(dòng)推力，N。

以八級(jí)葉輪直排布置機(jī)型為參照原型建立的轉(zhuǎn)子二維模型如圖3所示，其中包括了各級(jí)葉輪、擴(kuò)壓器、彎道與回流器、末級(jí)蝸殼，以及輪蓋密封、級(jí)間密封和平衡盤(管)等。

圖3 Compal軟件中轉(zhuǎn)子二維模型

該壓縮機(jī)的主要結(jié)構(gòu)尺寸及基準(zhǔn)工況(正常操作工況)工藝/運(yùn)行參數(shù)見表1。

表1 主要結(jié)構(gòu)尺寸及基準(zhǔn)工況工藝運(yùn)行參數(shù)

密封間隙以輪蓋處CG1為例，示意如圖4所示。

圖4 密封間隙示意

在此需指出的是：為更好地設(shè)計(jì)平衡盤組件的尺寸，在圖3的模型之前，首先建立一個(gè)無(wú)平衡盤組件的模型，獲取總軸向力；然后以平衡盤平衡掉70%左右軸向力為據(jù)【1】，完善得到圖3模型。

基準(zhǔn)工況的各級(jí)葉輪氣動(dòng)推力見表2，其中前7級(jí)葉輪的軸向力方向均由輪盤側(cè)指向輪蓋側(cè)，第8級(jí)葉輪及平衡盤組件的整體軸向力方向則相反。由此計(jì)算得出，整個(gè)轉(zhuǎn)子的殘余軸向力Fnet=11 872.87 N。

表2 基準(zhǔn)工況各級(jí)葉輪氣動(dòng)推力

3 變工況軸向力研究

實(shí)際運(yùn)行中，壓縮機(jī)的運(yùn)行狀態(tài)受諸多因素影響，往往是動(dòng)態(tài)變化的。常見的導(dǎo)致軸向力增大的因素(非預(yù)期變工況)大致有：壓縮機(jī)進(jìn)出口壓力變化、輪蓋密封或級(jí)間密封損壞、平衡盤組件損壞等。

下面就相關(guān)研究情況進(jìn)行詳述。

3.1 壓比

基準(zhǔn)工況整機(jī)壓比為ε0=1.421 08，通過(guò)調(diào)整壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速得到不同的壓比值，相應(yīng)的各級(jí)葉輪軸向力Fax及轉(zhuǎn)子殘余軸向力Fnet結(jié)果見表3 及圖5。

圖5 殘余軸向力Fnet隨壓比ε的變化情況

表3 壓比變化時(shí)的軸向力

由圖5和表3可知：

1)Fnet與ε近似呈線性正相關(guān)；

2) 當(dāng)壓比增幅為基準(zhǔn)工況的16.6%(即壓比為ε4=1.657 45)時(shí)，殘余軸向力增幅已達(dá)55.9%；

3) 當(dāng)壓比增幅為基準(zhǔn)工況的25.5%(即壓比為ε6=1.783 55)時(shí)，殘余軸向力增幅達(dá)86.7%，此時(shí)推力軸承負(fù)荷已接近理論臨界值。

當(dāng)然，通常壓縮機(jī)下游工藝管線上設(shè)置有安全閥，其定壓為1.1倍的最大工作壓力，結(jié)合上述結(jié)果可知，當(dāng)安全閥起跳時(shí)，殘余軸向力增幅約為34%。

通過(guò)對(duì)比軟件模擬與理論公式的計(jì)算結(jié)果發(fā)現(xiàn)，雖然兩者的殘余軸向力絕對(duì)值Fnet有偏差【3】(研究表明理論公式計(jì)算結(jié)果約為Compal軟件及CFX軟件模擬計(jì)算結(jié)果的50%)，但Fnet隨ε的變化規(guī)律及正相關(guān)參數(shù)幾乎是一致的。通過(guò)推導(dǎo)理論簡(jiǎn)化式(1)易得：

(3)

因軸向分動(dòng)量導(dǎo)致的沖力Gc0只占Fax的不到2%，可近似忽略，故可得：

(4)

對(duì)整個(gè)轉(zhuǎn)子而言，亦有：

(5)

γ——壓比增量，%；

ε0——基準(zhǔn)工況初始?jí)罕戎怠?/p>

圖6 K隨γ的變化

圖6繪制了初始?jí)罕戎郸?在1.2～3.0、壓比增量γ在3%～21%范圍內(nèi)的軸向力增幅情況，由圖6可知：

1) 殘余軸向力的增幅K與壓比增量γ近似呈線性正相關(guān)，且隨著初始?jí)罕戎郸?的增大，斜率迅速減小。即對(duì)于低壓壓縮機(jī)而言，因變工況壓比升高導(dǎo)致的軸向力增幅，比高壓壓縮機(jī)更明顯。

2) 對(duì)于初始?jí)罕戎郸?高于1.5的壓縮機(jī)，在壓比增量γ不超過(guò)20%的范圍內(nèi)，其最大軸向力將不高于1.5倍的初始軸向力。

3.2 密封間隙

基準(zhǔn)工況輪蓋處密封間隙CG1、級(jí)間密封間隙CG2、平衡盤密封間隙CG3分別為0.3、0.2和0.2 mm?，F(xiàn)分別模擬各處密封磨損情況，研究軸向力的相應(yīng)變化，結(jié)果見表4～表6及圖7。

表4 輪蓋處密封間隙CG1變化時(shí)的軸向力

表5 級(jí)間密封間隙CG2變化時(shí)的軸向力

表6 平衡盤密封間隙CG3變化時(shí)的軸向力

圖7 Fnet隨CG的變化

根據(jù)圖7和表4～表6中的信息，同時(shí)結(jié)合分析過(guò)程詳細(xì)數(shù)據(jù)，基于本模型，可得下列結(jié)論：

1) 級(jí)間密封磨損導(dǎo)致的間隙增大，將引起葉輪各區(qū)域氣動(dòng)推力(FH、FS、FIN)的升高，而輪盤側(cè)氣動(dòng)推力FH的增值更為顯著，故葉輪軸向力增大，繼而整個(gè)轉(zhuǎn)子的軸向力上升。當(dāng)間隙值達(dá)1.0 mm時(shí)，轉(zhuǎn)子殘余軸向力Fnet增幅約為9.3%。

2) 輪蓋密封間隙增大，將導(dǎo)致葉輪各區(qū)域氣動(dòng)推力(FH、FS、FIN)的微小下降，因輪盤側(cè)氣動(dòng)推力FH的降低趨勢(shì)更為明顯，故葉輪及轉(zhuǎn)子軸向力減小，但降幅不明顯。當(dāng)間隙值達(dá)1.5 mm時(shí)，轉(zhuǎn)子殘余軸向力Fnet約為初始值的98.6%。

3) 改變平衡盤密封間隙，軸向力幾乎無(wú)變化。

可見，級(jí)間密封間隙的變化，相對(duì)輪蓋密封和平衡盤密封的變化而言，對(duì)軸向力的影響更大。

4 軸向力的控制及應(yīng)對(duì)措施

正如前文所述，離心壓縮機(jī)的運(yùn)行狀態(tài)是動(dòng)態(tài)變化的，往往需要在非設(shè)計(jì)條件、甚至極端條件下運(yùn)行。各種變工況下軸向力的合理控制，是保證壓縮機(jī)安全平穩(wěn)運(yùn)行的前提。

目前，常見的軸向力控制(平衡)手段主要是葉輪對(duì)置或分段對(duì)置、采用平衡盤等，殘余軸向力靠推力軸承承載【4】。如果非正常工況下殘余軸向力超出軸承的承載能力，或者機(jī)組潤(rùn)滑油油品惡化致使軸承承載能力大幅降低，都將導(dǎo)致軸瓦損壞、軸竄量加劇，乃至嚴(yán)重事故。為此，可通過(guò)采取設(shè)置軸位移和軸承溫度等監(jiān)測(cè)儀表的措施，判斷壓縮機(jī)運(yùn)行狀態(tài)，并適時(shí)發(fā)出報(bào)警或停機(jī)信號(hào)，以避免故障的發(fā)生。

5 結(jié)論及展望

5.1 結(jié)論

結(jié)合模擬計(jì)算軟件，分析離心壓縮機(jī)軸向力的影響因素，通過(guò)對(duì)壓比、密封間隙等的研究，得出如下結(jié)論：

1) 殘余軸向力的增幅K與壓比增量γ近似呈線性正相關(guān)。對(duì)于低壓壓縮機(jī)而言，因壓比升高導(dǎo)致的軸向力增幅比高壓壓縮機(jī)更明顯。

2) 對(duì)于初始?jí)罕戎郸?高于1.5的壓縮機(jī)，在壓比增量γ不超過(guò)20%的范圍內(nèi)，其最大軸向力將不高于1.5倍的初始軸向力。

3) 級(jí)間密封磨損導(dǎo)致的間隙增大，將一定程度地導(dǎo)致殘余軸向力升高。輪蓋密封和平衡盤密封間隙的變化，對(duì)軸向力的影響相對(duì)較小。

5.2 展望

從長(zhǎng)周期運(yùn)行和經(jīng)濟(jì)效益角度考慮，壓縮機(jī)非計(jì)劃停機(jī)是應(yīng)當(dāng)盡可能避免的。如何對(duì)軸向力進(jìn)行動(dòng)態(tài)平衡和控制，尤其是對(duì)非預(yù)期的軸向力大幅增量進(jìn)行“自我消除”，是壓縮機(jī)行業(yè)的重要研究課題。在后續(xù)工作中，可從如下方面展開深入研究：

1) 由于潤(rùn)滑油品質(zhì)下降或推力瓦長(zhǎng)期積累的磨損是導(dǎo)致推力軸承油膜失效的常見誘因，因此，可進(jìn)一步研究油膜剛度的變化機(jī)理及其對(duì)軸向力平衡的影響。

2) 探索離心壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子殘余軸向力的“自平衡”方法和可行性。