謝紅初

（岳陽長嶺設備研究所有限公司，湖南岳陽 414000）

0 引言

催化裂化裝置一般由反應—再生系統(tǒng)、分餾系統(tǒng)和吸收—穩(wěn)定系統(tǒng)3 部分組成，并且在處理量較大、反應壓力較高（一般超過0.25 MPa）的裝置，一般配設再生煙氣能量回收系統(tǒng)。而反應—再生系統(tǒng)除了反應器和再生器以外，最為關鍵的設備為主風機組，可以說主風機組為催化裂化裝置的心臟設備，必須連續(xù)運轉，主風機停止運轉，催化裂化裝置也就停止生產(chǎn)。主風機組主要是為再生器失活催化劑燒焦提供氧氣，并保證再生器、燒焦罐內的催化劑處于流化狀態(tài)，只有流化狀態(tài)才能使催化劑在兩器內正常流動，保持工作正常。機組結構簡圖（圖1）和相關參數(shù)（表1）。

1 管道應力產(chǎn)生的原因與影響

圖1 主風機組結構與測點分布

表1 主風機組相關參數(shù)

壓力管道應力通常是由于外載荷直接產(chǎn)生或是在變形協(xié)調過程產(chǎn)生的。目前比較通用的分類方法是將壓力管道中的應力分為3 大類：一次應力、二次應力和峰值應力。一次應力是指平衡外加機械載荷所必需的應力；二次應力是指相鄰部件的約束或結構自身約束所引起的應力。二次應力不是由外載荷直接產(chǎn)生的，其作用不是為平衡外載荷，而是結構在受載時變形協(xié)調而使應力得到緩解；峰值應力是由于載荷、結構形狀突變而引起的局部應力集中的最高應力值，是引起疲勞破壞或脆性斷裂的可能根源。

一般壓力管道上所產(chǎn)生的二次應力主要考慮由于熱脹冷縮以及位移受到約束所產(chǎn)生的應力。大直徑薄壁管道受到徑向膨脹的影響，管道易發(fā)生塑性變形，如應力超出極限會引發(fā)安全事故。在煉油裝置部分大機組開機過程中，由于介質溫度較高，很容易導致管道受熱產(chǎn)生蠕變，從而改變機組軸系的相對位置，導致機組出現(xiàn)振動異?，F(xiàn)象。甚至很多機組會因為軸系位置發(fā)生較大改變，而不得不停機進行調整，例如某煉油廠催化裝置的主風機組就因管道應力導致軸系位置產(chǎn)生較大改變而停機進行調整。

2 振動異常情況分析

某煉油廠1#催化主風機組因煙機轉子故障，于2018年8月8日更換煙機轉子，并對風機轉子進行維修，于8月11日2時完成檢修，12 時引入煙氣預熱，20 時從備用風機切換到主風機，且運行參數(shù)一切正常。機組運行至26日18 時，煙機軸振動突然上升；風機高壓X 從66 μm 到85 μm，風機低壓側變化幅度稍小，風機高壓X、Y、煙機后Y 軸振動通頻值的上升主要是由二倍頻增長引起的，振動趨勢見圖2。

現(xiàn)場進行工藝調整，將煙機蝶閥從67%關小至57%，風機處理量基本不變，電機做功增加約300 kW，相當于煙機做功減少300 kW，風機軸振動開始下降，煙機后X/Y 振動上升，振動平穩(wěn)后，風機高壓Y 略高于波動前，其他通道均低于波動前，煙機后X/Y 高于波動前，煙機后X 為46 μm 到75 μm。風機軸振動通頻值下降主要是由二倍頻下降引起的，煙機振動增長主要是工頻幅值的上升。運行至27日10 時，煙機后X 最高達到85 μm，軸承座測點9H 也從26日的5.1 mm/s 上升到7.2 mm/s，殼體振動數(shù)據(jù)見表2，軸承座振動頻譜圖見圖3；風機兩側軸振動較為穩(wěn)定。

圖2 1#催化主風機組軸振動趨勢

表2 1#催化主風機組殼體振動數(shù)據(jù) mm/s

圖3 1#催化主風機組加固前后煙機軸承座振動頻譜

通過現(xiàn)場振動測試數(shù)據(jù)和在線系統(tǒng)數(shù)據(jù)分析，造成軸振動異常上升的原因為存在煙機與風機之間的聯(lián)軸器工作異常，或者煙機與風機軸對中異常。建議停機檢查聯(lián)軸器是否有松動、內外齒的咬合情況，檢查軸對中情況。11 時30 分主風機開始切換備機，降負荷時煙機軸振有明顯下降，煙機后X 從85 μm 到48 μm，機組之后停機。

檢查發(fā)現(xiàn)主風機—煙機機組對中數(shù)據(jù)存在較大偏差，左右徑向偏差200 μm，上下偏差830 μm。分析軸系對中為何會出現(xiàn)如此大的偏差，主要原因為主風機下蝸殼和管道過熱后（主風機出口溫度160 ℃）應力釋放，管道蠕變頂起主風機蝸殼。通過緊急搶修，調整主風機—煙機機組對中數(shù)據(jù)，并對主風機高壓端（出口）進行管道加固（圖4），機組于31日9 時啟動煙機，11 時切換完成，目前主風機B101 運行參數(shù)良好，殼體振動數(shù)據(jù)見表2。

某煉廠3#催化2017年大檢修開工過程，主風機組振動出現(xiàn)異常。6月5日開主風機，機組開機正常后，風機高壓軸向殼體振動2.6 mm/s，較檢修之前1.0 mm/s 有大幅上升，通過持續(xù)監(jiān)測，6日16 時，風機高壓軸向殼體振動9.5 mm/s，并有進一步上升的趨勢，于7日14 時風機高壓軸向殼體振動已上升至11.2 mm/s，已經(jīng)超過絕對振動許可值。風機殼體振動頻率成分以旋轉頻率為主，各測點殼體振動數(shù)據(jù)見表3，軸承座殼體振動頻譜見圖5。因風機軸向殼體振動值已經(jīng)超過絕對振動許可值，故需立刻判定能否持續(xù)運行；對比機組各測點軸振動軸位移趨勢穩(wěn)定，未見明顯波動，軸振動和軸位移趨勢穩(wěn)定表明機組轉子系統(tǒng)運行平穩(wěn)。

圖4 1#催化主風機出口管道加固處理

表3 3#催化主風機組殼體振動數(shù)據(jù) mm/s

同時對主風機組進行潤滑油鐵譜分析和磨粒分析（表4），分析結果未見軸瓦出現(xiàn)異常磨損。且檢修期間對主風機管道進行改造，所以初步判定振動持續(xù)上升主要原因為管道應力變化，導致缸體和軸承座發(fā)生位移和形變，削弱了軸承座的支撐剛度，同時轉子與殼體之間的相對位置變化也在一定程度上使得振動增大。建議先通過加強風機高壓側支撐剛度，使用導鏈對高壓側出口管道施加一個向低壓側的拉力，能有效消除風機出口管道的蠕變偏移，同時對風機高壓側出口管道進行加固（圖6）。

通過倒鏈和限位器對出口管道施加一反向作用力，保護軸承座不受應力影響產(chǎn)生形變，從而使軸承座殼體振動有所下降。9日風機高壓側軸向振動3.9 mm/s，雖然較檢修前仍然偏高，但殼體振動較為平穩(wěn)，建議在軸振動趨勢穩(wěn)定且軸承座振動不再繼續(xù)上升的前提下繼續(xù)運行。

異常振動屬于大機組的重大隱患，振動大會導致機組聯(lián)鎖停機，甚至會造成機器嚴重損壞、機毀人亡，更會產(chǎn)生較大的經(jīng)濟損失。1#催化主風機組停機檢修，煙氣輪機不能正常使用，只能靠電機驅動備用風機，直接電費損失每天高達幾十萬元，還不包括備機風力不足適當減產(chǎn)的損失。

3 管道應力導致機組異常振動的消除措施

當管道集合形狀發(fā)生急劇變化時，因為幾何不連續(xù)產(chǎn)生的應力集中，位移范圍與直管相比有所增加。適當?shù)卦诠艿郎显鲈O膨脹節(jié)，改善管系的柔性，能有效減少管道因應力集中而對軸承座產(chǎn)生的軸向推力。尤其對于高溫介質運行的煙氣管道或者汽輪機蒸汽管道，需要增設多處膨脹波紋管。

在主風機出口管道上增設限位硬支撐，加強管道支撐，防止管道在運行中受應力而不能有效支撐引起管道中心上下移動，目前1#催化和3#催化主風機組風機高低壓側風管均設置了限位支撐。

表4 3#催化主風機高壓側潤滑油磨粒數(shù)據(jù)

圖5 3#催化主風機高壓側軸向殼體振動頻譜

圖6 3#催化主風機出口管道加固處理

對原有的彈簧支撐的彈簧力進行調整，并且需要按時對彈簧支撐進行維護。

檢查主風機進出口管道的支吊架設置及安裝是否合理，保證管道受力均勻，膨脹自由。

通過對1#催化和3#催化管道支撐加固和改造后，2 臺機組運行情況較處理前有明顯改善，且運行參數(shù)平穩(wěn)，具體運行振動數(shù)據(jù)見表2 和表3。

4 結論

結合現(xiàn)場實際情況，主風機組出口管道應力超過技術文件要求，將會對主風機振動異常有著較大的影響。在這一過程中，管道受產(chǎn)生的推力會對風機缸體產(chǎn)生拉動和對風機軸承座產(chǎn)生位移和形變，導致主風機組異常振動。異常振動不僅影響機組的安全平穩(wěn)運行，振動達到一定幅值則需停機處理，直接影響生產(chǎn)運行，產(chǎn)生較大的經(jīng)濟損失。因此對機組管道支撐和限位器需要進行日常維護和調整，以確保機組管道受力均勻、膨脹自由。

此外，主風機組異常振動問題具有一定的復雜性，尤其是煙機軸振動異常波動，在解決過程中，要充分了解機組運行的歷史數(shù)據(jù)，進行綜合分析，能夠對問題產(chǎn)生的根源予以把握，徹底將異常振動問題解決，保證主風機組的安全平穩(wěn)運行。