王勝利 何立東 亢嘉妮 張雨霏 朱 港

(北京化工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院 化工安全教育部工程研究中心, 北京 100029)

引 言

增壓機(jī)是空分裝置的關(guān)鍵設(shè)備，在石油化工領(lǐng)域有著廣泛的應(yīng)用。隨著工業(yè)生產(chǎn)需求的不斷增長(zhǎng)，企業(yè)的多級(jí)高速離心壓縮機(jī)普遍需要在高負(fù)荷工況下運(yùn)行，工作時(shí)進(jìn)出口氣體壓力差巨大，使得轉(zhuǎn)子產(chǎn)生較大的軸向力，在軸向力平衡不足的情況下容易導(dǎo)致主推力軸承瓦溫度升高，軸瓦被燒壞。該問題嚴(yán)重制約了增壓機(jī)的安全運(yùn)行和正常生產(chǎn)。針對(duì)空分增壓機(jī)組在生產(chǎn)過程中存在的軸向力過大導(dǎo)致的止推軸承溫度偏高的問題，陳明爽等[1]采用增大增壓機(jī)平衡盤直徑的方法，Zhang等[2-3]采用對(duì)平衡盤密封形式進(jìn)行優(yōu)化的方法。這兩種方案都是通過改造平衡盤來增加軸向平衡力。李素蘭等[4]采取以上兩種方法對(duì)增壓機(jī)平衡盤進(jìn)行改造，并取得良好效果。通過改造平衡盤的直徑和密封結(jié)構(gòu)形式，以保證平衡盤有足夠的軸向推力來減弱轉(zhuǎn)子軸向力，目前已成為解決這類問題的主流方法。另外，張鵬飛等[5]提出在壓縮機(jī)上使用一種電磁軸承，并設(shè)計(jì)了一種自動(dòng)平衡裝置來減小電磁軸承的軸向負(fù)載以降低轉(zhuǎn)子軸向力。馬旭丹等[6]也基于節(jié)段式多級(jí)離心泵設(shè)計(jì)了一種新型軸向力平衡裝置。李榮榮[7]提出通過更換壓縮機(jī)損壞的級(jí)間密封等措施來消除軸向力。Han等[8]介紹了一種計(jì)算離心壓縮機(jī)軸向推力負(fù)荷的數(shù)值算法，并用于解決增壓機(jī)軸向力過大的問題。增壓機(jī)轉(zhuǎn)子軸向力增大的一個(gè)重要原因是級(jí)間密封的失效導(dǎo)致葉輪兩側(cè)的壓力差升高。因此，通過對(duì)級(jí)間密封進(jìn)行優(yōu)化可以有效解決軸向力過大的問題。

蜂窩密封在目前作為一種有效的密封形式，對(duì)介質(zhì)泄漏有顯著的抑制效果。本文將該技術(shù)應(yīng)用于增壓機(jī)級(jí)間密封優(yōu)化，通過分析葉輪受到的軸向推力在級(jí)間密封結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后的變化，并利用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(computational fluid dynamics, CFD)軟件進(jìn)行模擬仿真，驗(yàn)證了蜂窩密封具有更好的封嚴(yán)性，最終用蜂窩密封替代了原始直通式迷宮密封。對(duì)級(jí)間密封的成功改造不僅解決了增壓機(jī)推力軸承瓦溫度偏高以及氣體出口壓力不足等問題，還提高了設(shè)備的工作效率和運(yùn)行穩(wěn)定性，保證了機(jī)組的安全穩(wěn)定生產(chǎn)。

1 空分增壓機(jī)參數(shù)及存在問題

1.1 空分增壓機(jī)參數(shù)

內(nèi)蒙古某大型煤化工企業(yè)空分機(jī)組A套增壓機(jī)，型號(hào)為RBZ45- 7，代號(hào)為C2402A，由汽輪機(jī)驅(qū)動(dòng)，通過增速齒輪箱增速運(yùn)行。增壓機(jī)有3段壓縮，共7級(jí)葉輪?？辗盅b置及離心式增壓機(jī)如圖1所示。增壓機(jī)參數(shù)如表1所示。

圖1 空分裝置及增壓機(jī)Fig.1 Views of the air separation unit and supercharger

表1 增壓機(jī)主要技術(shù)參數(shù)

1.2 存在問題

2019年7月，企業(yè)對(duì)空分裝置A套增壓機(jī)進(jìn)行大修并更換級(jí)間密封，但增壓機(jī)主推力軸承瓦溫度偏高這一問題依然存在，且長(zhǎng)時(shí)間保持在104.7 ℃左右，運(yùn)行3個(gè)月后，溫度持續(xù)升高，一度上升至129 ℃左右，最終不得不降速運(yùn)行。增壓機(jī)壓縮效率較低，導(dǎo)致末級(jí)出口壓力僅為6.05 MPa，達(dá)不到正常工作時(shí)的氣體出口壓力標(biāo)準(zhǔn)(6.56 MPa)，熱力效率比大修前有所降低。為確保設(shè)備運(yùn)行安全，企業(yè)決定停機(jī)進(jìn)行維修處理，并將級(jí)間密封更換為蜂窩密封。拆機(jī)后，發(fā)現(xiàn)主推力軸承瓦燒壞嚴(yán)重，但平衡盤密封完好，級(jí)間密封環(huán)未出現(xiàn)嚴(yán)重磨損，與轉(zhuǎn)子的配合間隙未出現(xiàn)明顯增大，均在設(shè)計(jì)使用范圍內(nèi)。燒壞的主推力軸承瓦如圖2所示。

圖2 燒壞的主推力軸承瓦Fig.2 View of the burnt main thrust bearing bush

2 轉(zhuǎn)子軸向力分析及級(jí)間密封失效對(duì)增壓機(jī)的影響

2.1 轉(zhuǎn)子軸向力分析

氣體在通過工作輪后壓力升高，導(dǎo)致工作輪前后所承受的氣體壓力不同，從而產(chǎn)生軸向推力。增壓機(jī)轉(zhuǎn)子軸向力主要來自于葉輪的氣動(dòng)軸向力Fr，F(xiàn)r為各級(jí)葉輪所承受的軸向力之和[9]。因此，需要平衡盤的平衡力Fb和推力軸承的軸向承載力Fc來抵消氣動(dòng)軸向力。

每一級(jí)葉輪所承受的氣體壓力分布和結(jié)構(gòu)如圖3、4所示。葉輪的氣動(dòng)軸向力由5部分組成，其中，葉輪進(jìn)口壓力作用于葉輪內(nèi)輪盤面和輪蓋端面所產(chǎn)生的軸向力為

(1)

葉輪進(jìn)口氣體動(dòng)量變化所產(chǎn)生的沖擊軸向力為

F2=QmC0

(2)

葉輪前側(cè)腔體內(nèi)氣體壓力所產(chǎn)生的軸向力為

(3)

葉輪后側(cè)腔體內(nèi)氣體壓力所產(chǎn)生的軸向力為

(4)

下一級(jí)葉輪進(jìn)口壓力對(duì)輪盤側(cè)根部所產(chǎn)生的軸向力為

(5)

式中，P1為葉輪前側(cè)進(jìn)氣壓力，MPa；P2為葉輪前側(cè)腔體內(nèi)的氣體壓力，MPa；P4為葉輪后側(cè)腔體內(nèi)的氣體壓力，MPa；P5為葉輪下一級(jí)氣體壓力，MPa；D1為轉(zhuǎn)子直徑，mm；D2為葉輪進(jìn)氣口直徑，mm；D3為葉輪出氣口外徑，mm；D4為后側(cè)口環(huán)密封直徑，mm；Qm為質(zhì)量流量，kg/s;C0為入口氣體流速，m/s。

所以各級(jí)葉輪所承受的軸向力為

Fr=F1+F2+F3-F4-F5

(6)

因?yàn)镕4+F5>F1+F2+F3，因此葉輪所承受的軸向力方向與氣體的流向相反。

轉(zhuǎn)子的軸向力通常采用平衡盤進(jìn)行部分抵消。不同壓力的氣體分別作用在平衡盤內(nèi)外兩側(cè)形成壓力差，產(chǎn)生與葉輪氣動(dòng)軸向力方向相反的推力Fb來平衡軸向力[7]。剩余的軸向力由推力軸承來承受。如果氣動(dòng)軸向力過大，平衡盤的平衡能力不足，則推力軸承所承受的軸向力Fc就越大，推力超過其工作極限則容易使軸瓦因摩擦溫度過高而被燒毀。

圖3 葉輪所承受的氣體壓力分布和泄漏氣體流向Fig.3 Gas pressure distribution of the impeller and direction of the leaked gas flow

圖4 葉輪的結(jié)構(gòu)Fig.4 Structural dimensions of the impeller

2.2 級(jí)間密封失效對(duì)增壓機(jī)的影響

2.2.1轉(zhuǎn)子軸向力

如果葉輪的前口環(huán)密封泄漏量較大，會(huì)使葉輪前側(cè)腔體內(nèi)的高壓氣體通過級(jí)間密封流向葉輪進(jìn)口處，導(dǎo)致氣體在前口環(huán)密封處的壓力更小，葉輪前側(cè)腔體內(nèi)的氣體壓力P2總體變得更小，從而產(chǎn)生的軸向力F3更??；如果葉輪的后口環(huán)密封泄漏量較大,結(jié)果則相反：下一級(jí)入口處的高壓氣體通過級(jí)間密封流進(jìn)葉輪后側(cè)腔體內(nèi)，氣體壓力P4總體變得更大，從而產(chǎn)生的軸向力F4更大。一般情況下，氣體在下一級(jí)葉輪入口處的壓力與在葉輪后側(cè)腔體內(nèi)的壓力相差較小，所以葉輪后側(cè)這部分推力的增加量和氣體泄露量都會(huì)較小。葉輪兩側(cè)的推力差增大，抵消量減少，使得該級(jí)葉輪的軸向力變大，串聯(lián)排列的多級(jí)葉輪會(huì)出現(xiàn)推力疊加，總的軸向力也會(huì)因多級(jí)疊加而變得很大[10]。

另外，由于級(jí)間密封的泄漏，氣體在末級(jí)出口處的壓力有所下降，平衡盤內(nèi)側(cè)的高壓氣體壓力也同步降低，這樣就造成平衡盤內(nèi)外兩側(cè)壓力差降低，產(chǎn)生的平衡推力Fb變小，平衡效果變差。同時(shí)，總的氣動(dòng)軸向力增大，推力軸承所受的軸向力也會(huì)增大，加速了推力軸承瓦塊的損壞。

2.2.2壓縮效率

如圖3所示，在壓力差的作用下(P1

因此，級(jí)間密封失效造成的壓縮氣體泄漏量增加不僅使得增壓機(jī)轉(zhuǎn)子軸向力增大，還使壓縮效率有所下降，最終導(dǎo)致推力軸承瓦由于軸向力偏大而溫度過高，氣體出口壓力不能達(dá)到工作要求。這說明級(jí)間密封失效是引起轉(zhuǎn)子軸向力變大及壓縮效率降低的主要原因。通過優(yōu)化增壓機(jī)級(jí)間密封，使其獲得更好的密封性能，將能有效地解決這些問題。

3 密封改造方案及仿真驗(yàn)證

3.1 密封改造方案

增壓機(jī)裝置原始級(jí)間密封采用直通式迷宮密封。迷宮密封因其結(jié)構(gòu)和加工工藝簡(jiǎn)單、成本相對(duì)較低等特點(diǎn)，早期在石化、電力的葉輪機(jī)械設(shè)備中有著廣泛的應(yīng)用。但迷宮密封存在密封齒易磨損、易倒伏以及易誘發(fā)流體激振等問題[12]，已經(jīng)不能滿足高參數(shù)壓縮機(jī)的工作要求。

本次針對(duì)級(jí)間密封的改造是將原始直通式密封環(huán)替換為蜂窩密封環(huán)。蜂窩密封件包含很多獨(dú)立的六邊形網(wǎng)格單元結(jié)構(gòu)[13]，因此具有強(qiáng)大的渦旋阻尼效應(yīng)、良好的熱力學(xué)效應(yīng)以及優(yōu)秀的封嚴(yán)效果等特點(diǎn)[14-18]。泄漏的流體分散進(jìn)入多個(gè)蜂窩孔內(nèi)形成小渦流，使泄漏流體能量轉(zhuǎn)換為熱能，有效減少了氣體的周向旋轉(zhuǎn)，對(duì)轉(zhuǎn)子振動(dòng)具有一定的抑制作用，從而減少了高壓氣體的泄漏。在相同壓力和間隙的情況下，蜂窩密封的泄漏率比迷宮式密封降低了50%～70%[19]。此外，蜂窩密封使用鎳基高溫合金材料，比轉(zhuǎn)子材料軟，故對(duì)軸無損傷[13]，因此密封間隙可以設(shè)計(jì)得比較小。

根據(jù)RBZ45- 7空分增壓機(jī)原級(jí)間密封結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，以及增壓機(jī)的實(shí)際安裝條件，設(shè)計(jì)了相應(yīng)的蜂窩密封結(jié)構(gòu)，原始直通式迷宮密封及蜂窩- 梳齒密封示意圖如圖5所示。

圖5 改造前后的兩種密封- 轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)Fig.5 Two seal-rotor structures before and after modification

對(duì)增壓機(jī)級(jí)間密封進(jìn)行重新設(shè)計(jì)，在原始密封結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上將其內(nèi)徑擴(kuò)大，增加3.2 mm蜂窩密封帶，蜂窩密封與軸上的梳齒配合，為了減小密封的泄露，改造后的級(jí)間密封從原來的六瓣設(shè)計(jì)為上下兩半。為了防止出現(xiàn)蜂窩密封熱應(yīng)力加工變形這一問題，重新選取了基體加工材料，并對(duì)加工完成的密封件進(jìn)行多次矯正，提高了密封件的配合精度，保證其誤差在設(shè)計(jì)范圍內(nèi)。其他結(jié)構(gòu)與原密封設(shè)計(jì)基本一致。改造前后的級(jí)間密封如圖6、7所示。

圖6 原始級(jí)間密封環(huán)Fig.6 View of the original interstage seal ring

圖7 級(jí)間密封蜂窩改造三維模型Fig.7 3D transformation of the interstage sealed cellular model

3.2 仿真驗(yàn)證

3.2.1建模與網(wǎng)格劃分

因葉輪前側(cè)腔體內(nèi)的高壓氣體受密封結(jié)構(gòu)影響，壓力和泄漏量的變化增大，故利用CFD軟件對(duì)第二段四級(jí)壓縮葉輪前側(cè)腔體內(nèi)的高壓氣體進(jìn)行模擬仿真。對(duì)兩種密封結(jié)構(gòu)的流場(chǎng)進(jìn)行建模，如圖8所示。然后采用六面體網(wǎng)格對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并對(duì)兩種結(jié)構(gòu)的性能進(jìn)行了計(jì)算和比較。網(wǎng)格劃分如圖9所示。

圖8 兩種結(jié)構(gòu)的流場(chǎng)模型Fig.8 Flow field models of the two structures

圖9 兩種結(jié)構(gòu)的流場(chǎng)局部網(wǎng)格劃分Fig.9 Local grid segmentation of the flow fields in the two structures

3.2.2密封性能分析與對(duì)比

對(duì)兩種結(jié)構(gòu)的流場(chǎng)模型進(jìn)行模擬，流場(chǎng)入口設(shè)置為壓力入口(Pressure-inlet)，數(shù)值設(shè)置為2.8 MPa，密封出口設(shè)置為壓力出口(Pressure-outlet)，數(shù)值設(shè)置為2.0 MPa，葉輪前側(cè)及轉(zhuǎn)子梳齒為旋轉(zhuǎn)面，設(shè)置為壁面(Wall)，轉(zhuǎn)速為11 369 r/min，其余面設(shè)置為靜止面。流場(chǎng)材料設(shè)置為Air，設(shè)置壓縮氣體密度為27.2 kg/m3(取進(jìn)出口氣體壓力平均2.4 MPa/24 ℃時(shí)的密度)，求解器湍流模型設(shè)置為Realizablek-ε。

在相同出入口壓力的情況下，分析改造前后兩種密封結(jié)構(gòu)形式的流場(chǎng)壓力分布，以及在高壓氣體作用下葉輪端面所受軸向壓力沿徑向的分布情況。計(jì)算得到的壓力云圖如圖10所示，葉輪端面沿徑向受到的軸向壓力分布如圖11所示。

圖11 葉輪端面沿徑向受到的軸向壓力分布曲線Fig.11 Axial pressure distribution at the impeller end face along the radial direction

如圖10所示，與直通式迷宮密封流場(chǎng)壓力分布相比，改造后的蜂窩密封流場(chǎng)壓力分布更均勻，封嚴(yán)性更好。結(jié)合表2中兩種密封形式泄漏量的仿真結(jié)果，采用蜂窩- 梳齒密封較直通式迷宮密封泄漏量減少了0.141 kg/s，表明蜂窩- 梳齒密封可以有效減少增壓機(jī)級(jí)間密封氣體泄漏以及高壓氣體在級(jí)間的串氣，從而提高了出口壓力。

理想狀態(tài)(級(jí)間密封泄漏量為0，葉輪前側(cè)腔體內(nèi)壓力為2.8 MPa)下，葉輪前側(cè)腔體內(nèi)高壓氣體對(duì)葉輪端面的軸向推力為310 295 N。從表2中的實(shí)際仿真結(jié)果來看，采用直通式迷宮密封，葉輪前側(cè)腔體內(nèi)高壓氣體對(duì)葉輪的軸向推力為295 365 N，而采用蜂窩- 梳齒密封時(shí)，高壓氣體對(duì)葉輪沿軸向的推力增加到了302 233 N，軸向推力提高了6 868 N。這說明采用蜂窩密封技術(shù)對(duì)級(jí)間密封優(yōu)化后，高壓氣體泄漏量減少，從而提高了葉輪前側(cè)腔體內(nèi)高壓氣體對(duì)葉輪的軸向推力；相反，在對(duì)葉輪后側(cè)的級(jí)間密封進(jìn)行優(yōu)化后，后側(cè)腔體內(nèi)高壓氣體壓力略微降低，對(duì)葉輪的軸向推力也將降低。這樣就會(huì)使葉輪兩側(cè)的壓力差變得更小，以便更好地平衡葉輪兩側(cè)腔體內(nèi)高壓氣體對(duì)葉輪的軸向推力，從而抑制軸向力的增大。仿真結(jié)果與理論分析基本一致，證實(shí)了級(jí)間密封失效是引起轉(zhuǎn)子軸向力變大的重要原因這一觀點(diǎn)。

表2 兩種密封形式流場(chǎng)下的葉輪軸向推力和泄漏量Table 2 Axial force and leakage of two sealed flowfields to the impeller

另外，如圖11所示，從葉輪端面沿徑向受到的軸向壓力分布曲線可以看出，兩種密封形式的高壓氣體對(duì)葉輪表面的壓力沿葉輪徑向從外向內(nèi)均呈下降趨勢(shì)；但從壓力變化率來看，采用蜂窩- 梳齒密封時(shí)葉輪所受的高壓氣體的壓力變化較直通式迷宮密封更小一些，這從另一方面說明了采用蜂窩- 梳齒密封可以減少葉輪前側(cè)腔體內(nèi)高壓氣體的壓力損失，保證了葉輪前側(cè)腔體內(nèi)有足夠的壓力來平衡葉輪后側(cè)腔體內(nèi)高壓氣體對(duì)葉輪的軸向推力，以抑制整體軸向力的增大。

4 蜂窩級(jí)間密封的安裝及改造效果

通過CFD軟件對(duì)蜂窩- 梳齒密封和原始直通式迷宮密封進(jìn)行密封性能及流場(chǎng)軸向推力的比較驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)蜂窩密封較直通式迷宮密封具有更好的密封性能，葉輪兩側(cè)壓力及推力差更小，更有利于減小轉(zhuǎn)子的軸向力?；谏鲜鼋Y(jié)果，對(duì)A套增壓機(jī)的13組級(jí)間密封進(jìn)行蜂窩技術(shù)改造，替換原始的迷宮級(jí)間密封。安裝完成后，測(cè)得蜂窩密封安裝的實(shí)際密封間隙在0.45 mm左右。安裝好的蜂窩級(jí)間密封如圖12、13所示。

圖12 新的蜂窩級(jí)間密封的安裝Fig.12 Installation of the new honeycomb interstage seals

圖13 與轉(zhuǎn)子配合的蜂窩級(jí)間密封Fig.13 View of the cellular interstage sealing and the rotor

A套空分機(jī)組增壓機(jī)級(jí)間密封蜂窩技術(shù)改造完成后機(jī)組重新開車，如表3所示，增壓機(jī)主推力軸承瓦溫度維持在81 ℃的正常值，與改造之前的最高溫度129 ℃相比，降低了48 ℃，降幅達(dá)37.2%。機(jī)組運(yùn)行至今超過9個(gè)月仍狀態(tài)良好，主推力軸瓦溫度未見明顯上升，證明了改造后級(jí)間密封的有效性和可靠性。各級(jí)壓縮的出口氣體溫度也有所降低，減少了氣體換熱時(shí)的能量消耗，真正實(shí)現(xiàn)了節(jié)能減排。各級(jí)壓縮效率有所提高，增壓機(jī)小幅降低工作轉(zhuǎn)速便可使壓縮氣體滿足正常工作要求的出口壓力(6.56 MPa)。同時(shí)軸承振動(dòng)也有所下降，增加了機(jī)組運(yùn)行的安全穩(wěn)定性。增壓機(jī)軸位移和軸承振動(dòng)均減小了30%以上，表明蜂窩密封技術(shù)不僅具有良好的封嚴(yán)性還有一定的減振能力，有助于機(jī)組的穩(wěn)定運(yùn)行。

表3 A套增壓機(jī)改造前后運(yùn)行參數(shù)對(duì)比Table 3 Comparison of operating parameters before andafter transformation of the supercharger A

5 結(jié)論

增壓機(jī)級(jí)間密封蜂窩技術(shù)改造這一成功案例的實(shí)施證明了通過優(yōu)化級(jí)間密封的密封結(jié)構(gòu)及密封效果，可以降低增壓機(jī)級(jí)間串氣量，減小葉輪兩側(cè)高壓氣體壓力差，從而提高各級(jí)壓縮效率，有效地解決增壓機(jī)主推力軸承瓦溫度偏高和氣體出口壓力不足等問題。同時(shí)，還可以降低各段壓縮氣體出口溫度，減少氣體換熱時(shí)的能量消耗，實(shí)現(xiàn)節(jié)能減排。

經(jīng)技術(shù)改造后機(jī)組平穩(wěn)運(yùn)行超9個(gè)月，增壓機(jī)轉(zhuǎn)子軸向力明顯減小，軸位移不再增大，主推力軸承瓦溫度始終保持在正常溫度范圍內(nèi)，成功解決了主推力軸承瓦頻繁燒壞的問題。轉(zhuǎn)子的軸承振動(dòng)也大幅降低，證明了將蜂窩密封技術(shù)應(yīng)用于增壓機(jī)的級(jí)間密封不僅可以提高級(jí)間密封的封嚴(yán)性，還能夠起到一定的減振作用，對(duì)機(jī)組的穩(wěn)定運(yùn)行有很大的幫助。蜂窩密封技術(shù)在空分增壓機(jī)級(jí)間密封上的成功應(yīng)用，也為高速離心壓縮機(jī)因軸向力過大而導(dǎo)致的主推力軸承瓦溫度偏高這一問題提供了新的改進(jìn)措施和有效解決方案，值得進(jìn)一步應(yīng)用推廣。