熊奧博

(中國石化工程建設有限公司，北京 100101)

離心壓縮機是石油化工裝置中常見的關鍵設備，其安全穩(wěn)定運行對于裝置生產至關重要。在壓縮機聯(lián)鎖停機的事故案例中，軸位移過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致軸位移過大的主要原因【1】。

通過研究軸向力的影響因素，分析變工況下軸向力的變化情況，可為離心壓縮機軸向力平衡措施的相關設計和實際生產運行提供借鑒。

1 葉輪軸向受力理論計算

典型的閉式葉輪軸向受力見圖1。

圖1 閉式葉輪軸向受力

常用的理論簡化公式為：

(1)

式中：Fax——整個葉輪的軸向推力，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——質量流量，kg/s;

C0——氣流軸向入口速度，m/s。

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

2 轉子模型及軸向力分析

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

圖2 模擬計算葉輪各部位受力

故整個葉輪的軸向力Fax為：

Fax=FH-FS-FIN-Gc0

(2)

式中：FH——輪盤側氣動推力，N；

FS——輪蓋側氣動推力，N；

FIN——入口處氣動推力，N。

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

圖3 Compal軟件中轉子二維模型

該壓縮機的主要結構尺寸及基準工況(正常操作工況)工藝/運行參數見表1。

表1 主要結構尺寸及基準工況工藝運行參數

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：為更好地設計平衡盤組件的尺寸，在圖3的模型之前，首先建立一個無平衡盤組件的模型，獲取總軸向力；然后以平衡盤平衡掉70%左右軸向力為據【1】，完善得到圖3模型。

基準工況的各級葉輪氣動推力見表2，其中前7級葉輪的軸向力方向均由輪盤側指向輪蓋側，第8級葉輪及平衡盤組件的整體軸向力方向則相反。由此計算得出，整個轉子的殘余軸向力Fnet=11 872.87 N。

表2 基準工況各級葉輪氣動推力

3 變工況軸向力研究

實際運行中，壓縮機的運行狀態(tài)受諸多因素影響，往往是動態(tài)變化的。常見的導致軸向力增大的因素(非預期變工況)大致有：壓縮機進出口壓力變化、輪蓋密封或級間密封損壞、平衡盤組件損壞等。

下面就相關研究情況進行詳述。

3.1 壓比

基準工況整機壓比為ε0=1.421 08，通過調整壓縮機轉速得到不同的壓比值，相應的各級葉輪軸向力Fax及轉子殘余軸向力Fnet結果見表3 及圖5。

圖5 殘余軸向力Fnet隨壓比ε的變化情況

表3 壓比變化時的軸向力

由圖5和表3可知：

1)Fnet與ε近似呈線性正相關；

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

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

當然，通常壓縮機下游工藝管線上設置有安全閥，其定壓為1.1倍的最大工作壓力，結合上述結果可知，當安全閥起跳時，殘余軸向力增幅約為34%。

通過對比軟件模擬與理論公式的計算結果發(fā)現，雖然兩者的殘余軸向力絕對值Fnet有偏差【3】(研究表明理論公式計算結果約為Compal軟件及CFX軟件模擬計算結果的50%)，但Fnet隨ε的變化規(guī)律及正相關參數幾乎是一致的。通過推導理論簡化式(1)易得：

(3)

因軸向分動量導致的沖力Gc0只占Fax的不到2%，可近似忽略，故可得：

(4)

對整個轉子而言，亦有：

(5)

γ——壓比增量，%；

ε0——基準工況初始壓比值。

圖6 K隨γ的變化

圖6繪制了初始壓比值ε0在1.2～3.0、壓比增量γ在3%～21%范圍內的軸向力增幅情況，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，且隨著初始壓比值ε0的增大，斜率迅速減小。即對于低壓壓縮機而言，因變工況壓比升高導致的軸向力增幅，比高壓壓縮機更明顯。

2) 對于初始壓比值ε0高于1.5的壓縮機，在壓比增量γ不超過20%的范圍內，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

基準工況輪蓋處密封間隙CG1、級間密封間隙CG2、平衡盤密封間隙CG3分別為0.3、0.2和0.2 mm。現分別模擬各處密封磨損情況，研究軸向力的相應變化，結果見表4～表6及圖7。

表4 輪蓋處密封間隙CG1變化時的軸向力

表5 級間密封間隙CG2變化時的軸向力

表6 平衡盤密封間隙CG3變化時的軸向力

圖7 Fnet隨CG的變化

根據圖7和表4～表6中的信息，同時結合分析過程詳細數據，基于本模型，可得下列結論：

1) 級間密封磨損導致的間隙增大，將引起葉輪各區(qū)域氣動推力(FH、FS、FIN)的升高，而輪盤側氣動推力FH的增值更為顯著，故葉輪軸向力增大，繼而整個轉子的軸向力上升。當間隙值達1.0 mm時，轉子殘余軸向力Fnet增幅約為9.3%。

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

3) 改變平衡盤密封間隙，軸向力幾乎無變化。

可見，級間密封間隙的變化，相對輪蓋密封和平衡盤密封的變化而言，對軸向力的影響更大。

4 軸向力的控制及應對措施

正如前文所述，離心壓縮機的運行狀態(tài)是動態(tài)變化的，往往需要在非設計條件、甚至極端條件下運行。各種變工況下軸向力的合理控制，是保證壓縮機安全平穩(wěn)運行的前提。

目前，常見的軸向力控制(平衡)手段主要是葉輪對置或分段對置、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，或者機組潤滑油油品惡化致使軸承承載能力大幅降低，都將導致軸瓦損壞、軸竄量加劇，乃至嚴重事故。為此，可通過采取設置軸位移和軸承溫度等監(jiān)測儀表的措施，判斷壓縮機運行狀態(tài)，并適時發(fā)出報警或停機信號，以避免故障的發(fā)生。

5 結論及展望

5.1 結論

結合模擬計算軟件，分析離心壓縮機軸向力的影響因素，通過對壓比、密封間隙等的研究，得出如下結論：

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

2) 對于初始壓比值ε0高于1.5的壓縮機，在壓比增量γ不超過20%的范圍內，其最大軸向力將不高于1.5倍的初始軸向力。

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

5.2 展望

從長周期運行和經濟效益角度考慮，壓縮機非計劃停機是應當盡可能避免的。如何對軸向力進行動態(tài)平衡和控制，尤其是對非預期的軸向力大幅增量進行“自我消除”，是壓縮機行業(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) 由于潤滑油品質下降或推力瓦長期積累的磨損是導致推力軸承油膜失效的常見誘因，因此，可進一步研究油膜剛度的變化機理及其對軸向力平衡的影響。

2) 探索離心壓縮機轉子殘余軸向力的“自平衡”方法和可行性。