離心式合成氣壓縮機(jī)高壓缸軸向推力計(jì)算模型及其應(yīng)用

弓定振

（中海石油建滔化工有限公司，海南東方 572600）

1 合成氣壓縮機(jī)高壓缸簡(jiǎn)況

某甲醇裝置以天然氣為原料，轉(zhuǎn)化反應(yīng)生成的合成氣通過離心式合成氣壓縮機(jī)提壓以達(dá)到甲醇合成系統(tǒng)的要求。該離心式合成氣壓縮機(jī)由蒸汽透平驅(qū)動(dòng)，分為三段兩缸。其中，合成氣壓縮機(jī)高壓段和循環(huán)段共用一個(gè)缸體，合稱高壓缸；從循環(huán)段（非驅(qū)動(dòng)端）接平衡管將級(jí)間漏氣引入高壓段入口（驅(qū)動(dòng)端）。高壓缸轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)示意圖

2 軸向推力計(jì)算模型

離心式壓縮機(jī)的葉輪在高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，會(huì)在各個(gè)流道之間產(chǎn)生不同方向的壓力，這些力將使轉(zhuǎn)動(dòng)部件沿軸向竄動(dòng)，其合力被稱為軸向推力。

基于合成氣壓縮機(jī)高壓缸在運(yùn)行過程中出現(xiàn)的一些問題，認(rèn)為合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子軸向推力異常，可能影響機(jī)組的安全、穩(wěn)定運(yùn)行。為此，擬建立合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子軸向推力計(jì)算模型，以利于分析軸向推力異常的原因，并為尋求應(yīng)對(duì)措施提供指導(dǎo)。

為便于軸向推力計(jì)算模型的建立，對(duì)合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化（如圖2所示），簡(jiǎn)化后的轉(zhuǎn)子總的軸向推力分為葉輪軸向推力、平衡盤軸向推力、段間活塞軸向推力3部分，下面分別進(jìn)行闡述。

圖2 合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化圖

2.1 葉輪軸向推力

葉輪兩側(cè)壓力分布如圖3所示。葉輪軸向推力產(chǎn)生于所受壓力不等的di到Ds的輪蓋側(cè)和dm到Ds的輪盤側(cè)的環(huán)形面積上，輪蓋側(cè)產(chǎn)生的軸向推力P入口由氣體靜壓強(qiáng)0.25π）和氣流對(duì)葉輪的沖力G0兩部分組成［1］，方向由出口指向進(jìn)口端，其大小可由下式進(jìn)行計(jì)算：

式中：Ds——輪蓋直徑，m；di——隔板密封直徑，m；p0——葉輪入口壓力，Pa。

出口軸向推力P出口可由下式進(jìn)行計(jì)算：

式中：dm——入口輪轂直徑，m；p2——葉輪出口壓力，Pa。

近似地取dm＝di，輪轂直徑為d（m）時(shí)，單個(gè)葉輪產(chǎn)生的軸向推力P單可由下式進(jìn)行計(jì)算：

氣流對(duì)葉輪的沖力G0可由下式進(jìn)行計(jì)算：

式中：G——質(zhì)量流量，kg／s；c0——入口氣速度，m／s；g——重力加速度，m／s2；F——體積流量，m3／s。

圖3 葉輪兩側(cè)壓力分布示意圖

2.2 平衡盤軸向推力

典型的平衡盤結(jié)構(gòu)如圖4所示。平衡盤軸向推力P平衡盤可由下式進(jìn)行計(jì)算：

式中［2］：D0——平衡盤外徑，m；D1——平衡盤輪轂直徑，m；r——平衡盤后壓強(qiáng)，Pa；f——平衡盤前壓強(qiáng)，Pa。

圖4 典型的平衡盤結(jié)構(gòu)示意圖

結(jié)合圖1可以看出，實(shí)際所使用的壓縮機(jī)平衡盤前、后截面尺寸并不相同，因此需要對(duì)式（5）進(jìn)行修正，修正后的平衡盤軸向推力P平衡盤計(jì)算公式如下：

式中：D2——平衡盤高壓側(cè)輪轂直徑，m；D3——平衡盤低壓側(cè)輪轂直徑，m。

2.3 段間活塞軸向推力

由圖1可以看出，合成氣壓縮機(jī)高壓段和循環(huán)段之間還有一個(gè)段間活塞，起到隔離、抵消部分軸向推力的作用，其方向由高壓端指向低壓端。段間活塞軸向推力P段間活塞可由下式進(jìn)行計(jì)算：

式中：D外——段間活塞外徑，m；D內(nèi)——段間活塞內(nèi)徑，m；p循環(huán)段——循環(huán)段出口壓力，Pa；p高壓段——高壓段出口壓力，Pa。

2.4 總軸向推力

如圖2所示，因本合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子葉輪為高壓段、循環(huán)段對(duì)置排列，各種軸向推力方向如下：① 高壓段有5級(jí)葉輪，軸向推力（合力，P高壓段）指向右側(cè)；② 循環(huán)段有一級(jí)葉輪，軸向推力P循環(huán)段指向左側(cè)；③平衡盤軸向推力方向與循環(huán)段葉輪軸向推力一致，指向左側(cè)；④段間活塞受力方向由兩端合力決定，由高壓端指向低壓端，停車時(shí)指向右側(cè)。因此，轉(zhuǎn)子的總軸向推力P轉(zhuǎn)子可由下式進(jìn)行計(jì)算：

3 合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子軸向推力計(jì)算

3.1 合成氣壓縮機(jī)相關(guān)參數(shù)

查閱壓縮機(jī)廠商提供的資料，高壓缸轉(zhuǎn)子機(jī)械測(cè)量數(shù)據(jù)如表1。

表1 合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子機(jī)械測(cè)量數(shù)據(jù) m

高壓段有5級(jí)葉輪，廠商未明確提供每一級(jí)葉輪的輪轂直徑和輪蓋尺寸。因高壓段進(jìn)口、出口壓力已知，為簡(jiǎn)化計(jì)算過程，近似將每一級(jí)葉輪看作均勻提壓，即先近似計(jì)算一級(jí)葉輪的軸向推力，以此結(jié)果乘以5得P高壓段。合成氣壓縮機(jī)正常工況下的運(yùn)行參數(shù)見表2。

表2 合成氣壓縮機(jī)正常工況下的運(yùn)行參數(shù)

3.2 合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子軸向推力計(jì)算

將表1和表2中的數(shù)據(jù)代入式（1）～式（8），得出如下結(jié)果。

（1）高壓段單個(gè)葉輪產(chǎn)生的軸向推力P單＝44 052.4 N，P高壓段＝5×P單＝220 262 N。

（2）循環(huán)段軸向推力P循環(huán)段＝21 495 N。

（3）在平衡盤系統(tǒng)工作正常的情況下，平衡盤腔室壓力應(yīng)該接近或者比高壓段入口壓力略高，即平衡盤腔室壓力接近4.73 MPa，則平衡盤軸向推力P平衡盤＝130 367 N。

（4）段間活塞產(chǎn)生的軸向推力 P段間活塞＝-2 068 N。

（5）不考慮平衡管氣阻的情況下，轉(zhuǎn)子總軸向推力 P轉(zhuǎn)子＝220262-21495-130367+（-2068）＝68 400 N。

在利用平衡盤腔室的低點(diǎn)排液導(dǎo)淋測(cè)壓之后，發(fā)現(xiàn)當(dāng)時(shí)的工況下平衡盤腔室壓力為5.41 MPa，較高壓缸入口壓力4.73 MPa高出0.68 MPa，表明從平衡盤密封漏入平衡盤腔室的氣體并不能順暢地返回到壓力較低的高壓段入口處，而是形成了一個(gè)大小為0.68 MPa的壓差，則真實(shí)的平衡盤軸向推力P平衡盤＝91 270 N，總的轉(zhuǎn)子軸向推力為105 428 N。

由上述數(shù)據(jù)可以看出：合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子在平衡管暢通的情況下，平衡盤腔室壓力與高壓缸入口壓力相等，產(chǎn)生一個(gè)大小為68 400 N、方向由循環(huán)段指向高壓段的軸向推力；但實(shí)際上因?yàn)槠胶夤芘艢獠粫?，形成局部氣阻，轉(zhuǎn)子軸向推力達(dá)105 428 N。而壓縮機(jī)廠商對(duì)該工況下轉(zhuǎn)子軸向推力的測(cè)算結(jié)果為80 490 N。該軸向推力最終被壓縮機(jī)的止推軸承所抵消，從而實(shí)現(xiàn)力的平衡。

3.3 緊急停機(jī)軸向推力

由于觸發(fā)保護(hù)聯(lián)鎖等原因，將導(dǎo)致合成氣壓縮機(jī)滿負(fù)荷工況下的緊急停機(jī)。采集合成氣壓縮機(jī)高壓缸緊急停機(jī)過程中的6組數(shù)據(jù)（以10 s為間隔），見表3。

表3 緊急跳車工況下合成氣壓縮機(jī)的運(yùn)行參數(shù)

由表3可以看出：隨著合成氣壓縮機(jī)的跳車，平衡盤腔室壓力與高壓段入口壓力之間的差值逐步增大，F(xiàn)CS系統(tǒng)（現(xiàn)場(chǎng)總線控制系統(tǒng)，其數(shù)據(jù)采集精度為10 s）采集到的壓差最大值為1.3 MPa。將表3中數(shù)據(jù)代入式（1）～式（8），可得出轉(zhuǎn)子軸向推力和平衡盤因氣阻額外增加的阻力，詳見表4。

表4 壓縮機(jī)跳車時(shí)高壓缸轉(zhuǎn)子軸向推力計(jì)算結(jié)果 N

由表4可以看出：合成氣壓縮機(jī)跳車瞬間，平衡盤壓差最大時(shí)高壓缸轉(zhuǎn)子產(chǎn)生一個(gè)大小為132 558 N、方向由高壓段指向循環(huán)段的軸向推力。據(jù)壓縮機(jī)廠商提供的測(cè)算數(shù)據(jù)，壓縮機(jī)跳車工況下轉(zhuǎn)子產(chǎn)生的最大軸向推力為141 274 N。

上述計(jì)算過程中，由于壓縮機(jī)廠商提供的高壓缸葉輪參數(shù)不全，無法精細(xì)測(cè)算轉(zhuǎn)子輪蓋、隔板密封之間的級(jí)間漏氣造成的附加氣動(dòng)軸向推力，因此最終結(jié)果存在一定的偏差。盡管如此，上述方法計(jì)算出的結(jié)果與壓縮機(jī)廠商提供的測(cè)算數(shù)據(jù)較為接近，表明本計(jì)算方法具有較強(qiáng)的參考意義。

3.4 止推盤鎖緊螺母應(yīng)力分析

合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子末端止推盤鎖緊螺母尺寸如圖5所示。

止推盤鎖緊螺母受力面積A可由下式進(jìn)行計(jì)算：

止推盤鎖緊螺母內(nèi)外徑之比 b／a＝0.697，對(duì)應(yīng)圖6中的應(yīng)力系數(shù)β17＝1.0，廠商提供的該鎖緊螺母材料屈服點(diǎn)對(duì)應(yīng)的應(yīng)力σ最大＝4.91×108Pa，則止推盤鎖緊螺母發(fā)生屈服形變時(shí)的推力F可由下式進(jìn)行計(jì)算：

圖5 止推盤鎖緊螺母尺寸示意

圖6 應(yīng)力系數(shù)圖［3］

將圖5中止推盤鎖緊螺母的尺寸數(shù)據(jù)代入式（9）和式（10）中，可得鎖緊螺母設(shè)計(jì)屈服點(diǎn)屈服形變時(shí)的推力F＝155 510 N。如前文所述，計(jì)算所得緊急停車瞬間平衡盤壓差最大時(shí)高壓缸轉(zhuǎn)子軸向推力為132 558 N，廠商測(cè)算結(jié)果為141 274 N，均沒有超出計(jì)算所得鎖緊螺母設(shè)計(jì)屈服點(diǎn)屈服形變時(shí)的推力155 510 N。但是，由于裝置現(xiàn)場(chǎng)總線FCS系統(tǒng)數(shù)據(jù)采集頻率是以10 s為單位的，合成氣壓縮機(jī)跳車時(shí)軸向推力的峰值可能并沒有被采集到，真正的平衡盤壓差最大值應(yīng)該超過了1.3 MPa。另外，高壓缸轉(zhuǎn)子在聯(lián)鎖跳車時(shí)的軸位移最大值達(dá)到了-0.8 mm，壓縮機(jī)廠商據(jù)此預(yù)測(cè)高壓缸轉(zhuǎn)子實(shí)際軸向推力達(dá)到179 324 N，這就遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了止推盤鎖緊螺母設(shè)計(jì)屈服點(diǎn)屈服形變時(shí)的推力155 510 N。

從計(jì)算結(jié)果看，由于平衡管堵塞，造成軸向推力異常增加，在合成氣壓縮機(jī)連續(xù)穩(wěn)定運(yùn)行的工況下還不至于出現(xiàn)大的問題，但是一旦壓縮機(jī)聯(lián)鎖跳車，這個(gè)額外增加的軸向推力將影響到壓縮機(jī)內(nèi)部結(jié)構(gòu)。壓縮機(jī)跳車時(shí)高壓缸止推軸承溫度瞬間上升到138℃，這也驗(yàn)證了壓縮機(jī)跳車時(shí)的確存在異常的巨大軸向推力。當(dāng)壓縮機(jī)跳車時(shí)，負(fù)荷發(fā)生大幅變化，瞬間產(chǎn)生的巨大軸向推力造成止推軸承瓦塊工作的最小油膜遭到破壞，摩擦熱量無法被潤(rùn)滑油帶走［4］，進(jìn)而導(dǎo)致瓦塊磨損，同時(shí)造成止推盤鎖緊螺母變形，而鎖緊螺母變形會(huì)導(dǎo)致止推盤偏離原先的裝配位置（即發(fā)生了位移），從而無法抵消多余的軸向推力。

合成氣壓縮機(jī)干氣密封設(shè)計(jì)的過盈間隙為2.5 mm，也就是允許的徑向運(yùn)動(dòng)距離小于2.5 mm，但在檢修過程中測(cè)量發(fā)現(xiàn)，實(shí)際上高壓缸轉(zhuǎn)子從上次檢修后的原始位置移動(dòng)了2.6 mm，超出了許可范圍。這也證實(shí)了干氣密封受到外力的擠壓，過量的軸向推力使轉(zhuǎn)子繼續(xù)向高壓段進(jìn)口端竄動(dòng)，進(jìn)一步作用到干氣密封之上。結(jié)合之前高壓缸止推軸承溫度高的情況，高壓缸轉(zhuǎn)子軸向推力過大造成了干氣密封損壞，而造成軸向推力增大的原因就是高壓缸平衡盤功能失效，導(dǎo)致平衡管兩端的壓差過大。為此，需對(duì)平衡盤密封梳齒、平衡管線、平衡氣返回高壓段入口缸壁逐一進(jìn)行排查，確認(rèn)平衡盤功能失效的癥結(jié)所在。

4 技術(shù)改造

4.1 增設(shè)平衡盤壓力檢測(cè)表

合成氣壓縮機(jī)原始設(shè)計(jì)對(duì)平衡盤密封腔室壓力沒有進(jìn)行監(jiān)測(cè)，一旦轉(zhuǎn)子平衡系統(tǒng)出現(xiàn)堵塞，將不可避免地導(dǎo)致壓縮機(jī)平衡盤腔室壓力升高，從而對(duì)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子形成額外的軸向推力。為此，利用平衡盤腔室接出的導(dǎo)淋排放口，在其上增設(shè)了現(xiàn)場(chǎng)壓力表，以便于監(jiān)控合成氣壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子平衡系統(tǒng)的狀況。

4.2 壓縮機(jī)平衡系統(tǒng)改造

在隨后的檢修中，對(duì)平衡盤梳齒、平衡管以及平衡氣返回高壓段入口缸壁逐一檢查，發(fā)現(xiàn)新?lián)Q的壓縮機(jī)端蓋平衡氣返回高壓段入口缸壁設(shè)計(jì)間隙過小。由于壓縮機(jī)設(shè)計(jì)上的缺陷，平衡管出口不通暢，造成正常運(yùn)行時(shí)平衡管兩端壓差高。于是對(duì)平衡管出口處的內(nèi)缸壁進(jìn)行加工，增大2 cm的間隙。技改后，正常運(yùn)行時(shí)平衡管兩端壓差由0.68 MPa降至0.01 MPa，合成氣壓縮機(jī)運(yùn)行情況見表5。

將表5中的數(shù)據(jù)代入式（1）～（8），可得出改造后合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子的軸向推力為66 252 N。由于合成氣壓縮機(jī)改造前后工藝運(yùn)行數(shù)據(jù)接近，因此只對(duì)平衡系統(tǒng)改造前后的軸向推力P前和P后進(jìn)行比較，可得軸向推力減小值ΔP＝P前-P后＝105428-66252＝39 176 N，相當(dāng)于在合成氣壓縮機(jī)正常運(yùn)行時(shí)消除了37.2%的軸向推力。

表5 改造后合成氣壓縮機(jī)的運(yùn)行參數(shù)

5 結(jié) 語(yǔ)

通過對(duì)合成氣壓縮機(jī)高壓缸轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化，將壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子所受軸向推力進(jìn)行分解，建立了軸向推力計(jì)算模型，計(jì)算得出合成氣壓縮機(jī)在正常運(yùn)行工況、緊急停車過程中的軸向推力，發(fā)現(xiàn)高壓缸轉(zhuǎn)子軸向推力嚴(yán)重超標(biāo)，在緊急停機(jī)過程中產(chǎn)生的軸向推力超出了止推盤鎖緊螺母和止推軸承的承受能力，額外增加的軸向推力進(jìn)一步作用到壓縮機(jī)內(nèi)部部件上，造成了干氣密封的損壞。確認(rèn)問題的癥結(jié)所在后，通過技改擴(kuò)大了平衡氣通道截面積，使平衡管兩端壓差降至了0.01 MPa，消除了平衡管的氣阻；同時(shí)，增設(shè)了平衡盤腔室壓力檢測(cè)表，以起到對(duì)平衡系統(tǒng)壓差進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)的作用，確保合成氣壓縮機(jī)的安全、平穩(wěn)運(yùn)行。本模型計(jì)算所得結(jié)果與壓縮機(jī)廠商提供的測(cè)算數(shù)據(jù)較為接近，表明其具有較強(qiáng)的參考意義，或可為類似離心式壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸向推力的計(jì)算等提供一點(diǎn)參考與借鑒。