蜂窩密封技術在空分增壓機級間密封上的應用

王勝利 何立東 亢嘉妮 張雨霏 朱 港

(北京化工大學 機電工程學院 化工安全教育部工程研究中心, 北京 100029)

引 言

增壓機是空分裝置的關鍵設備，在石油化工領域有著廣泛的應用。隨著工業(yè)生產(chǎn)需求的不斷增長，企業(yè)的多級高速離心壓縮機普遍需要在高負荷工況下運行，工作時進出口氣體壓力差巨大，使得轉子產(chǎn)生較大的軸向力，在軸向力平衡不足的情況下容易導致主推力軸承瓦溫度升高，軸瓦被燒壞。該問題嚴重制約了增壓機的安全運行和正常生產(chǎn)。針對空分增壓機組在生產(chǎn)過程中存在的軸向力過大導致的止推軸承溫度偏高的問題，陳明爽等[1]采用增大增壓機平衡盤直徑的方法，Zhang等[2-3]采用對平衡盤密封形式進行優(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增壓機平衡盤進行改造，并取得良好效果。通過改造平衡盤的直徑和密封結構形式，以保證平衡盤有足夠的軸向推力來減弱轉子軸向力，目前已成為解決這類問題的主流方法。另外，張鵬飛等[5]提出在壓縮機上使用一種電磁軸承，并設計了一種自動平衡裝置來減小電磁軸承的軸向負載以降低轉子軸向力。馬旭丹等[6]也基于節(jié)段式多級離心泵設計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損壞的級間密封等措施來消除軸向力。Han等[8]介紹了一種計算離心壓縮機軸向推力負荷的數(shù)值算法，并用于解決增壓機軸向力過大的問題。增壓機轉子軸向力增大的一個重要原因是級間密封的失效導致葉輪兩側的壓力差升高。因此，通過對級間密封進行優(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，對介質泄漏有顯著的抑制效果。本文將該技術應用于增壓機級間密封優(yōu)化，通過分析葉輪受到的軸向推力在級間密封結構優(yōu)化前后的變化，并利用計算流體動力學(computational fluid dynamics, CFD)軟件進行模擬仿真，驗證了蜂窩密封具有更好的封嚴性，最終用蜂窩密封替代了原始直通式迷宮密封。對級間密封的成功改造不僅解決了增壓機推力軸承瓦溫度偏高以及氣體出口壓力不足等問題，還提高了設備的工作效率和運行穩(wěn)定性，保證了機組的安全穩(wěn)定生產(chǎn)。

1 空分增壓機參數(shù)及存在問題

1.1 空分增壓機參數(shù)

內蒙古某大型煤化工企業(yè)空分機組A套增壓機，型號為RBZ45- 7，代號為C2402A，由汽輪機驅動，通過增速齒輪箱增速運行。增壓機有3段壓縮，共7級葉輪。空分裝置及離心式增壓機如圖1所示。增壓機參數(shù)如表1所示。

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

表1 增壓機主要技術參數(shù)

1.2 存在問題

2019年7月，企業(yè)對空分裝置A套增壓機進行大修并更換級間密封，但增壓機主推力軸承瓦溫度偏高這一問題依然存在，且長時間保持在104.7 ℃左右，運行3個月后，溫度持續(xù)升高，一度上升至129 ℃左右，最終不得不降速運行。增壓機壓縮效率較低，導致末級出口壓力僅為6.05 MPa，達不到正常工作時的氣體出口壓力標準(6.56 MPa)，熱力效率比大修前有所降低。為確保設備運行安全，企業(yè)決定停機進行維修處理，并將級間密封更換為蜂窩密封。拆機后，發(fā)現(xiàn)主推力軸承瓦燒壞嚴重，但平衡盤密封完好，級間密封環(huán)未出現(xiàn)嚴重磨損，與轉子的配合間隙未出現(xiàn)明顯增大，均在設計使用范圍內。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 轉子軸向力分析及級間密封失效對增壓機的影響

2.1 轉子軸向力分析

氣體在通過工作輪后壓力升高，導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。增壓機轉子軸向力主要來自于葉輪的氣動軸向力Fr，F(xiàn)r為各級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來抵消氣動軸向力。

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

(1)

葉輪進口氣體動量變化所產(chǎn)生的沖擊軸向力為

F2=QmC0

(2)

葉輪前側腔體內氣體壓力所產(chǎn)生的軸向力為

(3)

葉輪后側腔體內氣體壓力所產(chǎn)生的軸向力為

(4)

下一級葉輪進口壓力對輪盤側根部所產(chǎn)生的軸向力為

(5)

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

所以各級葉輪所承受的軸向力為

Fr=F1+F2+F3-F4-F5

(6)

因為F4+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。

轉子的軸向力通常采用平衡盤進行部分抵消。不同壓力的氣體分別作用在平衡盤內外兩側形成壓力差，產(chǎn)生與葉輪氣動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 葉輪的結構Fig.4 Structural dimensions of the impeller

2.2 級間密封失效對增壓機的影響

2.2.1轉子軸向力

如果葉輪的前口環(huán)密封泄漏量較大，會使葉輪前側腔體內的高壓氣體通過級間密封流向葉輪進口處，導致氣體在前口環(huán)密封處的壓力更小，葉輪前側腔體內的氣體壓力P2總體變得更小，從而產(chǎn)生的軸向力F3更?。蝗绻~輪的后口環(huán)密封泄漏量較大,結果則相反：下一級入口處的高壓氣體通過級間密封流進葉輪后側腔體內，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，氣體在下一級葉輪入口處的壓力與在葉輪后側腔體內的壓力相差較小，所以葉輪后側這部分推力的增加量和氣體泄露量都會較小。葉輪兩側的推力差增大，抵消量減少，使得該級葉輪的軸向力變大，串聯(lián)排列的多級葉輪會出現(xiàn)推力疊加，總的軸向力也會因多級疊加而變得很大[10]。

另外，由于級間密封的泄漏，氣體在末級出口處的壓力有所下降，平衡盤內側的高壓氣體壓力也同步降低，這樣就造成平衡盤內外兩側壓力差降低，產(chǎn)生的平衡推力Fb變小，平衡效果變差。同時，總的氣動軸向力增大，推力軸承所受的軸向力也會增大，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，級間密封失效造成的壓縮氣體泄漏量增加不僅使得增壓機轉子軸向力增大，還使壓縮效率有所下降，最終導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到工作要求。這說明級間密封失效是引起轉子軸向力變大及壓縮效率降低的主要原因。通過優(yōu)化增壓機級間密封，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證

3.1 密封改造方案

增壓機裝置原始級間密封采用直通式迷宮密封。迷宮密封因其結構和加工工藝簡單、成本相對較低等特點，早期在石化、電力的葉輪機械設備中有著廣泛的應用。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)壓縮機的工作要求。

本次針對級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立的六邊形網(wǎng)格單元結構[13]，因此具有強大的渦旋阻尼效應、良好的熱力學效應以及優(yōu)秀的封嚴效果等特點[14-18]。泄漏的流體分散進入多個蜂窩孔內形成小渦流，使泄漏流體能量轉換為熱能，有效減少了氣體的周向旋轉，對轉子振動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，比轉子材料軟，故對軸無損傷[13]，因此密封間隙可以設計得比較小。

根據(jù)RBZ45- 7空分增壓機原級間密封結構特點，以及增壓機的實際安裝條件，設計了相應的蜂窩密封結構，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- 轉子結構Fig.5 Two seal-rotor structures before and after modification

對增壓機級間密封進行重新設計，在原始密封結構的基礎上將其內徑擴大，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，改造后的級間密封從原來的六瓣設計為上下兩半。為了防止出現(xiàn)蜂窩密封熱應力加工變形這一問題，重新選取了基體加工材料，并對加工完成的密封件進行多次矯正，提高了密封件的配合精度，保證其誤差在設計范圍內。其他結構與原密封設計基本一致。改造前后的級間密封如圖6、7所示。

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

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

3.2 仿真驗證

3.2.1建模與網(wǎng)格劃分

因葉輪前側腔體內的高壓氣體受密封結構影響，壓力和泄漏量的變化增大，故利用CFD軟件對第二段四級壓縮葉輪前側腔體內的高壓氣體進行模擬仿真。對兩種密封結構的流場進行建模，如圖8所示。然后采用六面體網(wǎng)格對其進行網(wǎng)格劃分，并對兩種結構的性能進行了計算和比較。網(wǎng)格劃分如圖9所示。

圖8 兩種結構的流場模型Fig.8 Flow field models of the two structures

圖9 兩種結構的流場局部網(wǎng)格劃分Fig.9 Local grid segmentation of the flow fields in the two structures

3.2.2密封性能分析與對比

對兩種結構的流場模型進行模擬，流場入口設置為壓力入口(Pressure-inlet)，數(shù)值設置為2.8 MPa，密封出口設置為壓力出口(Pressure-outlet)，數(shù)值設置為2.0 MPa，葉輪前側及轉子梳齒為旋轉面，設置為壁面(Wall)，轉速為11 369 r/min，其余面設置為靜止面。流場材料設置為Air，設置壓縮氣體密度為27.2 kg/m3(取進出口氣體壓力平均2.4 MPa/24 ℃時的密度)，求解器湍流模型設置為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構形式的流場壓力分布，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壓力分布相比，改造后的蜂窩密封流場壓力分布更均勻，封嚴性更好。結合表2中兩種密封形式泄漏量的仿真結果，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級間密封氣體泄漏以及高壓氣體在級間的串氣，從而提高了出口壓力。

理想狀態(tài)(級間密封泄漏量為0，葉輪前側腔體內壓力為2.8 MPa)下，葉輪前側腔體內高壓氣體對葉輪端面的軸向推力為310 295 N。從表2中的實際仿真結果來看，采用直通式迷宮密封，葉輪前側腔體內高壓氣體對葉輪的軸向推力為295 365 N，而采用蜂窩- 梳齒密封時，高壓氣體對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對級間密封優(yōu)化后，高壓氣體泄漏量減少，從而提高了葉輪前側腔體內高壓氣體對葉輪的軸向推力；相反，在對葉輪后側的級間密封進行優(yōu)化后，后側腔體內高壓氣體壓力略微降低，對葉輪的軸向推力也將降低。這樣就會使葉輪兩側的壓力差變得更小，以便更好地平衡葉輪兩側腔體內高壓氣體對葉輪的軸向推力，從而抑制軸向力的增大。仿真結果與理論分析基本一致，證實了級間密封失效是引起轉子軸向力變大的重要原因這一觀點。

表2 兩種密封形式流場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葉輪表面的壓力沿葉輪徑向從外向內均呈下降趨勢；但從壓力變化率來看，采用蜂窩- 梳齒密封時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腔體內高壓氣體的壓力損失，保證了葉輪前側腔體內有足夠的壓力來平衡葉輪后側腔體內高壓氣體對葉輪的軸向推力，以抑制整體軸向力的增大。

4 蜂窩級間密封的安裝及改造效果

通過CFD軟件對蜂窩- 梳齒密封和原始直通式迷宮密封進行密封性能及流場軸向推力的比較驗證，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，葉輪兩側壓力及推力差更小，更有利于減小轉子的軸向力?；谏鲜鼋Y果，對A套增壓機的13組級間密封進行蜂窩技術改造，替換原始的迷宮級間密封。安裝完成后，測得蜂窩密封安裝的實際密封間隙在0.45 mm左右。安裝好的蜂窩級間密封如圖12、13所示。

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

圖13 與轉子配合的蜂窩級間密封Fig.13 View of the cellular interstage sealing and the rotor

A套空分機組增壓機級間密封蜂窩技術改造完成后機組重新開車，如表3所示，增壓機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37.2%。機組運行至今超過9個月仍狀態(tài)良好，主推力軸瓦溫度未見明顯上升，證明了改造后級間密封的有效性和可靠性。各級壓縮的出口氣體溫度也有所降低，減少了氣體換熱時的能量消耗，真正實現(xiàn)了節(jié)能減排。各級壓縮效率有所提高，增壓機小幅降低工作轉速便可使壓縮氣體滿足正常工作要求的出口壓力(6.56 MPa)。同時軸承振動也有所下降，增加了機組運行的安全穩(wěn)定性。增壓機軸位移和軸承振動均減小了30%以上，表明蜂窩密封技術不僅具有良好的封嚴性還有一定的減振能力，有助于機組的穩(wěn)定運行。

表3 A套增壓機改造前后運行參數(shù)對比Table 3 Comparison of operating parameters before andafter transformation of the supercharger A

5 結論

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

經(jīng)技術改造后機組平穩(wěn)運行超9個月，增壓機轉子軸向力明顯減小，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，成功解決了主推力軸承瓦頻繁燒壞的問題。轉子的軸承振動也大幅降低，證明了將蜂窩密封技術應用于增壓機的級間密封不僅可以提高級間密封的封嚴性，還能夠起到一定的減振作用，對機組的穩(wěn)定運行有很大的幫助。蜂窩密封技術在空分增壓機級間密封上的成功應用，也為高速離心壓縮機因軸向力過大而導致的主推力軸承瓦溫度偏高這一問題提供了新的改進措施和有效解決方案，值得進一步應用推廣。