二氧化碳壓縮機組高壓缸梳齒密封系統(tǒng)改進

周文博 李維特

(呼倫貝爾金新化工有限公司，內(nèi)蒙古 呼倫貝爾 021506)

1 設(shè)備簡介

某80萬t/a合成氨尿素裝置，引進某國外制造廠生產(chǎn)的蒸汽輪機驅(qū)動離心式二氧化碳壓縮機組，低壓缸為水平中分式，轉(zhuǎn)子由裝配于軸上的葉輪、推力盤、半聯(lián)軸器組成；主軸材質(zhì)為JIS G4053 SNCM439(AISI4304)，葉輪過度配合并加鍵裝配于主軸上，葉輪材質(zhì)為JIS G4303 SUS403(AISI403)；高壓缸共7級背對背布置，葉輪直徑最小335 mm、最大400 mm。兩端軸封均采用梳齒密封，并配有軸封噴射器回收泄漏工藝氣。徑向軸承為五油葉可傾瓦，直徑100 mm，推力軸承為雙端面金斯伯利型軸承。工藝流程為：來自合成兩洗的0.103 MPa、13 ℃的CO2氣體，經(jīng)二氧化碳壓縮機組加壓至14.6 MPa、117 ℃，送入汽提塔。設(shè)計正常工況流量47694 m3/h，一段入口壓力0.103 MPa，四段出口壓力14.6 MPa，氣體分子量42.69；低壓缸轉(zhuǎn)速6782 r/min，軸功率7501 kW；高壓缸轉(zhuǎn)速9182 r/min，軸功率3522 kW；整機軸功率11076 kW。二氧化碳壓縮機組于2012年6月完成安裝，2012年7月2日進行無負荷機械聯(lián)動試車，低壓缸流量為45122 N·m3/h，低壓缸轉(zhuǎn)速6626 r/min，高壓缸轉(zhuǎn)速 8971 r/min。

2 設(shè)備運行情況

二氧化碳壓縮機組調(diào)試聯(lián)動調(diào)試后，進入帶負荷連續(xù)運行時發(fā)生了軸承放空管線內(nèi)帶油過多的現(xiàn)象。汽輪機、低壓缸、齒輪箱、高壓缸的軸承放空管線接入4寸總管進行放空，油霧會在總管內(nèi)形成冷凝潤滑油。油站油箱總?cè)莘e為23000 L，截止2013年1月軸承放空平均每天損失潤滑油50～60 L，油箱液位每天下降0.3%～0.4%，機組無法長周期運行。現(xiàn)場嘗試回收此部分潤滑油以循環(huán)利用，但是化學分析后發(fā)現(xiàn)存在水分、酸堿值超標的情況，不能回收利用；此外在現(xiàn)場觀察軸封抽氣器入口壓力過高，現(xiàn)場讀數(shù)為0.014 MPa(G)(設(shè)計值為0.003 MPa(G))，在現(xiàn)場將梳齒隔離氣關(guān)閉后仍不能解決此問題。

3 現(xiàn)場檢查情況和初步分析

根據(jù)上述情況，對機組的軸承和梳齒密封系統(tǒng)進行了中修檢查，檢查結(jié)果如下：(1)軸封梳齒間隙0.30 mm符合設(shè)計值(設(shè)計值0.25～0.35 mm)；(2)梳齒密封背部O型環(huán)完好無破損；(3)測量徑向軸承間隙為0.15 mm符合設(shè)計值(設(shè)計值0.12～0.18 mm)，徑向軸承運行時溫度正常為105 ℃(高報警120 ℃、跳車125 ℃)；(4)此外更改了放空管線的連接方式便于故障診斷，軸承放空管線由并入總管排放的連接方式，改為每個軸承座單獨放空。中修完后再次起動機組單獨檢查每個軸承座放空管線，高壓缸非聯(lián)軸節(jié)端的帶油最為嚴重。

通常引起軸承放空帶油的主要因素為攪拌風壓和壓力，其中攪拌風壓與轉(zhuǎn)子的直徑、腔室容積、旋轉(zhuǎn)速度有關(guān)系，以上因素在連續(xù)運行過程中為恒定值；另一方面，在現(xiàn)場觀察到軸封抽氣器入口壓力有超過設(shè)計值的情況，梳齒密封泄漏量過大也會引起此類問題，因此進一步檢查分析梳齒密封的工作情況。

4 梳齒密封結(jié)構(gòu)和運行參數(shù)

齒頂寬度0.3 mm，齒面角度15°，齒頂間距2.5 mm，齒深度2.9 mm，齒根處有R0.8圓角。在主軸梳齒的外徑上有3組O型環(huán)安裝槽，隔離氣梳齒的外徑上有2組O型環(huán)安裝槽。

梳齒密封半剖圖參見圖1，總有五組密封齒組成分割為5個密封區(qū)域，每個密封區(qū)域有氣孔與缸體上的鑄造孔連接通向指定的目標，連續(xù)運行時每個氣孔的功能作用[1]如下：孔1：熱氣供給，供給壓力2.7597 MPa(A)、溫度184.4 ℃，作用為通入高溫防止CO2氣體產(chǎn)生相變生成固體CO2干冰； 孔2：壓力平衡管，管道背壓0.4500 MPa(A)、溫度65 ℃，作用為與低壓缸梳齒密封連接平衡密封壓力； 孔3：低壓缸入口回流，管道背壓0.1047 MPa(A)、溫度13.7 ℃，作用為回收梳齒內(nèi)的氣體通入低壓缸入口； 孔4：軸封抽氣器，設(shè)計流量41.8 N·m3/h、管道背壓0.117 MP(A)、溫度20 ℃，作用為回收梳齒內(nèi)的氣體加速后通入低壓缸入口；孔5：隔離氣入口，供給壓力0.1014 MPa(A)、溫度40 ℃， 作用為防止軸承潤滑油進入梳齒密封。

圖1 梳齒密封半剖圖

5 CFD分析前處理

5.1 模型的建立和計算域

分析模型的建立參見圖2，用于分析的零部件包括：缸體、梳齒密封、主軸。分析前處理對零部件進行了適當簡化以降低計算量，被簡化部件包括螺栓、定位銷、O型環(huán)、以及其他不影響流動的腔室[2]。計算域X方向起始位置位于高壓缸1級葉輪襯套處，X方向結(jié)束位置位于軸承座出口處；Y方向的起始位置位于缸體流道出口，Y方向的結(jié)束位置包裹住了缸體流道的下半部分。

圖2 用于分析的模型(縱剖圖上半部分)

5.2 網(wǎng)格的劃分

參與計算的流體網(wǎng)格數(shù)量2070078，固體邊界網(wǎng)格1089797。全局網(wǎng)格參見圖3、4，對計算域的進出口、梳齒內(nèi)部、缸體流道、氣孔分別進行了網(wǎng)格細化，保證通道內(nèi)擁有4層以上網(wǎng)格[3]更好的捕捉氣體流動梯度。進行了局部細化，讓齒頂?shù)妮S向剖面和橫切面上均有4層以上的網(wǎng)格更好的捕捉氣體在齒頂處的流動梯度。

圖3 全局網(wǎng)格軸向切面上半部分

圖4 全局網(wǎng)格軸向切面下半部分

5.3 邊界條件的設(shè)置

齒頂處的網(wǎng)格參見圖5，對梳齒齒頂細小區(qū)域邊界條件按照實際工況上述梳齒密封運行參數(shù)進行設(shè)置參見圖6，其中壓力開口包括：孔1熱氣供給，供給壓力2.7597 MPa(A)、溫度184.4 ℃；孔2：壓力平衡管，管道背壓0.4500 MPa(A)、溫度65 ℃；孔3：低壓缸入口回流，管道背壓0.1047 MPa(0.0037 MPa(G))、溫度13.7 ℃； 孔4：軸封抽氣器，設(shè)計流量41.8 N·m3/h、管道背壓0.1170 MP(A)(0.014 MPa(G))、溫度20 ℃；孔5：隔離氣入口，供給壓力0.1017 MPa(A)、溫度40 ℃；密封蓋板1[4]：一級葉輪襯套與缸體間隙，壓力2.6117 MPa(A)，溫度34 ℃；密封蓋板2：軸承座腔室壓力0.1013 MPa(A)；真實壁面，主軸轉(zhuǎn)速9182 r/min。

圖5 齒頂處的網(wǎng)格(軸向切面)

圖6 邊界條件的設(shè)置

6 CFD計算過程與分析

迭代完全收斂[5]之后得到以下結(jié)果(圖7)。其中正數(shù)代表進入計算域，負數(shù)代表流出計算域：孔1熱氣供給482.0440 kg/h，孔2壓力平衡管流-292.7590 kg/h，孔3低壓缸入口回流量-84.0220 kg/h，孔4軸封抽氣器入口流量-6.5223 kg/h，孔5隔離氣流量0，一級葉輪襯套入口-93.5062 kg/h，軸承室入-5.2279 kg/h。

圖7 全局計算結(jié)果和收斂曲線

孔1熱氣供給進入計算域之后沿壓力變化方向流動，由于熱氣供給壓力高于1級葉輪襯套處壓力，熱氣通過右側(cè)梳齒進入1級葉輪襯套；熱氣的左側(cè)流動依次進入壓力平衡管、低壓缸入口、軸封抽氣器；當進入到孔5時，分析測得孔5表面的平均靜壓為0.1046 MPa(A)(計算結(jié)果和收斂曲線參見圖8)，已經(jīng)高于隔離氣管道壓力0.1014 MPa(A)，導(dǎo)致隔離氣管道止回閥關(guān)閉隔離氣流量為0；結(jié)合上述情況分析隔離氣并沒有進入到梳齒密封內(nèi)，孔5腔室內(nèi)壓力過高導(dǎo)致了止回閥關(guān)閉，梳齒末端的壓力氣體進入到軸承室。

圖8 孔5表面靜壓計算和收斂曲線

7 改進建議與預(yù)期效果

綜合分析和現(xiàn)場情況，為降低梳齒末端進入軸承室的泄漏量提出以下改進措施：(1)在熱氣供給管道上安裝壓差控制閥，降低熱氣供給壓力，同時又保證熱氣能夠進入梳齒密封內(nèi)，防止高壓低溫下的干冰形成。改進后的數(shù)值如下：梳齒熱氣供給管道與3段入口設(shè)定壓差△0.02 MPa(A)，正常工況時3段入口壓力為2.6117 MPa(A)，梳齒熱氣供給壓力2.6317 MPa(A)，以減小梳齒密封內(nèi)的工作壓力，參見圖9；(2)增大軸封抽氣器工作能力由當前設(shè)計值：額定流量41.8 N·m3/h、抽氣器入口壓力0.1140 MPa(A)(0.014 MPa(G))，更改為設(shè)計值：額定流量62.7 N·m3/h、抽氣器入口壓力0.1013 MPa(ATM)，參見圖10。

圖9 梳齒熱氣供給的壓差控制

圖10 改造前后抽氣器性能對比

改造前后抽氣器性能；上述2個步驟中的更改參數(shù)代入分析后，預(yù)期的結(jié)果見圖11：熱氣供給流量由482.0440 kg/h，降低為405.5940 kg/h；孔2壓力平衡管流量由-292.7590 kg/h，降低為-281.1070 kg/h；孔3低壓缸入口回流量由-84.0220 kg/h，降低為-82.7381 kg/h；孔4軸封抽氣器入口流量由-6.5223 kg/h，增加為-11.5776 kg/h；孔5隔離氣流量由0，增加為0.8160 kg/h，一級葉輪口環(huán)入口流量由-93.5062 kg/h，降低為-29.3129 kg/h；軸承室入口流量由-5.2279 kg/h，降低為-1.6614 kg/h。

圖11 改造預(yù)估性能計算結(jié)果與收斂曲線

8 結(jié)語

針對工廠出現(xiàn)的軸承放空帶油的問題，按照現(xiàn)場工況和零部件實際尺寸建立三維模型，并運用流體仿真技術(shù)對壓縮機組梳齒密封系統(tǒng)工況進行分析，從而提出改進理論依據(jù)。改造后，軸承放空平均每天損失潤滑油3～5 L，油箱總?cè)莘e為23000 L，油箱液位每年下降量6%～8%，機組恢復(fù)長周期運行。