離心壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸向力的計算及減小措施

彭 剛

（中國石油大慶煉化公司檢維修中心，黑龍江大慶 163411）

0 引言

在投入使用一段時間后，離心壓縮機(jī)會因?yàn)槊芊馊p壞、平衡管堵塞、潤滑油減少等原因，導(dǎo)致葉輪軸向力突然增大。正常情況下，可以利用轉(zhuǎn)子平衡盤可以平衡掉一部分軸向力，從而使葉輪軸向力維持在設(shè)計范圍之內(nèi)。經(jīng)過平衡處理后，如果仍然存在軸向力偏大的情況，就會造成軸承的載荷過大、加劇磨損，縮短設(shè)備的使用壽命，甚至?xí)霈F(xiàn)“燒瓦”的情況。因此，在離心壓縮機(jī)的日常維護(hù)中，需要計算轉(zhuǎn)子軸向力、以判斷是否超出正常范圍，超出范圍的則必須盡快采取措施減小軸向力。軸向力主要由平衡盤和止推軸承來平衡，因此可以通過增大平衡盤、改善止推軸承潤滑性能等措施來減小軸向力。

1 離心壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸向力求解

1.1 基本參數(shù)

本文選用RBZ45-2+2+3 離心壓縮機(jī)作為研究對象，其主軸與端蓋之間為碳環(huán)密封，各級段間的軸封為迷宮密封。轉(zhuǎn)子共有7 級葉輪，平衡盤位于末級葉輪的外側(cè)。該壓縮機(jī)的性能參數(shù)見表1，結(jié)構(gòu)參數(shù)見表2。

表1 壓縮機(jī)性能參數(shù)

表2 壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù) mm

1.2 轉(zhuǎn)子軸向力的計算

離心壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸向力的合力Ftot由輪盤側(cè)間隙軸向力F2、進(jìn)口壓力產(chǎn)生的軸向力F0、輪蓋側(cè)間隙軸向力F1和進(jìn)口氣體動量產(chǎn)生的軸向力Fcz共同組成[1]。即Ftot=F2-F0-F1-Fcz。

（1）輪盤側(cè)間隙軸向力F2的計算公式為：

式中 Pr2——輪盤側(cè)間隙氣體壓力，MPa

D2——葉輪出口直徑，mm

dm——輪盤后直徑，mm

r——轉(zhuǎn)子直徑，mm

（2）進(jìn)口壓力產(chǎn)生的軸向力F0的計算公式為：

式中 D1——輪蓋進(jìn)口直徑，mm

dj——輪轂直徑，mm

P1——進(jìn)口壓力，MPa

（3）輪蓋側(cè)間隙軸向力F1的計算公式為：

式中Pr1——輪蓋側(cè)間隙氣體壓力，MPa

（4）進(jìn)口氣體動量產(chǎn)生的軸向力Fcz的計算公式為：

式中 Qm——進(jìn)口氣體流量，m3/h

cz——進(jìn)口橫截面積，mm2

1.3 軸向力計算結(jié)果

本文研究的離心壓縮機(jī)共有7 級葉輪，需要根據(jù)轉(zhuǎn)子與各級葉輪尺寸和進(jìn)出口壓力，分別計算各級葉輪的軸向力，最后再通過求和得到整個轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的總軸向力[2]。這里以第一級葉輪為例，結(jié)合離心壓縮機(jī)的基本參數(shù)，計算其軸向力。計算過程如下：

（4）進(jìn)口氣體動量產(chǎn)生的軸向力Fcz=Qmcz=47.5×15=712.5 N。

所以，第一級葉輪的軸向力Ftot=F2-F0-F1-Fcz=106 058 N。

按照同樣的方法，可以分別求得2～7 級葉輪的軸向力（表3）。

表3 轉(zhuǎn)子各級葉輪的軸向力 N

結(jié)合表3 的數(shù)據(jù)，利用求和公式計算轉(zhuǎn)子系統(tǒng)7 級（未級）葉輪的總軸向力F=4.4×105N。

在離心壓縮機(jī)的組成結(jié)構(gòu)中，平衡盤的主要作用是調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)子軸向力（圖1）。圖1 中，Db1、Dbh表示的是平衡盤高壓側(cè)、低壓側(cè)的內(nèi)徑，Db2表示的是平衡盤的外徑；P1和P2分別表示進(jìn)口與出口壓力。

圖1 平衡盤結(jié)構(gòu)

平衡盤可以平衡掉的軸向力，可通過式（5）求得：

結(jié)合上文計算結(jié)果，總軸向力F 為4.4×105N，則軸承的軸向力為Fz=F-Fb。

求得Fz為2.1×105N。由此可得，在RBZ45-2+2+3 離心壓縮機(jī)的實(shí)際運(yùn)行過程中，應(yīng)確保轉(zhuǎn)子軸向力不超過2.1×105N，否則有可能導(dǎo)致止推軸承的軸向載荷過大而加劇止推軸承的磨損。

2 離心壓縮機(jī)減小軸向力的措施

離心壓縮機(jī)在運(yùn)行工況穩(wěn)定、內(nèi)缸密封良好的情況下，軸瓦可以正常承載軸向力。但是隨著離心壓縮機(jī)運(yùn)行時間的增加，特別是在日常養(yǎng)護(hù)不到位的情況下，潤滑油減少、品質(zhì)下降，導(dǎo)致軸向力明顯增加。當(dāng)軸向力超出軸承的負(fù)載后，就會影響軸承的正常運(yùn)行，嚴(yán)重時還會導(dǎo)致停機(jī)故障[3]。因此，當(dāng)軸向力過大時，需要采取措施減小軸向力，常用的方法有改造平衡管和加大平衡盤兩種。

2.1 改造平衡管

本文研究的RBZ45-2+2+3 離心壓縮機(jī)，平衡管位于平衡盤出口與壓縮機(jī)進(jìn)口之間，由于平衡室內(nèi)工藝氣壓力可以達(dá)到1.1 MPa，這些高壓氣體進(jìn)入壓縮機(jī)進(jìn)口后會導(dǎo)致壓縮機(jī)發(fā)生喘振，從而增加軸向力。因此，本文對平衡管進(jìn)行了優(yōu)化改造，平衡管一端連接平衡盤的出口、另一端放空，這樣平衡室的高壓工藝氣可以經(jīng)平衡管直接排放到空氣中[4]。改造后，平衡管的排氣量可以達(dá)到2800～3100 Nm3/h。經(jīng)運(yùn)行觀測發(fā)現(xiàn)改造后的壓縮機(jī)工況穩(wěn)定，喘振問題得以解決。

同時，利于式（5）計算改造后的被平衡掉的軸向力。將數(shù)值帶入上式后，求得Fb為2.9×105N。改造后的軸向力Fz=F-Fb，則可求得Fz為1.5×105N、小于改造前的2.1×105N，這說明經(jīng)過平衡管改造后離心壓縮機(jī)的軸向力已明顯降低。

2.2 增大平衡盤面積

平衡盤的一側(cè)是葉輪，另一側(cè)是平衡室。平衡盤兩側(cè)的出口壓力和入口壓力存在一定的壓力差，而這個壓力差與葉輪軸向力相反，進(jìn)而具備了平衡軸向力的功能。平衡盤對軸向力的調(diào)節(jié)能力受到多種因素（如尺寸、形狀等）的影響，本文在進(jìn)行離心壓縮機(jī)改造時遵循簡易性和適用性原則，調(diào)整了平衡盤的尺寸，平衡盤直徑由原來為290 mm 的調(diào)整為300 mm。重新安裝后，由于平衡盤直徑增加，因此兩側(cè)的壓力差也會相應(yīng)的加大，從而達(dá)到減小軸向力的效果[5]。

改造后的軸向力Fz為1.13×105N，小于改造前的2.1×105N，說明增加平衡盤尺寸后軸向力大幅降低。

3 結(jié)束語

轉(zhuǎn)子軸向力過大是離心壓縮機(jī)運(yùn)行過程中比較常見的一類現(xiàn)象，造成這一現(xiàn)象的原因有多種，如平衡管的安裝方式不科學(xué)、止推軸承的潤滑效果變差、軸承密封失效等。軸向力過大會加劇止推軸承的磨損，進(jìn)而引起“燒瓦”等故障，對離心壓縮機(jī)的穩(wěn)定運(yùn)行造成影響。目前減小軸向力的措施主要有兩個對象，一是平衡盤、平衡管，另一個是止推軸承。本文主要針對前一種措施展開分析，改造平衡管連接方式。增大平衡盤尺寸之后，經(jīng)過轉(zhuǎn)子軸向力計算，可以發(fā)現(xiàn)改造后的轉(zhuǎn)子軸向力比改造前有大幅降低。經(jīng)過改造后，止推軸承所受軸向力處于合理范圍之內(nèi)，對延長軸承使用壽命和保障離心壓縮機(jī)的穩(wěn)定、高效運(yùn)行有積極幫助。