增压机推力轴承温度高原因分析与处理

增压机推力轴承温度高原因分析及处理1.设备概况概述空气压缩机组是化工企业空 分装置的核心机组，是影响下游 装置运行的关键，肩负为下游提 供合格的氧气、氮气的任务。其 运行的好坏关系能耗的高低，影 响装置的正常生产。因此，保证 空气压缩机组的正常运行成为各 厂设备管理的核心问题。增压机 是空压机组的一部分，为后系统 提供各种压力的纯净气体，并将 最终高压空气送至高压主换热器 为液氧复热提供热量。本文对机 组运行过程中增压机推力温度高 的问题进行原因分析及处理。 型号： EBZ-457 转速： 12763rpm 进口压力： 出口压力: MPa额定流量： 98000nm3/h介质： 空气增压机结构特点增压机型号ZEB45-2+2+3,外机壳为锻钢制成的筒式机壳与同 材质的进出风筒、法兰焊接而成 内机壳为球墨铸铁，水平剖分型 与隔板、轴承、转子、闷盖及端 盖组成内筒。其中平衡盘锻制在 轴上， 7级叶轮分三段串联热装在 轴上，中间有段间冷却器和末级 冷却器，期间分布有轮盖密封、 级间密封和排气侧平衡盘密封。 配有平衡管道，由入口处低压侧 连接到平衡盘后，通过平衡盘平 衡掉大部分轴向力，其余轴向力 由推力轴承来承受，推力轴承为 金斯伯雷式，瓦块垫有上、下水 准块、基块。瓦块由碳钢制成， 上面浇铸巴氏合金，该轴承具有 载荷分布均匀，调节灵活，可补偿转子的不对中、偏斜等特点。1-平衡管 2-外机壳 3-内缸 4-轴承座 5-平衡盘 6-转子图 1 增压机结构图 2.存在问题进入提负荷阶段，伴随着负 荷的增加增压机推力轴承主推温 度迅速升高，满负荷时温度达到 115C,运行过程参数变化见表1, 只得切除联锁观察运行，但长期 以往存在的风险也越大,找到问 题根源并进行解决是当务之急。表 1 增压机运行参数变化转速rpm进口 流量Nm3/h出口 压力MPa轴位 移mm主推 温 度C80087504535001200056480016000605130900011003.原因分析及排查 原因分析在机组运行过程中，主推温 度高也是常见的一种事故类型， 长期事故状态下运行，会使得情 况恶化，温度继续升高，巴氏合 金融化，推力轴承损坏等。现罗 列出常见的原因及处理方法。表1 常见推力轴承温度高原因及处 理。查找原因并根据装置运行需 要及时处理，才是保证压缩机组 平稳运行的关键。原因排查造成推力轴承主推温度高的 原因有很多，多是由其他问题体 现出来，排除原因也是故障诊断 的首要措施。3.2.1温度计安装不当 监测探头的安装不当或损坏 造成的假值一般也会产生事故停 车，是原因排除的首要工作。 常见推力轴承温度高原因及处理 温度计安装不当或损坏，检查测温 探头的安装情况，校准温度计，或 更换损坏的测温探头润滑油温度高、油压低、油量少或油粘度升高 检查油的粘度、含水量和抗乳化度 等，检查贮油箱的油位及泵工作情 况，检查润滑油过滤器前后的压差 投用备用过滤器或清洗，检查油系 统阀门开度和漏油情况.检查管网， 是否有堵塞现象。推力盘跳动过大， 瓦块厚度不均或者瓦块损坏或推力 间隙过小，检查、修复 并重新调整 推力间隙至要求范围内；宏观检查， 对不合要求，损坏的瓦块进行更换， 或者整套更换3.2.2 润滑油系统原因 润滑系统一直是机组运行的 血液，油质的好坏直接影响的机 组运行的寿命。供油温度高或者 低都会改变润滑油的粘度，影响 油膜的形成，造成瓦温升高的现 象，进而发生烧瓦等严重事故。 通过在线监测记录得到供油温度 一直稳定在42C，满足大型机组 的润滑油供油要求，并且油过滤 器压差只有达到以下，其他部位 运行正常。根据润滑油月度检验报告，润滑油的粘度、闪点、水 分和杂质均在合格范围内，详见 表 3。排除油质本身引起的轴承温 度高。表 2 润滑油月度检验报表项 目运 动 粘 度 mm2/s闪占C酸 碱 值 Mgk oh/ g水分机 械 杂 质2月44213无无4月221无无5月226无无6月216无无8月217无无另，油量不足也是导致轴承温度高的重要原因，为此重新核 算轴承所需的进油压力也是本次 原因排查的一项重要工作。增压 机推力轴承由独立的支管单独供 油，现场压力表显示压力正常。3.2.3 推力盘跳动过大或推力间 隙偏小推力盘跳动过大，会引起油 膜形成不良，产生局部偏磨现象 引起局部高位；推力间隙过小， 也会影响油膜的形成，导致推力 盘干磨瓦面，温度急剧上升。在 推力盘跳动，故可排除此类原因3.2.4 超负荷运行或负荷急剧变 化检查工艺操作记录，并核对 机组操作曲线，排气压力 ,流量 91000Nm3/h,二/三段操作压比保 持在设计 .在此设计工况不变的 情况下，温度也维持在112-115C 之间。并增压机的入口空气是经 过分子筛纯化过的介质，不含任 何水汽，故推力轴承主推温度高是在 正常工况下产生的。3.2.5 振动增大通过状态检测，在主推温度 升高的过程中，振动伴有正常的 负荷变化而增大的现象，当负荷 平稳后，振动未发生较大的波动 而主推温度也稳定在110C以上。 故此可以排除由振动引起的临时 性变化。3.2.6.平衡盘密封磨损，级间、 口环密封磨损间隙增大或平衡管 堵塞叶轮的级间密封或口环密封 失效，叶轮出口气体泄露至前一 级，增加前级叶轮两侧压力差； 平衡盘密封有倒齿、断齿、齿磨 损的情况时密封失效和平衡管发 生堵塞均可使得平衡盘后压力增 大，两侧压差变小，平衡能力下 降，轴向力增大，是造成推力轴 承温度升高的主要因素。 3.2.7.联轴器膜片拉伸量太大或 太小和对中不良转子的运行过程中产生热 量，预留设定的联轴器膜片预拉 伸量是平衡受热膨胀产生的热应 力。联轴器膜片预拉伸量预留不 足过大或过小都会产生额外的轴 向力，造成温度升高。另，不对中也会引起一定量 的推力温度升高，找正对中也一 直是机组运行不良的一个高发问 题。转动设备在运行过程中，根 据转送介质的不同，有不同程度 的温升，温升会导致设备相对应 的变形，冷态依照安装数据进行 对中是为了矫正运行过程中设备 受热或受冷发生变形而产生的一 系列后续影响。轴承温度高也有 可能是由对中不好造成的。对中 不好，轴承会发生偏载，导致非 油膜承载区受力。根据原理，非 油膜承载区油压低，不足以抵抗 不对中造成的载荷，但频谱图和 轴心轨迹图中尚没有发现由不对 中引起的二倍频振动。3.2.8 推力轴承载荷过大 造成推力轴承超载的因素有 很多，主要在结构和运行两个方 面。运行因素已在上述中排除。 现就结构进行分析。叶轮的轮盘 和轮盖两侧所受的气体作用力方 向相反、大小不同，相互抵消后 还会剩余部分轴向力作用于子上，所有叶轮产生轴向力的代数 和就是整个转子的轴向力，方向 由高压侧指向低压侧；平衡管使 平衡盘两侧产生压差，造成与轴 向力相反方向的作用力，用于平 衡掉大部分轴向力，剩余的轴向 力则由推力轴承承担。一般离心 式压缩机由推力轴承承担的轴向 力约为总数的 20-30%之间，轴承 设计的正常承受比压。 每级叶轮两侧气体压力分布情况见 图 2， 每级叶轮两侧产生的轴向力计算公 式(1)表 3 增压机参数及轴向力计算结果项目叶轮 外径 D(mm)轮盖 侧密 封直 径(mm)轮盘 侧密 封直 径(mm)叶轮 轮毂 处轴 径(mm)叶轮 进口 气流 速度 C (m/Zs)介质 的质 量流量G(kg/s)叶轮 进气 压力 (MPa)叶轮 排气 压力 (MPa)单个 叶轮 轴向 力(N)1级4503502801962级4503402801963级4253022601964级4002842601965级40024826019631386级4002482607级400248273图 2 叶轮两侧气体压力分布图Q -每级叶轮入口气体流量,m3/sC0-叶轮进口气体速度，m/s ；g -重力加速度，m/s2 ；n -转速叭；由（1）式可以得出以下结论2 - d 2Sm2 4 S2 -d 2J111-2 - d 2 丿一 GCm g 0i叶轮出口压力p2与叶轮入压力 p1 的差值越大，则产生的轴向 力就越大。ii缩小轮盖密封直径D1,可使 1）轴向力减小。兀Dnu二药iii当压缩机减负荷运行时，PMr = m ZRTQ0-KF0式中叶轮进、出口压差增大，气流冲力减小，会导致轴向力增大。叶轮轮盖和轮盘两侧气体泄漏量的影响也会对产生一个附加P1 、P2 -叶轮进、出口气体绝对压力； u2、us -轮缘和轮盖密封直径处圆 周速度；丫 m -在轮盘空腔中气体的 平均密度；M -气体分子量；T -气体绝对温度，K;Z -气体压缩因子， m3/s ；轴向力叶轮两侧压力分布规律不 一样，轮盖侧压力比论盘车下降的 快，出口处两侧压力也不相等，存 在着有轮盘侧想轮盖侧的轴向力， 根据经验得式（2）AP 二丽D 2g2.（2）对于叶轮后有扩压器的级来平衡盘所产生的轴向力与叶说，叶轮出口气体压力沿圆周分布 轮的轴向力刚相反方向，平衡盘的均匀的多，AP要小一些，根据相关轴向力为:实验AP沁1.5x 10-2。在多级离心式压 缩机组，由于下一级叶轮入口气体 压力比前级叶轮出口压力高，前级 轮盘侧气体是从下一级入口倒漏 过来，从中心漏向轮缘，和轮盖侧 的泄露方向相反，根据实验当径向 分速系数申2r=0-2时，中间级的AP约 为末级的倍。所以叶轮最后的轴向 力P P + AP 叶=(3)增压机入口流量94500Nm3/h，, 一段压缩后，压力，温度134C；二 段入口 88200Nm3/h，温度 40C，压 缩后压力，温度138C；三段入口流 量57000Nm3/h，压缩后压力，温度 182C。将各级叶轮参数带入式 (1)(2)(3)中，即可得到正常工况 下7级叶轮的轴向力详见表4，因 相关参数取值原因，得到的轴向力 均约值，只具参考价值。P 沁 205600N。图3平衡盘受力P = (P平 42-P )(D2-Dj 平 p 1 4)式中：P2-平衡盘前的气体压力，即末级 叶轮出口压力；Pj-平衡盘后气体压力，即大气压 力。分析(4)式，可以得出如下 结论：i平衡盘外径和轮毂直径差值 越大，平衡轴向力效果越好，即平 衡盘轮毂一定时，平衡盘外径尺寸 越大，平衡效果越好。ii平衡盘外圈迷宫密封效果 越好，泄露越小，平衡效果越好。 即压差越大，反作用力越大，平衡效果越好。对于离心式压缩机一般 预留 30%的轴向力作用在推力轴承 上，以保证转稳定运行。根据平衡盘尺寸，由上式可得 平衡盘产生的轴向力。最终由推力 轴承承载的轴向力为 P = P P 推 叶 平.（5）平衡盘外径D平=266mm,平衡盘轮毂 处直径Dp=196mm,平衡盘内侧压力 P2二,平衡盘外侧平衡管与大气相 通P1=.代入（4）式，可以计算出 平衡盘平衡掉的轴向力约为： 牛177708N由（5）式得平衡盘到剩余由推力 轴承受的轴向力：Pt=205600-177708=27892 N轴承受力面积为13600mm2,得到轴 承实际承受比压为。巴氏合金止推 轴承比压的最大许用经验值（GB/T 可知许用比压为5MPa。而轴承运行 中正常承受比压一般设计在，实际 承受的比压已经远远超过了正常 值。由此可知推力轴承载荷过大是 造成温度超高的主要原因。4.处理方案及技术措施通过上诉的原因分析和排除， 推力轴承载荷过大是导致温度过 高的首要原因。 是造成推力轴承载荷过大导致温 度高的直接原因。增压机满负荷运 行出口压力达到时，推力轴承主推 温度温度65-68C,轴位移0.25mm, 达到了理想目标见图 6。机组的事 故管理是任重而道远的工作,其他 的隐患也同样的急需排除,以保证 装置长久、稳定的运行。参考文献1 董建军,循环氢压缩机推力瓦温度高原因分析及处理,石油与化工设备,45-47；2 程传芳；二氧化碳压缩机高压缸止推瓦烧损 原因分析及相应措施,124-126；3 沈立智,大型旋转机械的状态检测与故障诊 断,机械工业出版社,35-37；4 于群 齐富民 闻天苑主编。最新轴承设计 与技术规范、故障诊断实务全书,当代中国音像出版社；5 张根珠周彪，GM型离心式鼓风机组轴位移 量增大原因分析与处理，风机技术，74-766 离心式压缩机，大连工学院编，化学工业 出版社