全加壓“三合一”機組空壓機聯軸器及軸承改造

席洪峰

(云南解化清潔能源開發(fā)有限公司解化化工分公司，云南 開遠 661600)

全加壓硝酸機組是從美國引進的二手設備，屬于美國20世紀90年代產品，在當時是較先進的加壓硝酸生產裝置。原流程中空氣壓縮機由電機及尾氣膨脹透平驅動，副產蒸汽外送。根據我廠實際情況，取消電機改蒸汽透平，所產蒸汽并入廠內蒸汽管網；取消原尾氣廢鍋，提高了進入尾氣透平的尾氣溫度，增大尾氣膨脹機的動力以滿足空氣壓縮機的需要。其中，汽輪機由杭氧重新進行配套設計。機組安裝后運行情況一直不理想，空壓機西軸瓦(與尾氣透平連接端)振動值較高(203 μm 以上，最高超過儀表監(jiān)測上限 400 μm)，成為機組穩(wěn)定運行的安全隱患。

1 原因分析

改造前機組工藝運行數據統(tǒng)計見表1。

表1 改造前機組工藝運行數據統(tǒng)計表

1.1 聯軸器找正數據分析

從表1看出，空壓機東瓦、西瓦軸振動值均較高，特別是西瓦軸振動值(高達 203 μm)，這對機組穩(wěn)定運行影響較大，容易造成軸瓦損壞，進而引發(fā)重大事故。由于該空壓機轉子結構特殊，采用的是三支撐結構，轉子進行整體動平衡不具備條件。原機組采用單個零部件進行動平衡的方式進行組裝，確保裝配后轉子整體的動平衡符合條件。且機組在2014年前運行情況較好，空壓機西瓦振動值在 125 μm 以下，所以可以排除是轉子不平衡引發(fā)的振動。排除轉子本身的問題后，引發(fā)轉子振動高的關鍵因素便是找正對中性不能滿足機組在熱態(tài)(工況下)下運行要求，所以必須重新對找正數據進行分析，確定找正要求。同時，因原膨脹機三個定位銷為圓柱銷，后因裝配困難被改為圓錐銷。在機組熱態(tài)運行情況下，錐銷極有可能發(fā)生變動，導致找正數據遭到破壞，所以在找正數據確定后，必須對膨脹機三個定位孔進行鉸孔，增配圓柱銷定位。

1.2 聯軸節(jié)存在的問題分析

空壓機與膨脹機原聯軸器為齒套式聯軸器[1]。該系列聯軸器對中要求較高、本身質量較大、拆裝較為不便，且運行中齒面磨損較快，容易產生間隙，對機組穩(wěn)定運行影響較大。在檢修中，對齒輪側間隙進行了測量，達到 2.0 mm(超過規(guī)定值)[1]，且齒套有斷齒。這樣，在高速狀態(tài)下，將影響傳動平穩(wěn)性，造成空壓機西面軸承振動值增高。為此必須對聯軸器進行改造。

1.3 空壓機西面軸承存在問題分析

空壓機西瓦軸承處軸徑為 85 mm，軸瓦寬度為 73.3 mm，寬徑比為0.86。按照機械設計手冊[2]推薦標準，高速旋轉設備滑動軸承寬徑比推薦在0.6～1.5之間選取。寬徑比小，有利于提高運轉穩(wěn)定性，增大端泄量以降低軸瓦溫升。但軸承寬度減小，軸承承載能力也隨之降低。結合實際運行中西瓦回油溫度最高不超過 65 ℃，這與回油溫度不超過 70 ℃ 有一定距離。而且空壓機東瓦軸徑為 95 mm，寬度為 110 mm，寬徑比為1.16，在實際運行中狀況較好。根據上述情況分析，空壓機西瓦寬徑比偏小，導致承載力不夠，進而引發(fā)軸承振動是極有可能的。為此，需對軸瓦進行改造。

2 解決方案

2.1 對中找正的數據調整

為保證對中找正能夠滿足熱態(tài)對中，在機組運行時進行了一些現場試驗及數據收集。為搞清楚機組在運行中空壓機和膨脹機的膨脹情況，在膨脹機、空壓機頭部和尾部制作了檢測裝置，測量出在工況下膨脹的數值。待機組停車時，再次在同部位測量數據。最終發(fā)現，工況下膨脹機垂直方向膨脹量明顯大于空壓機膨脹量，而且尾部膨脹量大于頭部。在停機檢查空壓機西瓦時發(fā)現，上軸承有磨損，而下軸承完好，這也和膨脹機工況下上浮較大的分析是吻合的。為此可以確定找正的要求。通過收集的數據及整理，最終確定空壓機與膨脹機找正要求為軸向上張口 0.02 mm～0.03 mm(數差)，徑向空壓機偏低 0.20 mm(數差)。

2.2 聯軸器的改造

通過對聯軸器的綜合分析及比對，決定選用膜片式聯軸器[1]。這是因為：第一，膜片式聯軸器質量較輕，可以減少對轉子影響；第二，膜片式聯軸器克服對中找正的補償能力更強；第三，現大多數高速離心機使用的聯軸器都為膜片式聯軸器，有較高的參考價值。而且，在“三合一”機組上汽輪機與空壓機就是采用膜片式聯軸器，而東瓦振動情況一直較好。為此，選定無錫創(chuàng)明工程有限公司的DJ型膜片聯軸器進行改進。雙方通過多次溝通及確認，最終設計出針對三合一機組的膜片式聯軸器。

改造后的聯軸器見圖1。

圖1 改造后聯軸器結構圖

2.3 西軸瓦改造

根據1.3，西瓦寬徑比較小，應當增大軸瓦有效寬度，初步確定軸承寬徑比為1.2。根據軸瓦直徑85 mm，計算出軸瓦寬度應為102 mm。確定軸瓦寬度后，對軸承位置進行現場實測，該位置完全能夠滿足改造要求。因為之前運行過程中小寬徑比機組軸承沒有發(fā)生嚴重損壞，只是振動值較高。而增大寬徑比后承載能力是增強的，故而無需進行承載力校核。故此，只需對潤滑油溫升進行校核，驗證是否能夠滿足工藝回油溫度小于70 ℃的要求。

2.3.1 計算潤滑油溫升[2]

已知空壓機滿負荷功率出口壓力P=0.74 MPa，出口管內徑d=0.30 m，轉速n=5620 r/min，軸徑d=85 mm。

計算軸徑圓周速度v，根據公式：

計算工作載荷F，根據公式：

F=P·S=0.74×106×3.14×0.15×0.15 =52281(N)

計算軸承工作壓力P，根據公式：

根據改造前的潤滑油溫度入口溫度在 40 ℃，出口溫度 65 ℃，平均溫度在 52.5 ℃。考慮到增大寬徑比有可能帶來潤滑油溫度升高，擇選定平均油溫tm=60 ℃[3]。

根據現使用潤滑油牌號為L-AN46汽輪機油。

按tm=50 ℃，查出L-AN46的運動黏度為γ60=20 cSt

取潤滑油密度ρ=900 kg/m3，則可根據公式換算出L-AN46潤滑油 60 ℃ 的動力黏度

η60=ργ60×10-6=900×20×10-6=0.018(Pa·m)

根據經驗值，取ψ=0.0028。

計算軸承與軸頸的摩擦系數，因軸承的寬徑比B/d=1.2≥1，取隨寬徑比變化的系數ξ=1，由摩擦系數計算公式：

+0.55×0.0028×1=0.00352

計算承載量系數Cp，根據公式

計算軸承偏心率χ，根據Cp及B/d的值可查出偏心率χ=0.822

查潤滑油流量系數，根據寬徑比B/d=1.2及偏心率χ=0.822，可查得潤滑油流量系數q/ψvBd=0.135。

計算潤滑油溫升Δt，按潤滑油密度ρ=900 kg/m3，取比熱容c=1800 J/(kg·℃)，表面?zhèn)鳠嵯禂礱s=80 W/(m2·℃)。根據公式

計算潤滑油入口溫度，根據公式

當ti>35 ℃，則表示軸承熱平衡易建立，故一般取ti=35～40 ℃，故上述入口溫度合適。根據氣候條件及實際情況，選擇入口油溫ti=35 ℃

校核出口溫度，根據公式t0=ti+Δt=35+34=69(℃)<70℃。

通過溫升校核，增大寬徑比后能夠滿足工藝條件，而一般平均溫度不超過 75 ℃ 都能保證軸承的承載能力[4]，故而更加證明其改造的可靠性[5]。

3 改造效果

1)改造后經過試車正常運行后，滿負荷條件下西瓦振動值下降至 125 μm 以下，效果顯著。

2)改造后西瓦回油溫度在 65 ℃ 以下，未發(fā)現明顯溫升變化，完全能夠確保軸瓦正常運行。