丁 毅 ，张育林

（1．兰州石化公司；2.兰州中凯工贸有限责任公司，甘肃 兰 州 7 30060）

兰州石化公司化肥厂是兰州石化公司集有机、无机化工产品于一体的综合性分厂。膨胀透平增压机是合成氨装置的关键设备，主要作用是为氮气压缩机增压。该机由德国ATLASCOPCO公司制造，型号为ETB150NS。

2007年7～8月，B膨胀透平增压机因打量不足进行了大修，更换了膨胀侧轴承及三件轴封。2008年4月2日凌晨因突然停电造成整个化肥装置停车。在恢复开车过程中，停电前在用的B膨胀透平增压机（该机A、B两台一开一备）开启后，膨胀侧止推瓦温度高联锁跳车，瞬间瓦温高达180℃。该处瓦温正常运行时应为75～95℃。在检修过程中，发现增压侧止推瓦完好，而膨胀侧止推瓦八个瓦块均烧损变色，平均减薄超过1mm，两侧径向瓦也有不同程度的磨损，五处轴封石墨环均破损，需全部更换。另转子膨胀侧止推面磨损严重，需修复。本次检修的备件费用高达二三十万元，给化肥厂造成了较大的经济损失，为今后减少或杜绝此类事故的发生，特对膨胀透平增压机膨胀侧止推瓦烧损原因进行了探讨。

一、膨胀透平增压机结构简介

膨胀透平增压机基本为筒形缸体，膨胀与增压两侧缸体由中间轴承支架联接。设计正常转速为29 300r/m。膨胀侧入口装有喷嘴，以调节进气量。膨胀侧与增压侧共用一根轴，两端各有一级叶轮，相互对排，均为闭式结构，由铝合金制成。膨胀侧有两组轴密封，增压侧有三组轴密封，该密封外部为铬钢，内部镶有填充石墨环，有非常高的安装质量要求（安装间隙0.075～0.12mm）。轴封间通有密封氮气，能有效防止油气相互泄漏。在轴中间轴肩两侧各有一个径向止推联合轴承，能同时起到支撑与止推作用，其结构见图1。

二、膨胀透平增压机转子轴向推力的分析及计算

根据机组DCS控制终端及当班巡检记录显示，机组润滑油泵出口油压平稳正常，回油视镜中流量连续稳定，首先排除了由于润滑油系统出现故障而导致烧瓦的可能。根据增压侧止推瓦完好而膨胀侧止推瓦磨损严重的事故现状，初步判断是转子的轴向力平衡不好造成的。

由于叶轮的轮盘和轮盖两侧所受的气体作用力不同，相互抵消后，还会剩余部分轴向力作用于转子，所有叶轮轴向力之向量和就是整个转子的轴向推力。转子的轴向推力经平衡后，剩下的轴向推力由止推轴承来承担。如果推力过大会影响轴承寿命，严重时会造成轴瓦烧损，引起转子位移过大，造成转子与静止部件的严重碰撞。因此，根据止推瓦及轴密封的破坏状况，有必要对膨胀透平增压机转子轴向推力进行验算。

1.在正常生产工况下转子轴向推力计算

（1）膨胀侧转子轴向推力计算

叶轮两侧气体压力分布情况见图2。轴向推力计算公式为：

式中：D1、D2、dM——相应部位直径，m；

P2——叶轮进口气体绝对压力，Pa；

ρ1、ρ2——叶轮出口、进口气体密度，kg/m3；

ρM——叶轮轮盘、轮盖两侧空腔中的气体密度，kg/m3，可取ρM=1/2（ρ1+ρ2）；

u2——叶轮进口气体圆周速度，m/s。

参数如下：入口流量Q=33 000Nm3/h，转速n=29 300r/m，入口压力P2=2.06MPa，入口温度T2=157.7K，出口压力P1=0.68MPa，出口温度T1=97.98K，D1=108.8mm=0.1088m， D2=150mm=0.15m， dM≈dj=55.6 mm=0.0556m，ρ2=P2/ZRT2，其中Z——气体压缩因子，当压力＜5.0MPa，可取Z=1；R——气体常数，R=296.7J/kg·K；代入计算得ρ2=44 kg/m3。ρ1=P1/ZRT1=22.9kg/m3，ρM=33.45kg/m3，u2=πD2n/60=230m/s。将上述数值代入式(1)，得F膨=13 135.2N。

（2）增压侧转子轴向推力计算

叶轮两侧气体压力分布情况见图3。轴向推力计算公式为：

式中：D1、D2、dM、dj——相应部位直径，m；

P1、P2——叶轮进、出口气体绝对压力，Pa；

ρ1、ρ2——叶轮进、出口气体密度，kg/m3；

ρM——叶轮轮盘、轮盖两侧空腔中的气体密度，kg/m3，可取ρM=1/2（ρ1+ρ2）；

u2——叶轮出口气体圆周速度，m/s；

G——气体质量流量，kg/s；

C1Z——叶轮进口气体绝对速度，m/s。

参数如下：入口流量Q1=33 200Nm3/h，转速n=29 300r/m，入口压力P1=3.413MPa，入口温度T1=313K，出口压力P2=4.778MPa，出口温度T2=353.6K，D1=103.8mm=0.103 8m，D2=180mm=0.18m，dM≈dj=69.3 mm=0.069 3m，ρ1=P1/ZRT1=36.75 kg/m3， ρ2=P2/ZRT2=45.54 kg/m3， ρM=1/2（ρ1+ρ2）=41.15kg/m3，u2=πD2n/60=276m/s，G=Q1×ρ1=11.54 kg/s，C1Z=Q1/S，由S=1/4π（D12-DM2），得C1Z=66.78m/s。将上述数值代入式 （2），得F增=4 230N。

（3）整个转子轴向推力计算

转子轴向推力分布见图4。

整个转子轴向推力为两侧推力的向量和：F=F膨-F增=8 905.2N。由此可知，在正常生产工况下转子所受的轴向推力为8 905.2N。有资料记载，转子上应保留10 000N的轴向力，否则将引起转子轴向窜动。该值基本接近10 000N，而且根据A膨胀透平增压机良好的运行状况，可知膨胀透平增压机在正常生产工况下的轴向推力符合要求。

2.在开停车等非正常状况下转子轴向推力计算

在2007年7～8月对膨胀透平增压机的检修中，由于备件原因，膨胀侧径向瓦实际安装间隙为0.20mm，而要求安装间隙为0.14～0.16mm。在开车过程中，由于未按试运转要求进行操作，膨胀机轴振动值一度超标以致联锁跳车。这些都会对轴密封造成损害，导致轴密封间隙增大，据测量，这批更换下来的轴密封平均间隙为0.60mm，比要求间隙增大5～8倍。在这种情况下，转子的轴向推力肯定会有变化。以下对变化后的轴向力进行计算。

（1）膨胀侧转子轴向推力计算

叶轮两侧气体压力分布情况见图2。轮盘侧气体压力变为P2'。轴向推力计算公式为：

式中：P2'——叶轮轮盘侧气体压力。其他参数意义同式（1）。

参数如下：入口流量Q=17 500Nm3/h，转速n=26 200r/m，入口压力P2=1.13MPa，入口温度T2=163.3K，出口压力P1=0.606MPa，出口温度T1=101.76K，因轮盘侧空腔中气体速度呈线性增加，那么可假设气体压力呈线性降低，因此可取P2’=1/2，P2=0.565MPa。ρ1=P1/ZRT1=20.07kg/m3，ρ2=P2/ZRT2=23.32 kg/m3，ρM=1/2（ρ1+ρ2）=21.7 kg/m3，u2=πD2n/60=205.67 m/s，将上述数值代入式 （3），得F膨'=-2 337N。

（2）增压侧转子轴向推力计算

叶轮两侧气体压力分布情况见图3，轮盘侧气体压力变为P2'。轴向推力计算公式为：

式中：P2'——为叶轮轮盘侧气体压力。其他参数意义同式（2）。

参数如下：入口流量Q1=17 700Nm3/h，转速n=26 200 r/m，入口压力P1=3.033MPa，入口温度T1=313K，出口压力P2=4.107MPa，出口温度T2=351.9K，P2'=1/2 P2=2.054 MPa。ρ1=P1/ZRT1=32.66 kg/m3， ρ2=P2/ZRT2=39.34 kg/m3， ρM=1/2（ρ1+ρ2）=36 kg/m3，u2=πD2n/60=246.8 m/s，G=Q1×ρ1=6.15 kg/s，C1Z=Q1/S，由S=1/4π（D12-DM2），得C1Z=40.1 m/s。将上述数值代入式（4），得F增'=-45 317N。

(3)整个转子轴向推力计算

转子轴向推力分布见图4，F'=F膨'-F增'=42 980N，该值远大于10 000N。由此，机动处和化肥厂机动科以及维修保运单位技术人员得出一致结论：由于轴密封间隙超标，使得泄漏量增大，造成轴向推力增加。加之突然停电时系统压力不稳定，进一步加剧了轴向力的不平衡，最终造成转子轴向窜动，止推瓦烧损，轴密封破坏。

通过膨胀透平增压机转子在两种工况下轴向推力计算结果可以看出，在正常稳定运行工况下，止推轴承所受推力较小，而在轴封间隙增大且开、停车过程中轴承所受推力非常大。

三、减少事故的措施及效果

①严格把好备件质量关，不用不符合要求的备件。②对检修人员进行培训，提高检修和安装的水平；严把质量关，严格按安装标准进行检测，精度一定要达到要求。③严格按操作规程操作，特别是在检修完试车时，严格按以下步骤执行：关闭主切断阀，喷嘴全开。稍开主切断阀使转子转起来，把转速控制在最小，维持几分钟，然后关闭主切断阀使其停转。重复这个操作，转速提高一些。运转5min后使其停转。这样，原先加热过的石墨密封得以降温。5min后再试一下透平。逐渐提高转速，5～10min后使转速达到操作时的转速，然后透平才可以加载。④为润滑油泵P3467B配接事故电源。

由于采取了上述措施，在排除此次故障后1年多时间里，膨胀透平增压机运转正常，没有再发生同样的问题。