离心式合成气压缩机高压缸轴向推力计算模型及其应用

第4期
2018年7月中氮肥
M-Sized Nitrogenous Fertilizer Progress
No. 4 Jul. 2018
离心式合成气压缩机高压缸轴向推力
计算模型及其应用
弓定振
(中海石油建滔化工有限公司，海南东方572600)
[摘要]对某甲醇装置离心式合成气压缩机高压缸转子结构进行简化，将压缩机转子所受轴向推力进 行分解，并建立转子所受轴向推力的计算模型，计算得出压缩机在正常工况和紧急停车过程中的轴向推力，所得计算结果与压缩机厂商提供的测算数据较为接近，表明该计算模型具有较强的参考意义。

基于轴向推 力计算模型验算发现，紧急停车过程中合成气压缩机高压缸转子产生的轴向推力超出了止推盘锁紧螺母和 止推轴承的承受能力，易造成干气密封损坏。

为此，通过增设平衡盘压力检测表、改造压缩机平衡系统以 消除平衡管的气阻，确保了合成气压缩机的安全、稳定运行。

[关键词]离心式合成气压缩机；转子；轴向推力；计算模型；止推盘锁紧螺母；干气密封；平衡管压 差；技术改造
[中图分类号]TH452 [文献标志码]B[文章编号]1004 -9932(2018)04 -0050 -05
1合成气压缩机高压缸简况
某甲醇装置以天然气为原料，转化反应生成
[收稿日期]2017-12-27 [修稿日期]2018-01-02
[作者简介]弓定振（1984—）男，山西文水人，硕士，工程 师，中海石油建滔化工有限公司工艺技术部工艺技术监督。

3.4机械杂质堵塞
机械杂质堵塞，杂质主要是管道铁锈或安装时遗留的垃圾。

乙烯进蒸发器前的常温段及上游系统均采用碳钢管道，易产生铁锈；板翅式换热器内杂质通过率极低（其结构相当于60〜80目的过滤器），设备安装后吹除杂质时若带蒸发器吹扫，极易造成杂质堵塞。

处理方式：检查乙烯流道的清洁度，尤其应注意碳钢管道的除锈和控锈措施；乙烯介质进蒸发器前设置带阻力指示的过滤器；增设乙烯侧差压测点。

3.5换热器的热阻大
丙烯压缩机的润滑油进入换热器中（主要是指丙烯侧），润滑油会粘附在换热器翅片上，增大热阻。

处理方式：对气体成分进行分析检查。

3.6 丙稀侧蒸发液位过高或过低
丙烯蒸发液位的高低对换热器的温差有一定的合成气通过离心式合成气压缩机提压以达到甲醇合成系统的要求。

该离心式合成气压缩机由蒸汽透平驱动，分为三段两缸。

其中，合成气压缩机高压段和循环段共用一个缸体，合称高压缸；从循环段（非驱动端）接平衡管将级间漏气引入高压段入口（驱动端）。

高压缸转子结构如图1所示。

的影响。

丙烯液位高，热虹吸循环倍率大，有利于传热；但若液位过高，由丙烯液位在蒸发器底部形成的压力会减小蒸发器的夹点温度。

处理方式：丙烯蒸发液位控制在50%〜80%，高负荷或满负荷生产时仔细调节丙烯液位。

4结束语
由于铝板翅式内热虹吸换热器的高效、紧凑性，其应用领域广泛，但其结构和常见的管壳式换热器不同，要充分发挥铝板翅式内热虹吸换热器的优势，除了需加强操作管理与运行维护外，与之有关的系统设计优化及配置也尤为关键，在流程设计、系统配置和施工及操作等过程均需足够重视。

虽然不同的装置使用的铝板翅式内热虹吸换热器各不相同，但其工作原理是一样的，故 本文就某项目中铝板翅式内热虹吸换热器出现的传热问题及其处理方式的论述，期望能为业内及此类换热器的设计提供一点参考与借鉴。

第4期弓定振：离心式合成气压缩机高压缸轴向推力计算模型及其应用• 51 •
循环段叶轮 高压段叶轮
图1合成气压缩机高压缸转子结构示意图
2轴向推力计算模型
离心式压缩机的叶轮在高速旋转时，会在各 个流道之间产生不同方向的压力，这些力将使转 动部件沿轴向窜动，其合力被称为轴向推力。

基于合成气压缩机高压缸在运行过程中出现 的一些问题，认为合成气压缩机高压缸转子轴向 推力异常，可能影响机组的安全、稳定运行。

为 此，拟建立合成气压缩机高压缸转子轴向推力计 算模型，以利于分析轴向推力异常的原因，并为 寻求应对措施提供指导。

为便于轴向推力计算模型的建立，对合成气 压缩机高压缸转子结构进行简化（如图2所 示），简化后的转子总的轴向推力分为叶轮轴向 推力、平衡盘轴向推力、段间活塞轴向推力3部 分，下面分别进行阐述。

图2合成气压缩机高压缸转子结构简化图 2.1叶轮轴向推力
叶轮两侧压力分布如图3所示。

叶轮轴向推 力产生于所受压力不等的4到A的轮盖侧和久 到A的轮盘侧的环形面积上，轮盖侧产生的轴 向推力P人口由气体静压强〇.25n(戌-4)和气流对叶轮的冲力两部分组成[1]，方向由出 口指向进口端，其大小可由下式进行计算：尸入口 =0.25n(戌-4)W o+G q(1)
式中：A—轮盖直径，m;4—隔板密 封直径，m;p〇---叶轮人口压力，Pa。

出口轴向推力P出口可由下式进行计算：
P出口 =0.25n(戌-4)x p2(2)
式中：4—人口轮毂直径，m;外——叶轮出口压力，Pa。

近似地取4 =4,轮毂直径为4 (m)时，单个叶轮产生的轴向推力P单可由下式进行计算：P单=P出口 _ ^人口 —0-25n(Z)s —4 )x(2 _-0) _G0()气流对叶轮的冲力G〇可由下式进行计算：
G0 = (G/g)x c0 = (G/g)x0.25n(D2s —4)x
F(4)式中：G质量流量，kg/s;c。

---人口气速度，m/s;g---重力加速度，m/s2;F----体积流量，m3/s。

图3 叶轮两侧压力分布示意图
22平衡盘轴向推力
典型的平衡盘结构如图4所示。

平衡盘轴向 推力P平衡盘可由下式进行计算：
P平衡盘 = 0.25n(D〇-D)x(/—)(5)
式中[]：D—平衡盘外径，m;Di—平 衡盘轮毂直径，m;r—平衡盘后压强，P a; f—平衡盘前压强，Pa。

图4典型的平衡盘结构示意图
结合图1可以看出，实际所使用的压缩机平 衡盘前、后截面尺寸并不相同，因此需要对式 (5)进行修正，修正后的平衡盘轴向推力P平衡
盘
• 52 •中氮肥第4期计算公式如下：
^平衡& =〇-25n x[x/- {
D\-
戌）X r](6)
式中：Di—平衡盘高压侧轮毂直径，m;
D—平衡盘低压侧轮毂直径，m。

2.3段间活塞轴向推力
由图1可以看出，合成气压缩机高压段和循
环段之间还有一个段间活塞，起到隔离、抵消部
分轴向推力的作用，其方向由高压端指向低压端。

段间活塞轴向推力P段间活塞可由下式进行计算：
P段间活塞=〇—25n X0外_%)x(循环段-
P高压段）()
式中：D外---段间活塞外径，m;D内----
段间活塞内径，m;p循环段---循环段出口压力，
P a;高压段高压段出口压力，Pa。

2.4 总轴向推力
如图2所示，因本合成气压缩机高压缸转子
叶轮为高压段、循环段对置排列，各种轴向推力
方向如下：①高压段有5级叶轮，轴向推力
(合力，P高压段）指向右侧；②循环段有一级叶
轮，轴向推力P循环段指向左侧；③平衡盘轴向推
力方向与循环段叶轮轴向推力一致，指向左侧；
④段间活塞受力方向由两端合力决定，由高压
端指向低压端，停车时指向右侧。

因此，转子的
总轴向推力P转子可由下式进行计算：
户转子=户高压段一户循环段一户平衡盘+户段间活塞(8)
3合成气压缩机高压缸转子轴向推力计算
31合成气压缩机相关参数
查阅压缩机厂商提供的资料，高压缸转子机
械测量数据如表1。

表1合成气压缩机高压缸转子机械测量数据 m
项目
高压段
一级叶轮
循环段
叶轮
高压缸
平衡盘段间活塞
轮盖直径 轮毂直径0.304
0.198
0.326
0.194
0.304
0.198(高压侧）
0.139(低压侧）
0.315(外径）
0.183(内径）
高压段有5级叶轮，厂商未明确提供每一级叶轮的轮毂直径和轮盖尺寸。

因高压段进口、出 口压力已知，为简化计算过程，近似将每一级叶轮看作均匀提压，即先近似计算一级叶轮的轴向推力，以此结果乘以5得P高压段。

合成气压缩机正常工况下的运行参数见表2。

表2合成气压缩机正常工况下的运行参数
项目高压段循环段平衡盘
段间
活塞
人口（低压侧）压力/MPa 4.739.59 5.4110.12
出口（高压侧）压力/MPa10.1610.129.5910.16
质量流量•h_1129 530518 803
体积流量（F)/m3 •h-163279 593
注：平衡盘人口压力为平衡盘腔室内压与压力表示数之和。

3.2合成气压缩机高压缸转子轴向推力计算
将表1和表2中的数据代入式（1)〜式 (8)，得出如下结果。

()高压段单个叶轮产生的轴向推力P单=
44 052. 4 N，P高压段=5 x P单=220 262 N。

(2)循环段轴向推力P循环段=21 45N。

(3)在平衡盘系统工作正常的情况下，平 衡盘腔室压力应该接近或者比高压段入口压力略 高，即平衡盘腔室压力接近4.73 M P a，则平衡
盘轴向推力P平衡盘=130 367 N。

(4)段间活塞产生的轴向推力P段间活塞= -2 068 N。

(5)不考虑平衡管气阻的情况下，转子总 轴向推力 P转子=22〇262 - 2145 - 130367 +
(-2068) =68 400 N。

在利用平衡盘腔室的低点排液导淋测压之后，
发现当时的工况下平衡盘腔室压力为5.41 M P a，
较高压缸入口压力4.7M P a高出0.68 M P a，表
明从平衡盘密封漏入平衡盘腔室的气体并不能顺
畅地返回到压力较低的高压段入口处，而是形成
了一个大小为0.68 M P a的压差，则真实的平衡
盘轴向推力P平衡盘=91 20N，总的转子轴向推
力为 105 48N。

由上述数据可以看出：合成气压缩机高压缸
转子在平衡管畅通的情况下，平衡盘腔室压力与
高压缸入口压力相等，产生一个大小为68 400
N、方向由循环段指向高压段的轴向推力；但实
际上因为平衡管排气不畅，形成局部气阻，转子
轴向推力达105 428 N。

而压缩机厂商对该工况
下转子轴向推力的测算结果为80 490 N。

该轴向
推力最终被压缩机的止推轴承所抵消，从而实现
力的平衡。

3.3紧急停机轴向推力
由于触发保护联锁等原因，将导致合成气压
缩机满负荷工况下的紧急停机。

采集合成气压缩
第4期
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将图5中止推盘锁紧螺母的尺寸数据代入式 (9)和式（10)中，可得锁紧螺母设计屈服点 屈服形变时的推力F = 155 510 N 。

如前文所述， 计算所得紧急停车瞬间平衡盘压差最大时高压缸 转子轴向推力为132 558 N ，厂商测算结果为 11 274 N ，均没有超出计算所得锁紧螺母设计 屈服点屈服形变时的推力15 510 N 。

但是，由 于装置现场总线F C S 系统数据采集频率是以10 s 为单位的，合成气压缩机跳车时轴向推力的峰值 可能并没有被采集到，真正的平衡盘压差最大值 应该超过了 1.3 MPa 。

另外，高压缸转子在联锁 跳车时的轴位移最大值达到了 -0.8 m m ，压缩 机厂商据此预测高压缸转子实际轴向推力达到 19 324 N ，这就远远超过了止推盘锁紧螺母设 计屈服点屈服形变时的推力15 510 N 。

从计算结果看，由于平衡管堵塞，造成轴向
推力异常增加，在合成气压缩机连续稳定运行的 工况下还不至于出现大的问题，但是一旦压缩机
联锁跳车，这个额外增加的轴向推力将影响到压 缩机内部结构。

压缩机跳车时高压缸止推轴承温
机咼压缸紧急停机过程中的6组数据（以10 s 为间隔），见表3。

表3
紧急跳车工况下合成气压缩机的运行参数
项目
0 s 10s 20s 30s 40s 50s 高压段进口压力/M P a 4.773.673.322.902.081
.46高压段出口压力/M P a 10.246.785.965.083.351
.53循环段进口压力/M P a 9.636.475.705.695.685
. 15循环段出口压力/M P a 10. 136.85.975.935.885
.22高压段体积流量/m 3 .h -6
5585 0043 4973 0342 0980循环段体积流量/m 3-19 2508 1418 4137 6946 283253高压段质量流量/k g ‘h -11
34 244102 44371 58162 10242 9570循环段质量流量/k g ‘hi 5
03 872443 481458 311419 104342 26013 807平衡盘压差/M P a 0.70.81.01.11.21.3
由表3可以看出：随着合成气压缩机的跳 车，平衡盘腔室压力与高压段入口压力之间的差 值逐步增大，F C S 系统（现场总线控制系统，其 数据采集精度为1 S
采集到的压差最大值为
1.3MPa 。

将表3中数据代入式（1)〜式（8)， 可得出转子轴向推力和平衡盘因气阻额外增加的 阻力，详见表4。

表4
压缩机跳车时高压缸转子轴向推力计算结果N
项目
0 s 10 s
20s
30
s
40
s
50
s
平衡管无气阻 时轴向推力
59 17348 790
46 334
48 91050 57257 815
转子实际轴向 推力
99 42094 786103 849112 154119 566132 558气阻额外増加 的轴向推力
40 24745 996
57 495
63 244
68 994
74 743
由表
4可以看出：合成气压缩机跳车瞬间，
平衡盘压差最大时高压缸转子产生一个大小为
12 558 N 、方向由高压段指向循环段的轴向推
力。

据压缩机厂商提供的测算数据，压缩机跳车 工况下转子产生的最大轴向推力为11 274 N 。

上述计算过程中，由于压缩机厂商提供的高 压缸叶轮参数不全，无法精细测算转子轮盖、隔 板密封之间的级间漏气造成的附加气动轴向推 力，因此最终结果存在一定的偏差。

尽管如此， 上述方法计算出的结果与压缩机厂商提供的测算 数据较为接近，表明本计算方法具有较强的参考 意义。

3.4止推盘锁紧螺母应力分析
合成气压缩机高压缸转子末端止推盘锁紧螺 母尺寸如图5所示。

止推盘锁紧螺母受力面积^可由下式进行
计算：
A =0. 25n x
(
a -b
2
) (9)
止推盘锁紧螺母内外径之比6/a = 0.697,
对应图6中的应力系数从7=1.0,厂商提供的该
锁紧螺母材料屈服点对应的应力^最大=4.91 x
108 P a ，则止推盘锁紧螺母发生屈服形变时的推
力F 可由下式进行计算：
^=(
^最大\^^"2)/[从7 x (a /2)2]
(10)
0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0
内外径比办
/a
图6应力系数图[3]
图
• 54 •中氮肥第4期
度瞬间上升到138 °C，这也验证了压缩机跳车时 的确存在异常的巨大轴向推力。

当压缩机跳车 时，负荷发生大幅变化，瞬间产生的巨大轴向推 力造成止推轴承瓦块工作的最小油膜遭到破坏，摩擦热量无法被润滑油带走[4]，进而导致瓦块磨 损，同时造成止推盘锁紧螺母变形，而锁紧螺母 变形会导致止推盘偏离原先的装配位置（即发生 了位移），从而无法抵消多余的轴向推力。

合成气压缩机干气密封设计的过盈间隙为2.5 m m，也就是允许的径向运动距离小于2.5 m m，但在检修过程中测量发现，实际上高压缸 转子从上次检修后的原始位置移动了 2.6 m m，超出了许可范围。

这也证实了干气密封受到外力 的挤压，过量的轴向推力使转子继续向高压段进 口端窜动，进一步作用到干气密封之上。

结合之 前高压缸止推轴承温度高的情况，高压缸转子轴 向推力过大造成了干气密封损坏，而造成轴向推 力增大的原因就是高压缸平衡盘功能失效，导致 平衡管两端的压差过大。

为此，需对平衡盘密封 梳齿、平衡管线、平衡气返回高压段入口缸壁逐 一进行排查，确认平衡盘功能失效的症结所在。

4技术改造
4.1增设平衡盘压力检测表
合成气压缩机原始设计对平衡盘密封腔室压 力没有进行监测，一旦转子平衡系统出现堵塞，将不可避免地导致压缩机平衡盘腔室压力升高，从而对压缩机转子形成额外的轴向推力。

为此，利用平衡盘腔室接出的导淋排放口，在其上增设 了现场压力表，以便于监控合成气压缩机转子平 衡系统的状况。

4.2压缩机平衡系统改造
在随后的检修中，对平衡盘梳齿、平衡管以 及平衡气返回高压段入口缸壁逐一检查，发现新 换的压缩机端盖平衡气返回高压段入口缸壁设计 间隙过小。

由于压缩机设计上的缺陷，平衡管出 口不通畅，造成正常运行时平衡管两端压差高。

于是对平衡管出口处的内缸壁进行加工，增大 2 c m的间隙。

技改后，正常运行时平衡管两端 压差由0.68 M P a降至0.01 M P a，合成气压缩机 运行情况见表5。

将表5中的数据代入式（1)〜（8)，可得 出改造后合成气压缩机高压缸转子的轴向推力为66 252 N。

由于合成气压缩机改造前后工艺运行 数据接近，因此只对平衡系统改造前后的轴向推 力P前和P后进行比较，可得轴向推力减小值A P =尸前-尸后=105428 -66252 =39 16N，相当于 在合成气压缩机正常运行时消除了 37.2%的轴 向推力。

表5改造后合成气压缩机的运行参数
项目高压段循环段平衡盘
段间
活塞人口（低压侧）压力/MPa 4.759.7 4.7610.07出口（高压侧）压力/MPa10.1210.079.4710.12质量流量（G)/kg•h_1128 843516 794
体积流量（F)/m3 •h-16 2949 487
5结语
通过对合成气压缩机高压缸转子结构进行简 化，将压缩机转子所受轴向推力进行分解，建立 了轴向推力计算模型，计算得出合成气压缩机在 正常运行工况、紧急停车过程中的轴向推力，发 现高压缸转子轴向推力严重超标，在紧急停机过 程中产生的轴向推力超出了止推盘锁紧螺母和止 推轴承的承受能力，额外增加的轴向推力进一步 作用到压缩机内部部件上，造成了干气密封的损 坏。

确认问题的症结所在后，通过技改扩大了平 衡气通道截面积，使平衡管两端压差降至了 0.01 M P a，消除了平衡管的气阻；同时，增设了平衡 盘腔室压力检测表，以起到对平衡系统压差进行 实时监测的作用，确保合成气压缩机的安全、平 稳运行。

本模型计算所得结果与压缩机厂商提供 的测算数据较为接近，表明其具有较强的参考意 义，或可为类似离心式压缩机转子轴向推力的计 算等提供一点参考与借鉴。

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