合成器压缩机高压缸改造.doc

合成气离心压缩机高压缸在运行过程中出现主止推瓦温度高及改进措施摘要：（针对合成气离心压缩机高压缸的问题，进行了分析找出了原因，提出改进措施使合成器高压缸达到了连续生产的要求）关键词：高压缸； 故障分析； 平衡盘改造；1前言 中原甲醇厂30万吨年天然气制甲醇装置，于2005年底建成投产。采用天然气前补CO2的一段转化法。中压合成。合成气压缩机为锦西化工机械（集团）有限公司制造，压缩机为两缸三段结构，二段出口气与循环气入口气体采用缸内混合。低压缸型号为4V-7型，低压缸内有7级叶轮，依次布置，高压缸型号为4V-7S型，高压缸内有7级叶轮，前6级为压缩段，后一级为循环段。高低压缸分别布置在汽轮机两侧，由一台双输出轴抽气冷凝式汽轮机通过膜片式联轴节连接。该机组运行投产以来，出现高压缸主推力瓦温度高，高压缸轴向位移大的问题，先后出现4次主推力瓦烧研现象。机组不能连续长周期运行。根据多次的烧研现象剖析实质，结合厂家对高压缸平衡盘进行了返厂改造，解决了高压缸主推力瓦温度高，高压缸轴向位移大的问题。2：存在问题 2.1高压缸参数 合成气压缩机高压缸4V-7S型共7级叶轮，叶轮采用顺序排列，16级叶轮为压缩段，7级叶轮为循环段。额定功率为5403KV. 主要参数见表1. 表1合成气压缩机高压缸主要参数新鲜合成气气体组分H2 68.03% CO 17.24% CO2 10.32% CH4 3.70 % H20 0.41% (V%湿基)循环合成气气体组分H2 62.95% CO 5.99% CO2 8.39% CH4 21.10 % H20 0.41% CH3OH 0.44% (V%湿基)入口温度40入口压力Mpa (A)3.62出口温度119出口压力Mpa (A)8.15压缩段流量（Nm3/H）117294循环段流量（Nm3/H）570025轴功率（KW）5934正常转速（rpm）10900止推轴承6块瓦直接润滑双面金斯伯雷轴承 2.2问题 2006年开车初期，合成气压缩机运行就出现主止推轴承温度超高，（最高值在108，报警值：105，连锁跳车值：120），由于我厂当时CO2补入量不足，（约在3000 Nm3/H2500 Nm3/H）高压缸出口压力在7.2 Mpa, 循环段流量在450000Nm3/H。高压缸工作负荷只有设计值的70%，2007年至2008年，随着我厂CO2补入量加大（平均值在5500 Nm3/H），高压缸出口压力在7.0 Mpa, 循环段流量在500000Nm3/H时，合成气压缩机主止推轴。轴承温度最高值在123，每次拆开检查发现瓦块乌金面有不同程度的金属熔融现象。表现为密集的凸坑和凸起。我们被迫摘连锁减负荷维持生产，严重影响了装置的正常平稳生产。2：原因分析 2.1：止推轴承乌金面金属熔融现象反映了高压缸在运行过程中止推轴承乌金面和止推盘之间间隙过小，少量粘附在止推盘表面上的润滑油与止推轴承产生不了很大的挤压压力，止推盘与止推轴承之间形成不了油膜。建立不了液体摩擦。导致止推轴承乌金面过热金属熔化。从而在止推轴承乌金面产生了密集的凸坑和凸起。 2.2：我们经过多次拆检及和厂家技术人员分析判断造成止推轴承乌金面金属熔融现象的原因主要可能有以下3点： 1：止推轴承润滑油供油不足，由于该轴承采用强制润滑。每两块瓦之间有一个给油器，润滑油通过给油器向在瓦块乌金面供油。详细结构见图1.我们对轴承体进油孔及各个给油器进行了检查，没有发现有堵塞现象，经厂家技术人员同意，扩大止推轴承润滑油供油孔（有原来的16孔扩大为18）及对各个给油器5个2.5的喷油孔改为5个3.5。以加大止推轴承的供油量。结果改完后开车发现，主止推轴承温度还是在118左右。没有明显改变，说明主止推轴承温度高不是供油不足造成的。 图1 止推轴承结构图2：止推轴承及推力盘制造存在问题，主要有以下2个方面原因1：由于该止推轴承6块瓦带有自动调心机构，我们考虑可能瓦块厚度不均及调心机构（调整块）厚度不均造成轴向载荷不能均匀的分布在六块瓦面上，使各个瓦承载能力不一样。2：轴承体加工存在误差。3：推力盘制造及安装存在问题。现场对6块瓦厚度及调整机构（调整块）厚度进行了检测，瓦块厚度误差值在0.01mm，调整块没有卡涩变形痕迹，厚度误差值在0.015mm.轴承体几何精度检测图及数据见图2和表1（单位：mm） 图2轴承体几何精度检测图 径跳a1a2a3 a4实测值0.040.030.02 0.05端跳b1b2b2实测值0.02 0.020.02从上图看出，.轴承体几何精度符合厂家规定值，不存在制造问题。3：将转子在车床找正后，对推力盘进行几何精度检测，其中推力盘径跳为0.02mm，端跳为0.015mm，也不存在制造及安装问题。以上说明止推轴承及推力盘制造不存在问题。 3：平衡盘问题 由于该轴向转子叶轮为顺序排列，每级产生的轴向力其方向指向叶轮入口，即由高压侧指向低压侧，该转子总的轴向力为这7级叶轮的轴向力之和。为了减少轴向力，在第7级叶轮后加装有平衡盘，平衡盘外缘与气缸件设有迷宫密封，从而使高压侧与压缩机入口连接的低压侧保持一定的压差，该压差产生的轴向力，其方向与叶轮产生的轴向力相反。 我们分析平衡盘可能存在2点问题： 1：平衡盘密封磨损：该平衡盘密封为迷宫密封，形式为金属软密封，材料为SiAl-Gr，我们现场打开平衡盘密封实际测量径向间隙为0.50mm，标准值为0.30mm，发现平衡盘密封确有磨损。根据平衡盘结构图（见图3），我们判断平衡盘密封间隙超标，高压侧泄露出的气体不会对P1和P2的压差产生影响（实际监控高压缸入口压力没有变化），进而也不会对平衡盘产生的轴向力产生大的影响，只会对机组做功产生影响。可以从平衡盘计算公式得出结论，公式见表2 表2平衡盘轴向力计算公式 PP=/4(D2p2D2p1)（p2p1) 式中： PP平衡盘产生的轴向力 D2p2平衡盘前压强 D2p1平衡盘后压强 D2p2，D2p1平衡盘外径和轮毂直径 图3平衡盘结构图2：平衡盘设计偏小：我们分析认为，最终造成主止推瓦温度高的根本原因是原设计时平衡盘直径设计偏小，在