煤气透平膨胀机（共5篇）
煤气透平膨胀机 篇1
一、概述
新钢钒能源动力中心5#高炉TRT余压发电系统MPG14.8-224.1/170型高炉煤气透平膨胀机，采用电液调速系统配合力驱动两级可调静叶调节。该机于2006年5月安装、投运至今，出现了透平冲临界转速困难、气密封损坏、进出口管道热态应力引起机体位移、静叶进入顶压控制运行时高炉顶压波动逐渐增大等问题，影响了高炉顶压的稳定生产。为了保证高炉正常生产，就必须使TRT透平旁路减压阀组4#阀有16%左右的开度，这样就大大降低了TRT系统的发电量。为此，对透平存在的问题与设备制造方进行了多次交流，提出了一些改进方案，并在2008年4月设备检修中实施，设备改进后，各项指标都得到了较大的改善。
该机设计参数：进口压力155kPa，进口流量45万m3/h，进口温度170℃，出口压力16kPa。干式轴流反动式。机壳为卧式水平剖分式、下进下出。透平输出功率12360kW，最大输出功率14830kW，转速3000r/min，级数为二级，临界转速：一阶1750r/min、二阶4900r/min。
支撑轴承为四油叶滑动轴承，推力轴承为可倾瓦式;一、二级全静叶可调;充氮气迷宫式加碳环密封。
超速保护： (1) 电气系统，迅速打开减压阀的快开阀，快关紧急切断阀及静叶。 (2) 机械系统，危急保安器油门动作，关闭快速切断阀。 (3) 液压系统，迅速打开旁通液压快开阀，同时快关紧急切断阀及静叶。
二、问题分析及改进
1. 透平静叶调节部分
（1）分析
透平进入顶压控制运行工况时，运行不稳定，高炉顶压波动大。MPG14.8-224.1/170型高炉煤气透平膨胀机在新钢钒能源动力中心使用初期，对顶压的控制基本达到了设计的±3kPa以内，但从2007年8月开始，就出现了控制困难的现象，顶压波动最大达到了15kPa左右，通过调节仪控系统的PID参数能勉强维持透平运行，后来为了保证高炉稳定生产，用减压阀组对高炉顶压进行控制，这样就降低了TRT系统的发电量和高炉煤气能量的回收率，经济损失较大。
针对上述现象，最初考虑到静叶调节系统机械传动部分出现问题的可能性不大，把处理问题的重点放在了静叶调节系统的伺服阀及其控制系统上。在更换了伺服阀、伺服控制静叶开度的位置传感器，并对动力油站的油质进行了严格的控制(NAS6级)后，运行效果并未得到改善。通过对静叶调节及控制信号和静叶开度位置反馈信号进行比对，可看出静叶调节系统迟滞严重，调节PID参数后改变不大。由此判断静叶调节系统迟滞，可能由以下的问题引起：
(1) 静叶调节缸的结构设计采用力驱动，调节缸的长径比较小，整个圆周上的静叶易出现动作不一致，静叶调节缸支承轴承磨损后，情况可能进一步恶化。透平运行中伺服马达活塞杆与透平外缸壳体连接处出现大量煤气外漏，打开静叶调节缸与伺服马达连接部外盖，发现有粉尘堆积，表明煤气已通过静叶轴承进入了静叶支承缸与外缸之间，煤气中的微量粉尘进入了各运动部位，造成各运动部位的磨损、卡阻和透平静叶调节迟滞。
(2) 从动力油站油温、油压判断，右伺服油缸活塞环采用的是铸铁环密封，运行一段时间后因活塞环磨损窜油，在伺服阀的流量增益一定时，原设计执行环节的传递函数就出现了偏离，导致作为执行元件的静叶调节缸动作精度偏低。
(3) 静叶开度位置反馈传感器反馈信号存在问题。2008年4月停机解体检修，发现透平静叶调节系统伺服马达油缸磨损较大(磨损深度约0.5mm左右);静叶调节缸支承轴承动作不灵活，静叶调节缸环形槽积灰，已影响静叶驱动曲柄滑块动作的灵活性;静叶支承轴承磨损严重，静叶叶柄密封已完全失效，这些问题与解体前的分析完全吻合。鉴于此，整个静叶调节系统原样恢复已不可能，必须对静叶叶柄的密封进行改进，阻止粉尘进入静叶承缸与外缸之间。
(2）改进
(1) 更换静叶调节系统伺服马达油缸、静叶调节缸及调节缸支承轴承。伺服马达、静叶调节缸与连接板的位置，调节缸与支承缸的同轴度都重新调整，确保静叶全闭时叶片之间间隙≤0.8mm。
(2) 对整个静叶调节系统的密封进行改进：
a.改进透平静叶叶柄的密封。考虑到静叶叶片改动难度较大，决定对静叶支承轴承进行改进，增设密封圈(图1)，密封圈的密封压力为0.2MPa左右(透平入口煤气压力0.18MPa左右)。
b.改进伺服马达与透平外缸连接处密封(图2)，取消原轴封，新增两道Y形密封。
c.在上述两个改进的基础上，在静叶支承缸与外缸之间增设充氮装置(图3)，避免煤气中粉尘进入，影响静叶调节系统动作的灵活性。图3中，透平静叶调节缸充氮压力为透平工作压力P+5～10kPa;安全阀的整定起跳压力为0.25MPa;自立式调压阀阀芯密封不严时，可能出现调压不正常的现象，此时可稍开安全阀的旁通阀，避免调压阀后压力高，安全阀频繁动作。
2008年4月25日，机组检修完毕，在高炉炉况正常的前提下，28日试车投运，通过对静叶调节及控制信号和静叶开度位置反馈信号进行比对，静叶的调节品质有了显著提高，透平进入顶压控制运行工况时，不仅高炉顶压波动控制在高炉允许的5kPa以内，而且在静叶支承缸与外缸之间充入氮气后有效的防止了煤气中的粉尘进入，伺服马达活塞杆与外缸连接部也不存在煤气泄漏，确保了设备的安全运行。
2. 透平进出口管网部分
（1）分析
透平运行时进出口管道的热应力影响透平安全运行。透平运行初期，因整个滑销系统工作可靠性较高，各部间隙配合较好，管道的热应力对定子的影响不明显。2006年8月出现了透平碳环密封固定螺栓被剪断，碳环密封体被甩出的事故，幸好当时现场无人员巡检，否则后果不堪设想。停机后，发现转子气封部密封条已严重磨损，转子与定子偏心1.5mm左右;滑销系统的纵销配合间隙也由运行前的0.10mm变为0.30mm左右。
高炉TRT发电系统透平进出口管道设计，目前国内大都为下进下出或下进轴出结构。因TRT透平进出口管道直径较大、温差高，设计管道热应力补偿方案时难度较大。若场地允许，一般把热应力较大的进口管道在下进基础上设计成轴向布置，这样就避免经过补偿器补偿后的剩余管道热应力引起定子横向移动(x方向)，不会出现动静中心偏移。若场地不允许，只能采取在透平进出口管道上设计平衡弯管式补偿器补偿，这种补偿方式在全干式TRT中的运行效果还有待检验。透平在下进下出的基础上，设计人员考虑了弯管处的盲板力平衡的同时，在进出口管道上各设计了一套大拉杆补偿器，既补偿管道温差引起的位移，又传递弯管部的盲板力(图4b)。因进出口的紧急切断阀、眼镜阀自重较重(进口管组件自重约40t，出口管组件自重约49t)，滑动摩擦力较大，整个管网相对死点温差位移的作用力、力矩较大(参见表1，因Fy、Fz及Mx较小未做分析)。从表1中可看出，透平进出口的接管力、力矩及合力矩My都大于透平设计接管许用力、力矩，影响透平正常运行。因此，还需从其他方面考虑减轻管网热应力对透平的影响。
(2）改进
因管道已形成，受工期的影响，只是在透平的进出口管道联接法兰附近增设了固定支撑(图4a)，防止透平进出口管道在热应力作用下产生位移。此措施虽在控制透平进出管道管网死点位置位移方面有一定的效果，但因作用点在管道外壁，未考虑管道本身的温差膨胀影响，有一定的缺陷，待机组有较长时间的检修机会时将继续完善(图4b)。图4b中透平整个进气管网的死点与透平的进口管道中心线重合，新增的左、右固定支座与定位挡板之间在垂直方向能相互滑动，并预留0.05～0.10mm间隙，充分考虑温差补偿，保持整个管网正确定位。
透平进出口管道增设支撑后，有效的固定了进出口管网的死点位置，确保了机组安全运行。但因支撑位置在管道外壁，未考虑管道自身的温差效应，还需按图4b方案完善。
三、需进一步优化部分
1. 静叶调节部分
高炉煤气透平膨胀机经过上述改进后，虽然满足了高炉稳定生产需求，但从调节系统传动精度、各静叶间动作的一致性等方面考虑，还需进一步改进。
(1)静叶叶柄部密封考虑温度、压力的影响。设计静叶叶柄部的密封时，要严格按照动密封的要求进行设计，密封件的结构、选材要与工况条件相适应。比如选材不能用硅橡胶，可选用氟橡胶等。
(2)静叶调节缸采用力驱动，同一平面内的静叶动作误差较大，对左、右伺服马达的动作同步精度要求较高。可以采用力偶驱动方式解决此问题。
(3)静叶支承轴承可选用DU轴承，以提高传动机构的可靠性。
(4)静叶支承缸的选材要进一步优化，虽然对TRT前面的全干式除尘系统除尘效果严格要求，也只是限定在一定粒径以上的粉尘含量，而对于布袋最小穿透粒径以下的粉尘无法限制。比如能源动力中心采用的覆膜布袋过滤精度为0.2μm，全干式除尘系统净化后的粉尘含量考评也只限于0.2μm以上的粉尘，对于0.2μm以下的粉尘检测装置无法精确判断。因此，设计透平应充分考虑此类因素的影响。
(5)静叶调节系统采用DDV伺服阀(对称四通滑阀)与非对称伺服马达(油缸)相配，动作稳定性较差，伺服马达响应不及时，影响顶压调节精度。目前，对DCS控制系统的扫描周期由500ms改为200ms，并在伺服系统控制信号下附加补偿信号，问题有所改善。
2. 转子气密封部分
高炉煤气透平膨胀机转子高低压侧轴封采用的是迷宫式及碳环密封结构，在使用中主要存在两方面的问题：一方面透平运行时碳环密封对应部位轴颈线速度接近80m/s，碳环、转子轴颈磨损、发热严重，使用寿命降低，密封效果差，并且在转子冲临界时还会引起摩擦激振，影响透平运行。另一方面转子迷宫式密封的密封条镶嵌在转子上，密封条磨损后更换、加工难度较大，不利于机组的维修。鉴于此，建议取消碳环密封，将轴封优化为蜂窝密封或密封条镶嵌在密封体上的迷宫式密封结构。
四、结论
MPG14.8-224.1/170型高炉煤气透平膨胀机组经过改进后，有效地解决了透平进入顶压控制运行工况时，高炉炉顶压力波动大、伺服马达活塞杆与外缸连接部轴封漏气等问题。经改进后炉顶压波动控制在5KPa以内，机组运行参数也较改前有明显提高，但对机组的静叶调节部分、轴封部分等存在的一些问题，还需进一步的优化，以更好地适应高炉炉况要求。W09.05-18
摘要：针对高炉TRT发电系统使用的MPG14.8-224.1/170型高炉煤气透平膨胀机, 在运行中常出现的问题进行分析、研究, 对机组的静叶调节系统、动力油系统等进行改进, 解决了设备存在的缺陷, 确保了设备安全运行周期与高炉煤气能量回收率。
关键词：高炉,煤气透平膨胀机,改进
空分装置中增压透平膨胀机控制 篇2
因为增压透平膨胀机膨胀端与增压端之间的相互制约关系使系统发生喘振的概率相对较小, 但是喘振是离心增压机的固有特性。所以目前一般进口增压透平膨胀机都进行防喘振保护。柳钢40000Nm3/h空分装置中透平增压膨胀机系统原理如图 (1) 所示。这套增压透平膨胀机防喘振方案是增压端进出口压差和增压端回流流量以及安全手操器三个控制器输出高选来控制回流阀实现的。主要控制参数如下:
PT401膨胀机增压端进口压力
PT402膨胀机增压端出口压力
PDIC404膨胀机增压端进口压力PT401与出口压力PT402的压差
FT410膨胀机增压端入口流量
V412膨胀机增压端回流阀
SV402膨胀机紧急切断阀
增压透平膨胀机的主要控制方案如图2所示, 控制器FIC412得设定值SP由膨胀机增压端进出口压差的一元一次方程计算得到, 防喘振器FIC412、PDIC401和安全手操器输出高选, 输出值送给回流阀V412。
喘振曲线由现场实际测得得喘振点计算得到, 将理论喘振线简化为一直线如图3中喘振线所示。然后依据这条喘振线分别按5%、10%得余量计算得到安全线 (即快开线) 和控制线。正常时控制线根据实时压力计算出相应的流量设定点, FIC412对应不同压力下的流量对V412进行动态控制。当遇到进气流量波动, 或者后续系统故障引起气流喘振时, 当流量低至安全线, 联锁动作回流阀V412电磁阀失电, 回流阀V412全开, 使得膨胀机增压端运行点快速回到安全区域。具体如图3所示。
增压透平膨胀机的驱动装置是与增压端同轴通转速的膨胀轮, 不会出现明显的的转速和高增压比的运行阶段, 通过上述防喘振控制方案控制, 增压透平膨胀机在现场运行过程中能够平稳的调节, 在于到突变状况时能够更好的保护机组本身。
柳钢40000Nm3/h空分的增压透平膨胀机油站用的是两台油泵, 对于这样一套大机组来说, 主油泵与辅助油泵间的无扰切换保护就显得尤为重要。根据CRYOSTAR公司的要求完成的逻辑在油泵启动、联锁停机、主备泵无扰切换等逻辑非常全面、缜密, 具体如图4
这套控制保护逻辑首先包含了油泵启动条件的判断, 如密封气压力是否大于12KPa、油温是否大于20℃, 油箱液位是否高于12mm。还包含了油泵运行期间增压透平膨胀机故障对油泵的控制, 当增压透平膨胀机故障时, SV410失电, 紧急切换阀关闭, 机器运转停止5分钟后停润滑油泵。最后是油泵切换的判断部分, 因为配套的油泵没有固定哪一台为主油泵, 一般默认正在运行的油泵为主油泵, 在增压透平膨胀机运行中, 油压低时, 逻辑会这套逻辑会自动判断哪一台油泵在运行, 并且自动起动停止的备用油泵。整套逻辑考虑的非常详细, 在实际运行中为增压透平膨胀机的平稳运行提供了保障。
增压透平膨胀机系统自投运到目前运行状况良好, 防喘振系统和逻辑保护系统实时的发挥着总要作用, 即保护了设备, 又节省了人力成本。
摘要：增压透平膨胀机是空分设备的核心部机之一, 在空分装置中为低温精馏提供充足的冷量, 对产品的产量进行有效的调节。本文详细介绍了增压透平膨胀机控制保护的两个总要方面, 增压透平膨胀机的防喘振控制、机组油泵控制和主备泵的无扰切换逻辑。
透平膨胀机开车前需注意的问题 篇3
1 密封气系统
膨胀机密封气的正常供应是开启膨胀机油泵的必须条件,以及起到防止膨胀机内低温气体外泄的作用,所以密封气系统是膨胀机运行的关键一环[1]。膨胀机密封气是由仪表气(部分增压膨胀机可在启动后,密封气由自身提供)经过止回阀、减压阀后分别供给增压端密封和膨胀端密封,使膨胀机的密封内充有常温密封气(干燥空气或氮气),以防止膨胀机内低温气体外泄。
在现场,首先需要拆开密封气管吹除干净,保证密封气管路通畅;检查减压阀能否有效地将密封气压力调节到要求压力。2015年,吉林长山二万空分膨胀机在运行过程中由于操作不当,导致密封气减压阀底部的一个O型密封圈被吹出,导致密封气泄漏,最终不得不停车处理,这个问题本来完全可以避免的。止回阀同样需要检查,保障密封气管路通畅,防止杂质堵塞,造成不必要的损失。此外,必须保证密封气压力达到设计要求。
2 润滑系统
膨胀机的润滑系统由油箱、2台油泵、1台油冷却器、1台油过滤器、1台囊式蓄能器、1台油雾分离器、阀门和管道等组装在一起成为一个完整的供油装置。润滑油自油箱由油泵吸入,经油冷却器和切换式滤油器后送至各润滑点,再经回油管返回油箱。由于透平膨胀机是强制润滑的,转速很高,因此油泵不工作时,透平膨胀机绝对不允许使用。当电源及油站发生故障时,透平膨胀机必须立即停车。此时将由囊式蓄能器供油1min左右,保证透平膨胀机惰转时润滑用油。为保持机器和车间的清洁,要求从油雾分离器接管至户外放空油蒸汽。
膨胀机在厂试车完毕运送到现场后到正式开车前这段时间很难保证油站各个零部件能够达到设计要求的状态,所以需要开车前检查油站。首先,需要清理油箱,一般使用面团粘除油箱里的杂物。其次,检查油站上的油泵、阀门、仪表、油冷却器、囊式蓄能器、油雾分离器及电加热器等是否有效。2013年年初,在宁夏捷美四万空分膨胀机调试现场,油冷却器的封头在检修过程中被撞击导致细微裂缝,当时没有发现,在开车后注水加压后裂缝扩大喷水,不得不将正在裸冷的空分停下来更换损伤部件,使得开车时间延后。最后,膨胀机使用的是GB11120-1989规定的L-TSA32号汽轮机油,注入润滑油后先打外油循环,以过滤网(150目)上无杂物(硬颗粒)为干净,然后接机身开始打内油循环,滤网可夹在窥视镜前或油过滤器后法兰处适当位置,同样以滤网上没有杂物为干净,在膨胀机开车前必须要检查润滑油的粘性以及水分、机械杂质等特性,一切合格后,才能允许开车。
3 透平膨胀机本体
增压膨胀机由增压端蜗壳、膨胀端蜗壳、转子、喷嘴调节机构和机身等组成,膨胀机在组装完成后到正式开车前,由于运输、天气等原因,可能造成各种隐患的存在,所以在开车前必须拆检膨胀机,保证这些零部件满足设计要求,否则不允许开车[2]。
3.1 增压端蜗壳、膨胀端蜗壳
在膨胀机运输、存放、管道安装等过程中,增压端蜗壳、膨胀端蜗壳和里面可能进入焊渣等杂物或者生锈,而这些杂物对于高速旋转的叶轮来说无疑是最大的安全隐患。2012年,河北诚信膨胀机调试现场,由于业主对膨胀机存放不当,导致增压端和膨胀端蜗壳里面进水,蜗壳内表面上有一层浮锈以及焊接管路造成的焊渣等杂物,导致最终不得不解体膨胀机清洗所有零部件,对损害严重的零部件予以更换。所以,在膨胀机开车前必须拆检膨胀机,除去增压端蜗壳和膨胀端蜗壳里面的杂物和浮锈,排除隐患。
3.2 转子
膨胀机在现场存放不当,容易导致转子生锈,生锈严重的会破坏转子动平衡,导致膨胀机运行时振动大,所以需要拆解后返厂检查处理,并重新做动平衡;如果转子生锈不严重,则清理浮锈后可继续使用。安装过程中需注意装配间隙应符合图纸设计要求。
3.3 喷嘴调节机构
在拆检过程中需要确认一下喷嘴调节机构闭合与气动薄膜执行机构配合程度,确保膨胀机气动薄膜执行机构能够精确地控制喷嘴调节机构。
4 仪表
膨胀机机身上一般有轴温、振动、转速几个测点,并且膨胀机开车前必须做联锁试验,否则不允许开车。2015年,锦州石化5000高氮空分膨胀机在裸冷过程中,二号膨胀机的转速由12 000rpm突然变成19 000rpm,但是观察轴温及工况判断出空分设备运行正常,判断问题出在测速探头,但是经检测间隙电压在正常范围内,排除测速探头失效的可能,参考以前出现类似情况的处理经验,判断是测速探头受到干扰导致DCS显示的转速失真,解决方法是在测速探头输出端并入一个100Ω的电阻,滤掉干扰波,然后DCS显示的转速恢复正常。
5 外围管道
膨胀机开车前,保证外围管道必须吹扫干净,检查外围管道、吸入过滤器也很重要,在吹扫管道前,需将管道内的突出在管道的焊瘤焊渣打磨干净,避免在长期运行中脱落而进入膨胀机导致叶轮损毁;检查增压端入口的吸入滤芯器上的滤网是否完好,尤其膨胀机增压端一侧是否干净;外围吹扫必须达到设计要求,否则不允许开车。
2013年,宁夏捷美四万空分膨胀机裸冷期间,一号空分国产膨胀机平稳运行约10h后,国产膨胀机突然联锁停车,经查看DCS上显示的运行期间的数据记录,在联锁停车前,国产膨胀机的轴温、转速运行平稳,没有大的波动,而振动则瞬间由15μm跃过50μm联锁停车值,导致国产膨胀机联锁停车,据现场分析是膨胀机增压端蜗壳进入杂物撞击叶轮,导致膨胀机振动瞬间变大后联锁停车;解体膨胀机后发现增压叶轮上有2片指甲盖大小的焊瘤,增压叶轮损坏,轴承完好;为了找到撞击叶轮杂物的来源,拆解膨胀机增压端入口过滤器后发现,膨胀机增压端入口过滤器的滤网上有一个焊瘤冲破小洞,过滤器上焊瘤未打磨干净导致焊瘤进入膨胀机增压端撞击叶轮后联锁停车。
6 结语
膨胀机开车前准备是一件很重要的工作,是保障整套空分安全平稳运行的关键一环。所以,如果能够做好上述几项准备工作,可以减少很多安全隐患,保证膨胀机的良好运行。
参考文献
[1]计光华.透平膨胀机[N].北京:机械工业出版社,1982.
煤气透平膨胀机 篇4
TPZ240型增压透平膨胀机是杭州制氧机集体为我分公司空分车间18000m3/h型空分装置配套设备, 主要技术参数如表1。
增压透平膨胀机结构:
(1) 蜗壳材质为不锈钢, 内容纳膨胀机工作叶轮、喷嘴环、在排气侧有一压圈借助一弹性压紧结构, 而压在喷嘴叶片上, 确保喷嘴环无间隙。
(2) 膨胀机轴:它的一端装有膨胀机工作叶轮, 另一端装有增压机叶轮, 组成一刚性转子。
(3) 叶轮:膨胀机工作叶轮, 为径轴流反动闭式三元叶轮, 增压机叶轮为闭式三元叶轮, 两轮材质为铸铝构件。
(4) 轴承:轴承为三油叶径向和止推联合轴承。
(5) 轴封:在工作轮出口端轮盖、增压机入口叶轮轮盖上设置了迷宫密封, 在工作轮、增压叶轮背后分别设置了内轴封、外轴封。通有密封气体保护, 密封材料为石墨衬料。
(6) 导流器:与喷嘴形成低温气体进入膨胀机工作轮的密闭空间
(7) 扩压室:经膨胀机叶轮吸入的低温空气在叶轮内高速旋转、加压后, 通过扩压室达到迅速膨胀制冷的目的。
8增压机:由进口收敛管、叶轮、无叶扩压室和蜗壳组成。
膨胀机工作原理:气体由轴向吸入, 在增压机叶轮内加速、压力增高, 在经过冷却后, 进入塔内热交换器换热, 然后在进入膨胀机进行绝热膨胀产生空分装置所需冷量气体, 于此同时产生的机械功又为增压机所吸收, 达到节能目的。
2 事故经过
2009年7月26日上午凌晨两点, 操作人员在巡检时现18000m3/h型空分装置1#增压机透平膨胀机有异常噪音, 转速下降, 现场人员及时联系中控室, 通过DCS系统迅速关闭膨胀机入口紧急切断气体, 打开增压机回流阀, 关闭喷嘴, 打开吹出阀使增压机端卸载, 紧急停车, 在停车15分钟后, 盘车出现卡住现象, 联系检修进行处理。
3 事故原因分析
将1#膨胀机解体检查时发现, 膨胀机工作轮中部有宽度为4～5mm, 深度为2mm左右的环形沟痕, 膨胀叶片顶部有齿形损坏面, 内轴封石墨衬料烧结, 蜗壳由残留铝屑。从损伤部件的情况分析原因如下:
3.1 膨胀机入口过滤器损坏。
18000m3/h空分装置的2台膨胀机均在入口管边上加有过滤器, 当我们拆开检查时并未发现过滤网破损及装置内管边有铝屑或异物, 排除了异物通过入口过滤网进入膨胀机的可能性。
3.2 轴承间隙检查。
拆开轴承进行检查, 检测过程中轴承的径向、止推间隙均在标准范围内, 并未发现因轴承间隙过大产生振动, 引起膨胀机工作轮等部件损伤原因。
3.3 膨胀机工作轮叶片的检查与探伤。
经过认真检查在膨胀机工作轮的封闭处有裂纹在叶片边缘, 开焊造成膨胀机转子平衡破坏, 引发膨胀机转子振动过大, 改变了膨胀机的工作稳定性, 使膨胀机工作轮与导流器发生磨损擦形成工作轮中部损坏, 因磨擦产生铝屑, 在高速旋转的离心力作用下将喷嘴叶片磨损。由于膨胀机转子震动、膨胀机内轴套间隙值小, 高速跳到的膨胀机转子与石墨衬里摩擦产生大量热量, 将密封材料烧损。膨胀机转子工作轮在钎焊处开焊的原因查找, 可追溯到2008年7月的空分装置停车大检修后, 2台膨胀机为了增大装置的制冷量, 使空分装置在短时间下塔积液, 节省开车时间, 2台膨胀机同时投入运行, 因增压机入口流量调整不均衡, 1#膨胀机产生喘振急停, 经过检查为发现异常问题, 膨胀机重新投入运行。此次1#膨胀机的喘振事故, 为这次的膨胀机工作叶轮叶片边开焊埋下伏笔。透平膨胀机喘振带来的转子震动, 在工作叶轮应力集中的部位长期作用, 材料产生疲劳现象, 随着膨胀机运行时间的延长, 工作叶轮在高速旋转低温气体变载荷冲击下, 出现了叶片开焊现象, 造成1#膨胀机工作叶轮、喷嘴、叶片、内轴封的损坏。
4 增压透平膨胀机的修复工作
此次更换的主要部件有转子、喷嘴、内外轴封修
4.1 复前准备工作:
4.1.1将厂方做过动平衡的新转子清理干净, 检查处理轴颈、叶轮等部位毛刺、刮痕。4.1.2检查原膨胀机的前后轴承, 并对其间隙和研磨面的摩擦点进行刮削, 用干燥气体对轴承油孔吹扫干净, 然后用汽油或清洗, 用白布包裹好准备使用。4.1.3检查准备更换的内轴封石墨衬料外观是否有刮痕及损伤, 用干燥空气吹扫密封气孔, 确保密封气畅通。4.1.4将导流器粘连的膨胀机工作轮铝屑用砂纸处理干净。4.1.5用干燥空气吹扫蜗壳、膨胀机转子、壳体、整机的密封气、油路, 检查是否畅通。
4.2 修复工作:
4.2.1首先将膨胀机的新转子工作轮与轴之间拆装做记号, 并将叶轮用专用工具扒下, 将膨胀机轴回装到机壳上。4.2.2轴承止推、径向间隙测量在标准范围内, 将膨胀机轴加润滑油后, 把止推盘及轴承加热后装入转子上把紧待轴承冷却后测量间隙值。4.2.3回装要更换的内外轴封, 利用膨胀机转子上的齿型密封达到合适装配间隙, 利用膨胀机自身的跑合进行自然修研。4.2.4膨胀机工作叶轮, , 增压机叶轮加热回装, 将锁紧备帽把紧待冷却后把紧拆装到记号处。4.2.5导流器回装并利用调整垫, 调整与工作轮之间的间隙。4.2.6将膨胀机调整机构喷嘴、叶片、喷嘴环、蜗壳按顺序回装。4.2.7膨胀机所有与进入空分装置的气体接触零部件, 必须进行脱脂并分析合格后回装。严防油脂、污垢带入空分装置发生爆燃事故。4.2.8增压透平膨胀机修正安装就位后, 由于跟好内外轴密封, 必须进行对膨胀机内外轴封的跑合。跑合时将增压机出入口管拆除, 用法兰堵板将拆除管口把紧, 气体经回流阀旁通进入膨胀机, 保持密封气和润滑油供应。打开紧急切断阀和喷嘴叶片, 完全依靠进口阀控制转速。逐步开启该阀, 按工作转速的20%、35%、60%、85%的分档进行升速, 每挡转速运行10分钟, 然后停车10分钟, 以便运行时发热的石墨衬料冷却下来, 最后再次启动透平膨胀机增速至工作转速运转10分钟, 跑合结束。至此膨胀机修复工作结束, 膨胀机投入正常使用。 (见表2)
5 防范措施
5.1 正确认识增压机出口回流阀的作用, 无论空分装置正常工况或启动工况, 都要确保回流阀在膨胀机事故状态现能联锁开启。
5.2 在空分装置冷开车启动阶段, 两台膨胀机并联运行, 要控制好两台膨胀机喷嘴开度, 两台膨胀机在增压机回流阀开度一样情况下, 喷嘴开度小的膨胀机因气体吸入量减少发生喘振现象, 尽量保证喷嘴开度保持一致。
5.3 把增压机出口单向阀列为重点检修项目, 放在单向阀不严造成另一台运行膨胀机回流量增加;同时增加了膨胀机的输出功率及膨胀量。
结束语
通过增压透平膨胀机事故原因分析及修复, 为空分装置膨胀机开车机修复总结一些经验, 避免以后出现类似的设备故障, 减少修复时间, 减少企业损失。
摘要：TPZ240型增压透平膨胀机工作叶轮等部件, 在工作轮叶片开焊后引发的透平膨胀机机械故障的原因分析及事后修复, 防范措施。
煤气透平膨胀机 篇5
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=44kg/m3。ρ1=P1/ZRT1=22.9 kg/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=29 300 r/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=276 m/s, G=Q1×ρ1=11.54kg/s, C1Z=Q1/S, 由S=1/4π (D12-DM2) , 得C1Z=66.78 m/s。将上述数值代入式 (2) , 得F增=4230N。
(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=0.565 MPa。ρ1=P1/ZRT1=20.07 kg/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 200r/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=6.15kg/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。