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论文论汽轮机轴承失效分析0502
乙烯机驱动透平主推力轴承失效分析
蒋雄伟
（中国石化上海石油化工股份有限公司烯烃部，200540）
摘要
介绍了上海石化烯烃部2#烯烃新区乙烯制冷压缩机驱动透平主推力瓦突然失效的故障现象，对机组故障解体检修的过程进行了较为详细的描述，最后对引起透平主推力瓦失效的原因进行了分析，指出透平原主推力瓦设计结构缺陷是造成本次透平故障的主要原因，并提出了相应的处理措施。
关键词：
乙烯制冷压缩机驱动透平；失效原因分析；结构缺陷
1前言
E-GT2601是上海石化烯烃部2#烯烃装置新区乙烯制冷压缩机驱动透平，被驱动设备为典型的乙烯“三机”之一，离心式乙烯制冷压缩机，透平与乙烯制冷压缩机采用直联方式联接，杭汽提供透平，机组由上鼓总成，乙烯制冷压缩机主要为乙烯装置深冷分离系统提供冷量，机组主要参数见表1.1所示。
表1.1乙烯制冷压缩机主要参数
透平型号
NK32/45/0
压缩机型号
3MCH457
透平结构型式
水平剖分、
全凝式透平
压缩机结构型式
水平剖分、
单缸四段压缩
透平额定功率
4480KW
压缩机额定功率
4018KW
透平蒸汽额定流量
5.67kg/s（20.4T/H）
压缩机额定流量
130.4T/Hr
透平额定转速
9350RPM
压缩机进气压力
0.107Mpa（A）
透平跳闸转速
10800RPM
压缩机进气温度
-101.7℃
透平进汽压力
（正常/最大）
4.3/4.5Mpa（A）
压缩机排气压力
1.778Mpa（A）
透平进汽温度
（正常/最大）
380/400℃
压缩机排气温度
11.2℃
透平排汽压力
0.011Mpa（A）
压缩机多变效率
77.3%、81.3%
79.3%、83.8%
透平轴端密封
迷宫密封
压缩机轴端密封
干气密封
透平制造厂商
杭州汽轮机制造股份有限公司
压缩机制造厂商
上海鼓风机有限公司
透平轴位移报警值
±0.56mm
透平轴振动报警值
90μm
透平轴位移联锁值
±0.80mm
机组安装日期
2002.01
机组振动、位移测点布置情况（见图1.1所示）
图1.1乙烯制冷压缩机机组位移、振动、温度测点布置图
乙烯制冷压缩机机组是上海石化七十万吨乙烯改扩建工程，新增一条30万吨乙烯生产线关键设备，该机组主要为乙烯装置深冷系统提供-101℃、-83℃、-61℃等级冷媒。
2002年04月22日随装置投料开车，机组整体运行平稳，2007年7月机组随装置大修周期进行了首次开缸解体大修，当时除发现透平主推力轴承瓦块巴氏合金表面积碳现象较为严重外并未发现该机组存在其他异常情况，自2002年04月运行至2010年5月主推力瓦故障，去除大修时间，机组累积连续运行96个月。
2故障现象、故障判断及透平两侧轴承箱解体检查情况
2.1故障现象
2010年5月2日10：
50，透平轴位移XI26561A/B在毫无故障预兆情况下，突然同时达到联锁值（轴位移报警值±0.56mm；联锁值±0.80mm），造成GB2601机组停机。
2.2故障判断
（1）检查确认机组故障发生时ESD系统中机组轴位移联锁情况，通过DCS系统查阅透平运行转速、进汽量、蒸汽温度、轮室压力、轴瓦温度，压缩机进出口流量、压力，润滑油系统油温、油压等与轴位移联锁相关的工艺参数变化趋势情况，发现该机组自2010年03月底开始提负荷，转速由原来9180RPM提升至9380RPM，超过机组额定转速30RPM。
机组其余运行参数均在工艺运行操作范围之内，情况正常。
（2）检查机组现场情况，重点检查与轴位移相关的仪表工作情况，包括对轴位移仪表放大器输出电压测试，轴位移探头阻值测量，轴位移延伸电缆接口检查，现场仪表与MCC本特利3500连接情况以及本特利3500自身运行情况检查，均显示正常未发现异常情况。
同时现场确认润滑油总管去透平推力轴承的供油支管压力情况等，参数符合控制要求未发现问题。
（3）通过公司S8000关键机组在线状态检测系统，查看停机发生前四个轴承座各径向轴承振动频谱图，图谱显示正常无故障趋势及突变情况发生。
查看轴心轨迹图谱仅显示为同步正进动，表明机组故障发生前，透平内部动静部份如转子与隔板等应无的碰擦情况发生。
查看机组故障发生前测试仪表GAP电压值，电压显示平稳侧面印证了测试仪表无异常，测试数据真实可靠。
综合机组仪表检查情况及机组现场运行的实际情况，通过故障分析决定装置降负荷，安排对乙烯压缩机驱动透平推力侧及非推力侧轴承箱进行解体检查。
2.3透平两侧轴承箱解体情况
2.3.1透平推力侧径向轴承检查
拆检透平推力侧轴承箱内径向轴承，发现径向轴承五块瓦块表面仍保持原有金属光泽，经过检测，确认径向瓦与透平转子轴承档轴颈之间间隙符合该机组检修规程要求的标准值0.188~0.307mm范围之内，五块瓦块厚度均匀，厚度偏差0.01mm之内，油封情况正常。
2.3.2透平推力侧主副推力轴承检查
拆检透平推力侧轴承箱内主副推力轴承，发现主推力轴承8块瓦块烧毁严重，瓦块表面约1.5mm厚的巴氏合金已全部烧熔，但副推力轴承8块瓦块表面巴氏合金未见磨损。
主推力轴承瓦块磨损情况（如图2.3.2.1～图2.3.2.2所示）
图2.3.2.1主推力轴承图2.3.2.2新旧瓦块对比
2.3.3透平推力侧主副推力面及轴颈检查
检查透平推力侧轴承箱内转子主副推力面及轴颈磨损情况，检查发现透平主副推力面及轴颈光滑无划痕，测量尺寸较2007年该机组大修时的检维修记录类同符合该机组检修规程要求，主副推力面及轴颈磨损情况（如见图2.3.3.1～图2.3.3.2所示）
图2.3.3.1副推力面情况图2.3.3.2主推力面情况
2.3.4透平非推力侧径向轴承检查
拆检透平非推力侧轴承箱内径向轴承，发现径向轴承五块瓦块表面仍保持原有金属光泽，经过检测，确认径向瓦与透平转子轴承档轴颈之间间隙符合该机组检修规程要求的标准值0.240~0.384mm范围之内，五块瓦块厚度均匀，厚度偏差0.01mm之内，油封情况正常。
3透平主推力轴承瓦块失效原因分析
3.1原透平主推力瓦结构缺陷
乙烯制冷压缩机驱动透平主推力轴承原设计为米契尔型推力轴承，机组正常运行情况下，转子轴向推力通过主推力面经过油膜传递给主推力瓦块，然后通过基环传给轴承座。
米契尔型推力轴承结构上无均载机构，线支撑，8块瓦。
止推瓦块与推力盘接触的一面衬有一层巴氏合金，厚度约1～1.5mm。
理论上8块推力瓦瓦块都与推力盘等距和平行，虽然米契尔型推力轴承对机组变动载荷的适应能力较强，但机组在长周期高负荷连续运行情况下，由于米契尔型推力轴承无均载机构，并不能确保轴向载荷能够均匀地分布在每个瓦块上，随着机组负荷变化极可能导致个别瓦块因载荷集中引起瓦块温度过热而瞬时失效。
3.2原设计米契尔型主推力轴承承载能力不够。
3.2.1主推力轴承现场拆检后的现象判断
2007年7月机组首轮解体检修过程中，发现主推力轴承8块瓦块巴氏合金表面积碳严重（如图3.2.1所示）。
查阅机组5年运行周期内润滑油品质月度分析报告，包括中石化长城公司提供的季度全分析报告显示油品各技术指标均为合格，同时5年内润滑油进油温度控制45±2℃（自控）无超标现象，机组负荷控制正常，拆检发现推力轴承巴氏合金表面积碳严重，表明原主推力瓦设计余量不足，机组经过长周期高负荷运行后，引发瓦块巴氏合金表面产生局部高温，导致润滑油炭化。
2010年05月主推力轴承故障极有可能是由于轴瓦巴氏合金表面积碳后热量积聚不易散发，严重干扰油膜形成，同时加上机组超额定转速运行，导致润滑油油膜瞬时破坏，推力瓦瓦块表面巴氏合金烧融后机组发生轴位移联锁停机。
图3.2.1瓦块巴氏合金表面积碳情况
3.2.2理论计算
推力轴承止推瓦块的结构是一个扇形块，瓦块背面有一球面支撑体或线性体作为支点，使瓦块在工作过程中能够灵活摆动。
O为瓦块支点，瓦块绕O点作径向及周向倾斜。
（如图3.2.2所示）
图3.2.2瓦块示意图
不考虑瓦块的弹性变形，油膜厚度的函数表达式为：
（1）
其中：
－瓦块支点处的油膜厚度
－瓦块支点处的半径
－瓦块的径向和周向的倾斜角
－支点与进油边的夹角
由流体力学原理，可以推导出二维雷诺（Reynolds）方程如下：
（2）
化为圆柱坐标形式如下：
（3）
－推力轴承镜板角速度
而对于二维雷诺方程难以直接通过解析法求解得出压力分布的统一公式，所以其求解必须借助于数值计算方法（如有限差分法），即先确定承载区四周边界的压力分布，进而利用边值问题的求解方法获得整个区域的压力分布。
根据能量守恒定律，粘性流体流动中的能量交换可用下列能量平衡方程加以描述：
－润滑油的密度
－润滑油的比热系数
温度起始条件：
，由于油膜厚度与轴瓦径向、周向尺寸相比很小，故在油膜的内外侧泄边的边界条件假设为绝热，即：
瓦块的温度分布由瓦块的热传导方程求出。
由热力学可知，瓦块的温度控制方程为：
假设：
（1）物体是均匀且各向同性的；
（2）导热系数
、比热容
及密度
均为常数；
（3）物体内部没有温度跃变；
（4）轴承系统为稳定导热，
；
（5）系统无内热源。
转化为圆柱坐标形式如下：
（5）
－是瓦块厚度方向的坐标
轴瓦热传导方程的边界条件：
油膜与轴瓦界面保持热流连续
（6）
－瓦块内的温度梯度，
油膜内温度梯度
温粘方程，一般润滑油的动力粘度随温度升高而很快降低。
其关系可由近似的经验公式表示，常采用如下的Reynolds粘温关系式：
（7）
其中：
是润滑油的温粘指数，
为在温度
下润滑油粘度（Pa*S）。
依据上述推力轴承运动方程组，采用数值分析方法编程求解推力轴承的压力分布、油膜厚度分布、温度分布、轴承的功耗、轴承所需的润滑油流量等参数。
原主推力轴承设计结构为米契尔轴承，8块瓦，背部线支撑，偏中心线2.86º（实际测算），瓦块背部无均载分布机构。
瓦块外径170mm内经94mm。
机组运行额定转速9350RPM，润滑油采用46#防锈汽轮机油，进油温度控制45℃，假设8块瓦均载受力，根据推力瓦块的理论分析计算轴承在不同的载荷下瓦块的最高温度和最小油膜厚度，见表3.2.2
表3.2.2轴承在不同的载荷下轴承的最高瓦温和最小油膜厚度
轴承载荷，KG
最高瓦温，℃
最小油膜厚度，mm
1600
81.5
0.0285
2000
90.2
0.0231
2400
98.5
0.0194
2800
107.0
0.0166
3200
115.3
0.0144
4400
138.4
0.0102
结论：
对应杭州汽轮机制造股份有限公司提供的该透平轴向推力-蒸汽耗量曲线图，可知透平在额定工况下，轴向推力应为2000KG，再结合上述理论计算值（见表3.2.2）透平轴瓦温度为90.2℃，显而易见透平在额定工况条件下运行主推力瓦瓦温明显偏高。
3.3原设计米契尔型主推力轴承瓦块温度监测问题
2010年5月2日GT2601透平轴位移XI26561A/B发生联锁后，查阅主推力瓦瓦温一直保持在41℃至45℃之间（见图3.3所示），拆检发现，原设计瓦温测定采用插入式测温元件，测温元件在正常运行过程中由于受到润滑油油压波动，冲击等极易造成脱落、松动等问题，从而不能真实显示透平主推力瓦瓦块的实际运行温度变化情况，不利于轴瓦早期故障的跟踪、分析、判断及相应的处理。
图3.3故障发生前后推力瓦温度变化曲线
4改造实施
4.1针对原设计主推力轴承结构缺陷，将米契尔型改为金斯伯雷型轴承
委托上海大学轴承研究所进行主推力轴承改造，基于轴承箱腔体尺寸所限，本次改造仅对主推力轴承进行技术改造，副推力轴承保持原有结构。
针对原设计米契尔型主推力轴承存在的结构问题，将主推力轴承由米契尔型改为金斯伯雷型（如图4.1所示）。
金斯伯雷型推力轴承结构特点是层叠式自动平衡推力的轴承，由若干个止推瓦块组成，止推瓦块下垫有上水准块、下水准块、基环，相当于三层零件叠放在基环上，止推瓦块与水准块之间通过球面支点接触。
其工作原理是当各个止推瓦块载荷不同时，就会引起轴承的不平衡，因止推瓦块受力不均就要偏转，此时可通过上、下搭接的水准块，自动调节每个止推瓦块上的载荷，直到每个止推瓦块上的载荷相同，轴承重新建立平衡为止。
即使在转轴有较大的挠度及支点转角的情况下，各瓦块位置能随之平衡而产生均匀的油膜压力。
同时对推力轴承的润滑油注入方式也进行了技术改进，通过技术改进后润滑油将直接喷射到推力盘上，从而确保有效达到降低机组运行过程中主推力瓦瓦块温度目的。
图4.1改造后推力轴承剖面图
4.2针对原设计主推力轴承承载能力问题
本次改造将原设计米契尔型主推力轴承改为金斯伯雷型主推力轴承后，最大程度提高了推力轴承的承载能力，通过理论计算改造后主推力轴承的参数：
8块瓦，点支撑，支点角为24º，支点半径65mm，设有均载机构。
瓦块外径为170mm与原瓦块相同，瓦块内经为94mm与原瓦块相同。
新瓦块总面积14521.14mm2,旧瓦总面积为11764.58mm2。
机组运行额定转速9350转/分，46#防锈汽轮机油，进油温度45℃，假设8块瓦均载受力，根据理论分析计算轴承在不同的载荷下瓦块的最高温度和最小油膜厚度（如表4.2所示）
表4.2推力轴承在不同的载荷下轴承的最高瓦温和最小油膜厚度
轴承载荷，KG
最高瓦温，℃
最小油膜厚度，mm
1600
73.2
0.0381
1800
76.2
0.0348
2000
79.0
0.0320
2200
81.9
0.0297
2400
84.7
0.0276
2600
87.4
0.0259
对比表3.2.2与表4.2，透平同样在2000KG轴向推力情况下，改造后瓦温由原来90.2℃下降至79℃，下降值达11.2℃。
同时油膜厚度也由原来0.0231mm增加至0.032mm。
4.3针对原设计推力轴承温度监测问题，将插入式改为埋入式测温元件
将推力瓦瓦块插入式温度传感器改为埋入式温度传感器，同时选择4个瓦块作为测温点，埋入式测温元件能有效避免插入式测温元件的缺点，运行可靠性强，温度测量值能够较为正确反应瓦块的真实工作温度变化趋势，又可及时准确判断运行过程中是否存在瓦块偏载问题，能为今后机组长周期运行负荷控制及故障隐患分析提供信息依据。
4.4
5主推力轴承改造前后效果对比
5.1改造后的主推力轴承进行模拟实验
技术改造后的金斯伯雷主推力轴承总装完成后，在上海大学轴承实验中心模仿GT2601现场条件进行试验，试验机主要配备变频电动机、油泵、温度传感器、载荷加载机构等（如图5.1所示），将试验机转速缓步升至3000RPM后，通过载荷加载机构逐渐增加推力瓦载荷至2200KG，8个瓦块温度显示（如下表5.1所示）
表5.1轴瓦温度与载荷关系
载荷（KG）
瓦块1
瓦块2
瓦块3
瓦块4
瓦块5
瓦块6
瓦块7
瓦块8
1600
76
77
80
74
74
76
75
77
1800
77
78
81
75
75
77
76
78
2000
78
79
81
76
75
77
77
79
2200
79
80
82
76
76
78
78
80
图5.1试验机台架图
1润滑油进油管2润润滑油泵3润滑油油箱4润滑油温度显示仪
5试验机6载荷加载机构7温度传感器8温度显示仪9电机
试验结论，由于变频电机所限，试验转速最高达到3000RPM。
当试验机转速达到3000RPM，载荷升至2000KG时，8个瓦块最高温度仅为81℃，当载荷继续升至2200KG时8个瓦块最高温度显示为82℃。
试验温度与理论计算温度稍有差别，是因为理论计算是以绝热、轴承为刚性条件计算所得。
但是通过轴承实验证明了轴承理论计算的科学性，确认改造后的金斯伯雷主推力轴承应该能够满足机组现场运行条件的需求。
5.2主推力轴承改造前后效果对比
2012年11月2#烯烃装置新区乙烯制冷压缩机驱动透平主推力轴承随装置大修进行了技术改造工作，开车一次成功且正常运行至今。
透平主推力瓦改造后，在额定转速9350RPM下，主推力瓦温度ETI26533A/B小于等于85℃，达到了改造技术要求。
6结束语
乙烯制冷压缩机是乙烯装置生产线上的核心设备，通过本次对乙烯机驱动透平主推力轴承结构型式的技术改造，有效的解决了乙烯制冷机组运行隐患，为该装置今后长周期平稳运行提供了有力的保障，也为存有类似问题的机组改造提供了借鉴依据，同时也为新机组技术谈判提供参考依据。
参考文献
[1]刘军峰离心式压缩机止推轴瓦故障分析及解决措施润滑与密封，2011，（4）114-2
[2]陈雄，黄夏林，陈祖武石油化工设备技术2012，33（6）26-24
作者简介：
蒋雄伟，男，1992年毕业于上海石油化工专科学校化机专业，一直在烯烃装置从事关键机组管理与维护工作，经历数次装置大修及改扩建工作，工程师。
Failureanalysisformainthrustpadofethylenerefrigerationcompressor’sdriventurbine
Abstract
Introducethesuddenlyfailurestateforthemainthrustpadofethylenerefrigerationcompressor’sdriventurbine,whichservedforSinopecShanghaiPetrochemicalCompanyLtd.2#olefinnewdistrict,withacertaindetaileddescriptionofthedisassemblyproceduretothemachineformaintenance,finally,analyzethereasonforthefailure,pointthatthedesignfaultofconstructionoftheoriginallymainthrustpadisthemainreasonfortheturbinefailure,thensuggestthecorrespondingmeasuretodealwiththefailure.
Keywords:
Ethylenerefrigerationcompressor;failureanalysis;faultofconstruction
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