高级技师论文重油催化裂化装置烟气轮机振动故障的分析与处理.docx
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高级技师论文重油催化裂化装置烟气轮机振动故障的分析与处理
高级技师考评专题技术总结（论文）
题目：
重油催化裂化装置汽轮机振动故障分析与处理
姓名：
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重油催化裂化装置烟气轮机振动故障的分析与处理
摘要：
通过对催化裂化装置烟机振动故障的分析，找出引起烟机振动的根本原因，采取“调整相对位置，消除应力”的措施，成功地解决了机组的振动问题。
关键词：
烟气轮机强迫振动应力消除
1、机组概况
茂名石化炼油厂第三套140万吨/年重油催化裂化装置的1#主风机组主要是由电动机/发电机、齿轮变速箱、烟气轮机和主风机三部分组成，机组布置如图一所示。
电动机/发电机是上海电机厂生产，型号为YCH710-4；主风机是由陕西鼓风机厂生产，型号为5E1320-3.53/0.96，轴功率:
4630KW；齿轮变速箱为南京高速齿轮厂生产，型号为16H-S，速比3.72；烟气轮机是由西安航空制造厂生产，型号为TP8-70。
其主要技术性能见表1。
表一烟机主要技术性能参数表
轮盘直径Ф780mm
叶轮级数2级
轴输出功率6800KW
设计转速5530r/min
最大操作转速5775r/min
跳闸转速6050r/min
转子的飞轮力矩GD2=2671.5N.m2
气动效率≮84%
临界转速nk1=4550r/minnk2=6940r/min
图一1＃主风机组布置图
该机组1996年12月6日正式投入使用后，次年1月3日，因为烟道内烟气二次燃烧和部分管线设计不合理，造成高温膨胀而产生管线变形，使烟机在运转中严重地损坏了气封座和烟机转子。
经更换转子，修复气封座和修改部分管线走向后，一直运行正常。
2007年底，为了彻底解决汽封座的变形问题，并提高烟机的运行质量和主风机效率，茂石化公司决定在装置大修期间对机组进行改造：
（1）更换烟机轴承箱体；
（2）更换烟机转子及联轴节（由齿轮式联轴节改为膜片式联轴节）；（3）将主风机下壳体拆卸并运回陕鼓厂修复裂纹；（4）更换主风机转子、隔板。
但由于新的烟机轴承箱体螺栓孔与基础及内壳体的法兰螺栓孔位置相差约5mm，现场难以更改及装置大修工期紧而只好回装原烟机轴承箱体。
经大修改造后，1＃主风机机组试运时发现机组振动普遍偏大，尤其是烟机壳体振动严重超标，振动值高达13.5mm/s，机组不能正常运行。
各项振动值见表二。
表二烟机、主风机振动值表
项 目
烟 机
主 风 机
1＃瓦（A1）
2＃瓦（A2）
1＃瓦（B1）
2＃瓦（B2）
水平
垂直
水平
垂直
水平
垂直
水平
垂直
轴振动（um）
38
42
45
50
46
45
38
36
壳体振动（mm/s）
8.5
6.3
13.5
6.5
5.0
4.8
4.5
4.3
2、原因分析
我们知道，旋转机械中的振动通常可分为两种形式。
其一是亚同步振动又称自激振动。
常见的有：
喘振、油膜振荡、摩擦振动等。
其振动频率低于转子的回转频率。
亚同步振动对环境条件的变化是十分敏感的，机器的微小差别，其稳定性可能有极大的差别。
其二是同步振动，又称强迫振动，主要是由转子的不平衡、联轴器的不对中、安装不良等原因造成。
其振动的频率为转子的回转频率及其倍频；振动的振幅，在转子的临界转速前，随着转速的增加而增大，超过临界转速，则随转速n的增加而减小，在临界转速处有一共振峰值。
根据这次机组大修改造的情况，我们对有可能造成主风机组振动偏大，特别是引起烟机的振动值超标的各种因素进行了详细的分析。
2.1、机组对中
停机后，我们按照洛阳设计院提供的找正曲线要求，并结合该机组以往正常运行时的经验数据，对轴系的对中情况进行了认真的复查，对中找正值均在标准范围内，因机组对中不良而引起振动的可能性基本可以排除。
2.2、转子动平衡
对于更换的主风机转子和烟机转子是否存在转子质量动不平衡及对轮联轴器的重复不平衡问题，我们核查了主风机转子和烟机转子的出厂检验证明资料，均达到动平衡规范要求；对于联轴器重复不平衡的问题，我们采取重新回装原齿轮式联轴节和烟机原转子进行试运行，其振动情况和特征依然不变。
对比试运的结果证明，振动并非因转子及联轴器的动不平衡而引起。
2.3、工艺条件的影响
至于是否由于工艺系统操作波动，气体介质流量大幅度变化，引起主风机喘振或烟气粉尘过大，蒸气带水而造成烟机转子动不平衡振动的问题，经我们查实：
主风机入口流量正常，无喘振现象发生；烟气粉尘监测记录显示烟气的浓度和颗粒的大小均符合要求。
拆检时，烟机转子的轮盘及动叶片上亦无粉尘粘结积聚。
因此，因操作工艺影响而引起振动的条件并不存在。
2.4、转子的装配参数
经多次检查，前后轴瓦接触情况良好，而且间隙符合标准要求；一、二级动叶片顶间隙和气封间隙等参数也符合标准要求，不存在转子与定子摩擦现象。
2.5油膜振荡
油膜振荡主要是由于滑动轴承的工作稳定性差而引起的。
而决定滑动轴承稳定性好坏的根本因素是轴在轴承中的偏心距大小。
偏心距越小，轴心位置浮得越高，稳定性越差，偏心距越大，则轴心沉得越低，稳定性越好。
所以，油膜振荡多发生在圆柱轴瓦上。
油膜振荡的主要特点是在近于、等于或大于两倍第一阶临界转速时发生，其振荡频率约等于第一阶临界转速。
转速增加，振荡频率及振幅不改变。
该烟机采用的是五油叶可倾瓦，具有较高的稳定性，这种结构具有良好的缓冲作用和振动阻尼，可有效地阻止油膜振荡的发生。
同时该烟机转子的最高工作转速远低于其两倍一阶临界转速（nmax=5775r/min<<2nk1=9100r/min）。
因此，也不具备发生油膜振荡的转速条件。
试运时，在线监测频谱也未显现出油膜振荡特征，故此，因油膜振荡而造成振动的因素也可以排除。
2.6、润滑油系统
经检查，润滑油油路畅通，油质合格，压力和温度正常。
2.7、安装应力
经过反复认真分析，我们认为机组存在强迫振动的可能性最大。
前面已经排除了转子不平衡和联轴节对中不良及喘振、油膜振荡和摩擦振动等问题的存在。
目前，只有安装不良造成振动的原因最突出。
从机组在线监测系统所采集得到各轴承测点的振动值（在30um－50um之间）都不算很高，均未达到低位报警值57um的警戒线，只是使用测振动仪进行现场测量时，发现烟机2号瓦（A2）见图一的轴承外壳的垂直振动为6.5mm/s，水平振动达13.5mm/s；烟机壳体支撑板垂直振动为6.3mm/s，水平振动为8.5mm/s；振动值大大超过6.0mm/s的许可范围。
可见，烟机并不是轴系振动，而是机壳共振问题。
而与机壳相关的主要问题是主风机下壳体和烟机轴承箱体的拆卸再安装时是否存在安装应力。
经检查，主风机下壳体回装后，出入口管线支撑弹簧座的拉力器显示的压力符合技术要求，这说明由主风机的外力作用应力引起的振动不存在。
而烟机回装轴承箱体时曾发现严重变形现象：
（1）烟机排气蜗壳内壳体端面法兰与轴承箱体端面法兰螺栓孔错位，端面平行度上开口Ａ＝0.84mm；如图二所示：
1、内壳体端面法兰2、轴承箱结合面法兰3、气封上盖A、内壳体上开口间隙
图二内壳体与轴承箱联接图
（2）轴承箱体地脚螺栓孔及定位销孔与底座的螺孔、定位销孔纵向错位4mm，横向错位2mm。
当时考虑到各种因素不宜改变设备的相对位置，而且轴承箱体又是刚拆卸下来的原件，于是就利用千斤顶加力，强行回装轴承箱体，从而产生内应力。
这种变形是由烟机排气蜗壳的内壳体变形所产生？
还是轴承箱体变形造成的呢？
从结构来看，烟机排气蜗壳组件均是由钣金焊接件组成，而且板材厚度比较薄，强度较低，稳定性差。
烟机排气蜗壳组件在630~650℃以上烟气介质的高温下，板材晶体结构往往会蠕动而产生不规则的变形；而烟机内壳体法兰处的强度最低、最单薄，所以最容易产生翘曲变形。
而烟机轴承箱体的刚度相对较大，而且工作温度比蜗壳低得多，变形的可能性较小。
经过以上分析，我们认为正是由于烟机排气蜗壳的内壳体翘曲变形并与轴承箱座的强行连接，使机壳体与轴承箱产生一种复杂的组合应力，当机组运转时，就很容易产生强迫振动，从而破坏烟机的正常运行。
3、解决措施
综上分析，要解决烟机振动超标问题，保证1#主风机组的平稳运转，关键是要消除烟机轴承箱体与烟机排气蜗壳组件的相互作用力，使烟机排气蜗壳组件与轴承箱体的内应力得到有效释放。
具体处理步骤如下：
1）、重新解体烟机：
拆卸吊出轴承箱，并拆卸烟机进出口法兰与管线的联接螺栓。
2）、自由状态下重装轴承箱：
拆卸烟机蜗壳与烟机支撑板的定位销和联接螺栓，使蜗壳自由地坐落到支撑板上，再将烟机轴承箱体回装，打定位销，紧固螺栓。
即恢复轴承箱体的原来位置，以保证机组轴系同心度不变。
3）、调整烟机蜗壳与轴承箱的相对位置：
以烟机轴承箱体为基准，调正烟机内壳体法兰面与轴承箱体法兰面的垂直度和平行度及螺栓孔，并把紧螺栓。
如图三：
此时，烟机蜗壳和烟机轴承箱体不存在相互憋劲状况。
但烟机蜗壳与烟机座两支撑板的相对位置发生了变化。
4）、重新固定烟机蜗壳。
根据烟机蜗壳与烟机座两支撑板的变化状态，调整蜗壳基础与底板支撑面板的垫片，消除软脚现象，具体见示意图图三：
ab
1、内壳体端面法兰2、轴承箱结合面法兰3、气封上盖4、烟机蜗壳支承面板5、烟机蜗壳基础底板6、调整垫A、内壳体上开口间隙（图二）D、内壳体法兰面直径L1、L2：
蜗基础支承面的加斜垫距离
图三支撑板调整示意图
由图二和图三所示测量得知：
I
A=0.84mm；D=500mm；L1=600mm、L2=750mm
因为X/L=A/D
所以X1=AL1/D=0.84×600/500=1.008（mm）
X2=AL2/D=0.84×750/500=1.26（mm）
按计算得出的斜垫厚度分别加在烟机机壳前端两侧支承面板与基座底板之间，以达到法兰接合面的平行度和垂直度的要求。
调整好竖向导向键的侧间隙，然后，将两侧支撑板与蜗壳的联接螺栓紧固，并重新配钻支撑板定位销孔，并装上定位销钉。
这样，烟机壳体和轴承箱体基本处于无安装应力的固定状态（图四）。
1－进气机壳（进气锥）2—过渡机壳（二级静叶组件）3—排气壳体
4—轴承箱盖5—轴承箱体6—底座7—转子8—挠性辅助支座
图四烟气轮机安装示意图
5）、调整波形膨胀节：
由于烟机入口波形膨胀节法兰是随烟机排气涡壳体位置的改变而变动，与固定不可调的烟机进气锥体组件法兰无法对接，而且烟机入口波形膨胀节法兰止口与轴承箱中心线不一致，容易造成烟机二级静叶环组件级间密封齿与转子一、二级轮盘发生碰磨，从而影响机组的运行，因此需要对烟机入口波形膨胀节进行调整处理，其方法步骤是：
Ａ：
首先，按烟机转子轴颈外形尺寸加工一根假轴（图五）和一个找正装表夹具（图六）。
1、前轴颈2、后轴颈3、止推盘
图五假轴
其假轴中间带有推力盘，加工精度要求前后轴颈同轴度误差小于0.02mm，推力盘两端面与轴中心线垂直度误差0.02mm。
1、杠杆2、紧固螺栓
图六装夾具
B：
把烟机入口波形膨胀节与排气涡壳体联接处割开，把烟机进气锥体吊装就位，并装上定位销把紧地脚螺栓，调整好波形膨胀节法兰与进气锥体法兰对接，带上两个法兰连接螺栓，在割开处上、下、左、右点焊固定后，再拆开并吊出进气锥体，对波形膨胀节割开处圆周进行焊接（见图七）。
Ｃ：
吊装入假轴，回装好烟机径向轴承A1、A2和止推轴承，装好找正专用夹具并装上两个百分表，以假轴为基准，将假轴推向主受力面，把排气涡壳的外壳体定位园分成8等份。
即水平测量2点，垂直测量2点，交叉测量4点作为壳体调整的参考点，转动假轴测量排气涡壳的外壳体定位圆的径向和轴向跳动值。
根据测量数值，利用外壳体4根轴向调整螺栓和径向调整螺栓来调整，使烟机转子与壳体定位园的径向和轴向跳动值符合技术要求。
轴向调整螺母2、径向调整螺订3、波纹管4、焊接部位
图七排气涡壳波形膨胀节
6）、重新核查烟机蜗壳出口法兰与出口管线法兰的对中，并通过调整装置拉紧螺栓进行调节，使其达到标准要求。
4、效果与效益
经过对烟机壳体安装相对位置的调整，有效地释放了烟机壳体的应力，消除了强迫振动的故障。
2007年4月18日试机时，机组运行状况明显改善。
2007年5月3日装置因为其它原因而停车，2007年5月7日重新启用后，机组的运行状况达到前所未有的理想状况，机组振动情况如下表三。
项 目
时 期
烟 机
主 风 机
1＃瓦（A1）
2＃瓦（A2）
1＃瓦（B1）
2＃瓦（B2）
水平
垂直
水平
垂直
水平
垂直
水平
垂直
4月18日
轴振动（um）
40
41
26
32
52
51
38
38
试运
壳体振动（mm/s）
5.5
1.5
3.5
1.8
2.3
1.9
4.0
4.5
5月
7日
轴振动（um）
35
36
24
30
50
50
35
36
再启用
壳体振动（mm/s）
5.2
1.2
3.2
1.6
2.2
1.7
3.8
4.3
表三烟机和主风机振动监测表
1#主风机组的正常投用，既为重油催化裂化装置平稳生产创造了条件，又为装置节能降耗增创效益作贡献。
由于烟机利用烟气膨胀作功带动主风机组工作，从而实现
（1）节约电动机用电：
烟机未处理前，入口碟阀开度不大，1#机组每小时还要用电约800KW，按每年运行8000小时计算，即可节约6400000kw×0.62元/kw·h＝396．8万元。
（2）带动发电机发电：
处理后，现在每小时可发电580kw，按每年运行8000小时计算，即可发电：
4640000kw×0.62元/kw·h＝287．68万元。
只粗算上述两项，1#主风机组每年可为装置增效约684万多元人民币。
5、结束语
振动是烟机最为常见的一种故障形式，其形成的因素十分复杂。
当我们遇到这类问题时，应该仔细分析其振动特征，找出振动的原因，有针对性地采取改进措施，否则，故障难以排除。
该机组大修时间长，工作量大，修复难度高，其教训是极其深刻的。
为我们今后的烟机大修提出了一个新问题：
外力作用产生的应力对烟机的反作用，确实不可忽视。
我们必须尽可能减少强制外力的发生，避免不应有的强迫振动对机组的正常运行。
参考文献：
【1】胡世炎《机械失效分析手册》四川科学技术出
【2】《机械设备故障诊断技术及应用》西北工业大学出版社
【3】《TP8—70烟气轮机说明书》西安航空发动机公司设计所
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