彈性阻尼聯(lián)軸器在PDH裝置產品氣壓縮機上的應用

文/鄭愛國

通過在大功率的丙烷脫氫裝置壓縮機組應用彈性阻尼聯(lián)軸器，使裝置能夠長周期平穩(wěn)安全運行——丙烷脫氫（簡稱PDH）工藝過程是指丙烷在一定的反應溫度和反應壓力以及專用催化劑的作用下發(fā)生熱裂解反應最終產生丙烯和氫氣的過程，在該過程中作為心臟設備的產品氣壓縮機安穩(wěn)運行尤為關鍵。當該機組由高壓變頻電動機驅動時，因高壓變頻器會產生多次諧波，當設計措施處理不當時該諧波頻率會與壓縮機整個軸系某個界段的固有頻率非常接近，從而引起機組軸系的脈動共振（俗稱：扭振），最終會導致機組軸系的某個部件（通常為聯(lián)軸器部位）發(fā)生斷裂事故，嚴重危及壓縮機乃至整個裝置的安穩(wěn)運行。彈性阻尼聯(lián)軸器的成功應用大大消除了變頻諧波扭振的不利影響，在一定程度上確保了產品氣壓縮機的安穩(wěn)運行，也為裝置的安穩(wěn)運行奠定了良好的基礎。

某石化公司新建PDH裝置的產品氣壓縮機是某機械公司設計制造的DMCL1006+2MCL1007離心式壓縮機，配套齒輪箱由德國BHS公司設計、制作，機組聯(lián)軸器由某傳動工程公司設計、制作，高壓電動機及變頻器由日本TMEIC公司設計制作。其中變頻器采用XL-75型，通過高壓變頻器實現(xiàn)起動及變速負荷調節(jié)。該機組于2022年3月份由中國化學工程第三建設有限公司施工安裝，2022年6月投產運行。機組布置如圖1所示。

圖1 產品氣壓縮機現(xiàn)場布置

產品氣壓縮機自投產運行后，齒輪箱整體殼振一直較大（最大處的振動速度為28 mm/s），大大超過《石油化工旋轉機械振動標準SHS 01003—2004》中關于新安裝的大型轉機可以長期運行或合格狀態(tài)的≯4.5 mm/s的要求，嚴重危及機組的安穩(wěn)運行，也給整個裝置的可靠運行造成了較大的安全隱患。

機組多次停車拆檢發(fā)現(xiàn)存在的問題

2023年2月5日因齒輪箱殼振長期處于高振動狀態(tài)，為了避免突發(fā)性設備損壞等惡性事故決定停機對產品氣壓縮機組進行拆檢，發(fā)現(xiàn)存在下列問題。

1.齒輪箱與主電動機聯(lián)軸器疊片組多處斷裂變形如圖2所示。

圖2 聯(lián)軸器疊片斷裂情況

2.齒輪箱與主電動機聯(lián)軸器螺栓斷裂兩個，一個磨損較為嚴重，同時造成聯(lián)軸器螺栓孔內圈磨損（螺栓磨損0.6 mm，聯(lián)軸器螺栓孔內圈磨損0.65 mm）如圖3所示。

圖3 聯(lián)軸器螺栓斷裂及磨損情況

3.壓縮機高壓缸與低壓缸聯(lián)軸器螺栓斷裂一個如圖4所示。

2023年3月29日在更換損壞的聯(lián)軸器部件開機運行6天后，壓縮機高壓缸軸振動值（靠近低壓缸側）持續(xù)增高，現(xiàn)場人員巡檢時聽到高壓缸與低壓缸間聯(lián)軸器護罩內出現(xiàn)一聲異響，并隨即消失，同一時間高壓缸（靠近低壓缸側）軸系振動水平部位3VSA2075振動值由42.5 μm突然上漲至51.9 μm、垂直部位3VSA2076振動值由50.2 μm突然上漲至61.7 μm（報警值63.5 μm，聯(lián)鎖值88.9 μm），并仍有緩慢上升趨勢，最大值達到65 μm，經查看SG8000在線監(jiān)測系統(tǒng)發(fā)現(xiàn)兩者相位有突變現(xiàn)象，綜合分析判斷該部位的聯(lián)軸器發(fā)生了異常，再次停機檢查處理，發(fā)現(xiàn)存在以下問題：高壓缸（低壓缸側）聯(lián)軸器緊固螺栓斷裂4個，配套膜片組斷成兩截，高壓缸側半聯(lián)軸器和間隔軸雙路傳動齒存在裂紋、局部缺損如圖5所示。

2023年4月19日在經沈鼓重新設計采用升級版的聯(lián)軸器第二次開機運行2天后，中午12:20，壓縮機高壓缸（靠近齒輪箱側）軸振動參數(shù)水平部位3VSA2077振動值由17.2 μm快速上漲至63.8 μm，垂直部位3VSA2078振動值同步快速上漲，同時查看聯(lián)軸器齒輪箱側軸振動值水平部位3VSA2073、垂直部位3VSA2074趨勢，同一時間段內存在大幅上漲情況，且以上參數(shù)仍存在上漲趨勢，經決定對裝置緊急停工排查原因，12:21開始執(zhí)行停工程序。12:26:03高壓缸（靠近齒輪箱側）軸振動參數(shù)水平部位3VSA2077與垂直部位3VSA2078同時達到88.9 μm，機組聯(lián)鎖停機（聯(lián)鎖值88.9 μm），裝置緊急停工。停機后打開各聯(lián)軸器護罩進行檢查，發(fā)現(xiàn)以下問題。

1.壓縮機高壓缸靠近齒輪箱側聯(lián)軸器中間隔軸出現(xiàn)貫穿性裂紋如圖6所示。

圖6 聯(lián)軸器中間隔套貫穿性裂紋

2.壓縮機高壓缸靠近齒輪箱側中間隔軸與半聯(lián)軸器間緊固螺栓有1個螺栓六角背帽斷裂如圖7所示。

圖7 螺栓背帽發(fā)生斷裂

3.壓縮機高壓缸側中間隔軸與中間聯(lián)軸節(jié)之間有一個緊固螺栓斷裂，如圖8所示。

圖8 一個螺栓發(fā)生斷裂

2023年5月4日，產品壓縮機在采用第二次設計升級版聯(lián)軸器后第三次開機運行，機組開機后隨裝置負荷提升，齒輪箱振動值跟隨上升，其中高速軸振幅最高漲至49 μm，現(xiàn)場殼振實測最大13mm/s；5月25日00:30產品氣壓縮機C3101高壓缸靠近低壓缸側軸系振動參數(shù)水平部位3VSA2075振動值由22.11 μm突漲至33.04 μm，垂直部位3VSA2076振動值由26 μm突漲至39.25 μm；27日11:41軸振動3VSA2075和3VSA2076再次突漲至47.1 μm、54.87 μm，經分析高低壓缸間聯(lián)軸器出現(xiàn)了異常，無法確保機組安全、穩(wěn)定運行，裝置再次進行緊急停工處理。后經拆檢發(fā)現(xiàn)：高壓缸靠近低壓缸側半聯(lián)軸器開裂損壞、螺栓斷裂1個、疊片組斷裂，如圖9所示。

圖9 聯(lián)軸器部件損壞情況

問題原因分析過程

第一次發(fā)生故障之前現(xiàn)場表現(xiàn)的突出現(xiàn)象是齒輪箱殼體振動較大，當時懷疑是齒輪箱本身存在制造質量問題（因特殊情況業(yè)主未去制造方見證試車），同時還懷疑聯(lián)軸器制造質量也存在問題。故其一是將齒輪箱返回沈鼓透平公司進行拆檢并測試，未發(fā)現(xiàn)質量異常；其二是請第三方專業(yè)機構對聯(lián)軸器螺栓進行了硬度檢測，檢測結果符合《GB/T3098.1緊固件機械性能 螺栓、螺釘和螺柱》中“7機械和物理性能”標準（標準要求：10.9級螺栓洛氏硬度范圍32～39HRC）；同時對聯(lián)軸節(jié)應力集中部位進行PT無損檢測，均未發(fā)現(xiàn)異常，從而排除了這兩方面的制造質量原因。

1.對齒輪嚙合情況進行檢查，經紅丹粉測試齒間嚙合面積為85%，符合《SHS01028變速機維護檢修規(guī)程》中“齒輪嚙合接觸面積”最高精度等級要求，如圖10所示。

圖10 大小齒輪嚙合情況

2.對大小齒輪軸進行動平衡測試，數(shù)據(jù)符合標準要求，如圖11所示。

圖11 大小齒輪軸動平衡數(shù)據(jù)

3.機械運轉試驗，各部位測試數(shù)據(jù)均正常，如圖12所示。

圖12 機械試車數(shù)據(jù)

4.聯(lián)軸器螺栓的硬度檢測數(shù)據(jù)均符合規(guī)范要求，如圖13所示。

圖13 螺栓硬度檢測及PT檢測情況

第二次發(fā)生故障后懷疑是沈鼓透平公司出具的聯(lián)軸器設計使用強度偏低，后經雙方討論并詳細進行了整個軸系的扭振分析，加大了其設計的強度安全系數(shù)，如圖14所示。

圖14 升級版聯(lián)軸器安全系數(shù)

采用升級版的聯(lián)軸器后開機運行僅僅2天后第三次發(fā)生聯(lián)軸器損壞故障停機，沈鼓透平公司再次對聯(lián)軸器設計進行升級，將主電動機與齒輪箱大齒輪之間的聯(lián)軸器短節(jié)改為實心結構，結果在投入運行23天后發(fā)生第四次聯(lián)軸器損壞故障。

至此，我們認定導致聯(lián)軸器頻繁發(fā)生故障的根源不在機械設備本身，而在高壓變頻系統(tǒng)方面（汽輪機或者工頻電動機驅動的機組系統(tǒng)均未發(fā)生過類似問題），為了驗證高壓變頻產生的扭矩脈動情況，我們邀請了專業(yè)公司在現(xiàn)場進行了脈動扭矩測試。

1.待測試儀器安裝就位后如圖15、圖16所示。我們按照正常開機步驟進行了變頻輸出扭矩的脈動測試，結果發(fā)現(xiàn)當電動機（4極電動機）在超過1 200 r/min時現(xiàn)場運作聲音發(fā)生異常且齒輪箱低速軸水平方向的振幅為110 μm、垂直方向的振幅為150 μm （滿量程為150 μm）如圖17所示，在1 430 r/min時電動機與齒輪箱低速軸之間的聯(lián)軸器的扭矩脈動范圍在120 kN·m左右，如圖18所示，且隨著轉速的升高還有增大的趨勢，為了安全起見進行了停機并作進一步分析。事后對其頻率進行FFT分析發(fā)現(xiàn)機組無論在哪個轉速下運行，始終存在一個22.37 Hz的頻率且與工頻無關，如圖19所示。

圖15 扭矩測試儀器現(xiàn)場安裝情況

圖16 扭矩測試儀器安裝示意圖

圖18 不同轉速下扭矩脈動情況

圖19 不同轉速下的FFT分析

2.在參考國外相關文獻后，為了進一步驗證聯(lián)軸器的扭矩脈動是由變頻引起的，仍按照正常開機步驟電動機轉速升速到1 430 r/min，此時主電動機與齒輪箱低速軸聯(lián)軸器處的扭矩脈動約110 kN·m，齒輪箱殼振及軸振非常劇烈，然后現(xiàn)場按停機按鈕停機變頻器斷電后脈動扭矩立馬消失，如圖20所示，齒箱殼振及軸振恢復正常，通過做FFT分析看該情況與國外文獻中的說明完全一致，如圖21所示，從而證明了軸系的扭矩脈動就是因高壓變頻引起的。

圖20 現(xiàn)場停機前后扭矩脈動變化情況

圖21 與國外相同案例FFT對比情況

問題處理

針對上述原因分析，我們通過機組總成方聯(lián)系變頻器制造廠家進行分析處理，三方多次召開視頻會進行分析，日方技術人員首先通過遠程指導國內技術人員進行調整控制軟件的某些參數(shù)，在解決未果的情況下派日方技術人員到達現(xiàn)場再次進行分析，經過多次的現(xiàn)場軟件參數(shù)調整，實際問題仍未得到解決。由于該公司之前從未遇到此類問題，答復短時內無法保證能夠有效解決，只能是通過內部研發(fā)部門進行深入的研發(fā)力圖找到合理的解決措施，至于具體解決時間及能否真正解決問題還是個未知數(shù)。

由于該問題已經持續(xù)大半年的時間，嚴重制約了裝置的開工運行且造成了巨大的經濟損失，我們通過與相關聯(lián)軸器及壓縮機設計制造方商議，并查閱了國外的相關技術文獻和類似案例，決定共同開發(fā)適用于該套機組的大功率彈性阻尼聯(lián)軸器，以確保盡快恢復生產減少經濟損失。

1.彈性阻尼聯(lián)軸器的工作原理就是當設備從驅動軸向從動軸傳遞扭矩時，通過使用該種型式聯(lián)軸器中的彈性阻尼設施吸收和阻擋扭矩脈動，使其傳遞到從動軸上的扭矩脈動大大降低，從而保證機組的安穩(wěn)運行，結構如圖22所示。

圖22 阻尼聯(lián)軸器結構

2.彈性阻尼聯(lián)軸器的設計制造安裝過程

經過三方的協(xié)商確定了合理的制造周期統(tǒng)籌圖，聯(lián)軸器廠家緊鑼密鼓的推進各項加工工序，嚴格按照時間計劃統(tǒng)籌完成了制造，并于當天空運到主機廠進行齒輪箱低速軸的裝配、動平衡測試、整機組裝試運等工作如圖23所示，一切檢測正常后專車發(fā)貨到用戶現(xiàn)場進行安裝、找正，重新安裝扭矩測試儀器，并順利進入下一步的整套機組的聯(lián)合調試工序，如圖24所示。

圖23 聯(lián)軸器的調試、組裝及現(xiàn)場安裝情況

圖24 更換阻尼聯(lián)軸器后測試儀器安裝示意

3.整套機組的聯(lián)合測試過程

現(xiàn)場待開機條件滿足后嚴格執(zhí)行開機操作規(guī)程開機，并按照與之前一樣的升速/降速曲線進行測試工作，從整個測試過程的相關數(shù)據(jù)來看效果改善非常明顯，不僅現(xiàn)場機組運轉的聲音大大好轉，而且齒輪箱的殼振最大僅為1.7 mm/s、高低速軸的振幅最大僅為15.3 μm，如圖25所示，完全符合相關標準規(guī)范的要求；其中更為關鍵的是脈動扭矩從原來的120 kN·m下降到當前的2kN·m，且一直非常穩(wěn)定，如圖26所示。事后對其頻率進行FFT分析發(fā)現(xiàn)原來機組無論在哪個轉速下運行始終存在的22.37 Hz的頻率消失了，如圖27所示，為以后整套機組的安穩(wěn)運行奠定了良好的基礎。

圖25 機組在最大轉速下的測試參數(shù)

圖26 機組在各個轉速下的扭矩脈動情況

圖27 使用阻尼聯(lián)軸器后的FFT分析頻譜

結語

彈性阻尼聯(lián)軸器的成功應用，特別是在如此大功率的壓縮機組系統(tǒng)的應用，目前在世界上尚屬首例，從此次改造應用來看意義重大。首先是保證了壓縮機組的及早開機運行、避免了企業(yè)更大經濟效益的損失，能夠滿足裝置長周期平穩(wěn)生產的需要（至于具體能夠使用的時限，因無可借鑒依據(jù)只能根據(jù)機組實際運行的某些參數(shù)和相位的變化做出辨識，做好預防性維修，杜絕突發(fā)故障的發(fā)生）；其次是本次技術改造的順利實施和成功投用，也為今后此類設備問題的改造提供了可靠的經驗借鑒。