馬麗濤

(中國(guó)石油天然氣股份有限公司大慶石化分公司煉油廠，黑龍江 大慶 163711)

某煉油廠100萬t/a重油催化裝置循環(huán)油漿泵P209B出現(xiàn)多次軸承故障(保持架碎裂)。該泵為單端面支撐懸臂結(jié)構(gòu)，型號(hào)為250ZPY-420/100， 1998年10月投用。其軸承箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖1所示。軸承箱非驅(qū)動(dòng)側(cè)徑向軸承為深溝球軸承， 驅(qū)動(dòng)側(cè)推力軸承采用2件角接觸球軸承正裝。該泵電機(jī)功率為185 kW，轉(zhuǎn)速2 950 r/min， 揚(yáng)程100 m液柱； 操作介質(zhì)為分餾循環(huán)油漿； 泵出口壓力1.5 MPa， 操作溫度340 ℃, 輸送循環(huán)量300 t/h。

圖1 循環(huán)油漿泵軸承箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意

1 循環(huán)油漿泵軸承故障情況

循環(huán)油漿泵P209B在2017年共計(jì)出現(xiàn)5次故障，故障部位均為推力軸承，尤其是10月份的3次故障，時(shí)間間隔短、故障現(xiàn)象相同且部位一致，具體情況如表1所示。該泵軸承故障后，設(shè)備超負(fù)荷跳車，拆卸后發(fā)現(xiàn)，其推力軸承滾動(dòng)體和軸均出現(xiàn)過熱，軸承銅保持架碎裂。故障現(xiàn)場(chǎng)情況如圖2(a)～圖2(b)所示。循環(huán)油漿泵屬于重油催化裝置分餾系統(tǒng)關(guān)鍵設(shè)備，其頻繁跳車直接影響到裝置的長(zhǎng)周期運(yùn)行，且熱油泵軸承故障易導(dǎo)致熱油系統(tǒng)發(fā)生著火爆炸事故，所以這一問題必須得到有效的分析和治理。

表1 2017年循環(huán)油漿泵故障情況

圖2 循環(huán)油漿泵推力軸承故障情況

2 循環(huán)油漿泵軸承故障原因分析

對(duì)循環(huán)油漿泵在2017年出現(xiàn)的5次故障情況進(jìn)行分析。首先，裝置生產(chǎn)平穩(wěn)，油漿循環(huán)量基本維持在300 t/h左右，泵操作溫度、壓力均正常，可排除因工藝波動(dòng)造成的機(jī)泵故障【1】；其次，油漿泵使用的軸承品牌均為進(jìn)口品牌，軸承均為銅保持架，可以排除因軸承質(zhì)量造成的停車故障；再次，每次機(jī)泵停運(yùn)后，現(xiàn)場(chǎng)查看均無缺油斷水的情況發(fā)生，能夠排除人員維護(hù)不當(dāng)造成的機(jī)泵故障。由于該泵安裝了遠(yuǎn)程狀態(tài)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)，故可從故障前軸承振動(dòng)頻譜的變化入手進(jìn)行軸承故障分析，著重查看推力軸承承受的載荷變化；對(duì)泵軸向力進(jìn)行核算，分析比較其平衡情況。

2.1 循環(huán)油漿泵軸承振動(dòng)分析

根據(jù)所使用的軸承型號(hào)計(jì)算出推力軸承的特征頻率，結(jié)果如圖3所示。選擇2017年10月1日0：42跳車前循環(huán)油漿泵軸承振動(dòng)監(jiān)測(cè)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。經(jīng)過查看，泵振動(dòng)速度峰值基本無變化，而振動(dòng)加速度峰值變化較為明顯。泵軸承箱垂直方向振動(dòng)加速度(2Va點(diǎn))在泵跳車前5 min出現(xiàn)階躍式升高(如圖4所示)，并且高點(diǎn)超過報(bào)警值40 m/s2,同時(shí)，振動(dòng)幅值頻譜和包絡(luò)頻譜中出現(xiàn)振動(dòng)1倍頻和2倍頻成分。振動(dòng)加速度異常跳變和1倍頻和2倍頻峰值的出現(xiàn)是軸承發(fā)生內(nèi)部滾動(dòng)體、保持架松動(dòng)缺陷或內(nèi)部磨損的典型先兆。

圖3 推力軸承特征頻率計(jì)算結(jié)果

圖4 軸承箱垂直方向(2Va點(diǎn))振動(dòng)加速度情況

選擇2017年10月1日故障前循環(huán)油漿泵加速度跳變的幾個(gè)關(guān)鍵時(shí)間點(diǎn)，分析比較其加速度幅值頻譜和包絡(luò)頻譜，結(jié)果顯示：在加速度幅值頻譜中，不同時(shí)間點(diǎn)均出現(xiàn)轉(zhuǎn)速的1倍頻和2倍頻(如圖5所示)；在加速度包絡(luò)頻譜中，出現(xiàn)明顯的1倍和2倍的滾動(dòng)體特征頻率、保持架特征頻率(如圖6所示)，說明此時(shí)間點(diǎn)已經(jīng)出現(xiàn)了軸承滾動(dòng)體和保持架磨損【2】。而且從發(fā)生跳車時(shí)間判斷，軸承滾動(dòng)體和保持架從出現(xiàn)磨損到跳車，故障時(shí)間為5 min左右。從現(xiàn)場(chǎng)推力軸承損壞情況分析，導(dǎo)致其滾動(dòng)體和保持架短時(shí)間強(qiáng)力摩擦發(fā)生過熱直至保持架碎裂、熔化， 滾動(dòng)體磨損過熱的直接原因有兩點(diǎn)： 一是泵負(fù)荷突然增大； 二是泵軸向力過大。由于泵運(yùn)行負(fù)荷較為平穩(wěn)，因此需要從泵軸向力平衡情況對(duì)推力軸承故障進(jìn)行定量分析。

圖5 軸承箱垂直方向(2Va點(diǎn))加速度幅值頻譜

圖6 軸承箱垂直方向(2Va點(diǎn))加速度包絡(luò)頻譜

2.2 循環(huán)油漿泵葉輪軸向力分析

循環(huán)油漿泵葉輪材質(zhì)為BTMCr15，屬于高鉻鑄鐵，具有較好的耐磨性能，適用于含固體催化劑顆粒的油漿系統(tǒng)。由于該葉輪材質(zhì)硬度偏高，故此臺(tái)機(jī)泵采用在葉輪背部鑄造平衡筋的方式平衡軸向力，同時(shí)葉輪前部設(shè)置輔助平衡筋，其主要通過調(diào)整背部平衡筋與蓋板之間的間隙形成泵送能力，平衡葉輪前后所受軸向力【3】。泵葉輪結(jié)構(gòu)如圖7所示。循環(huán)油漿泵在2017年10月連續(xù)3次故障過程中，前2次采取的措施都是調(diào)小背部平衡筋與蓋板之間的間隙，2次均造成機(jī)泵運(yùn)行 1 h 左右再次出現(xiàn)推力軸承故障，導(dǎo)致機(jī)泵跳車。從故障現(xiàn)象可以明顯看出，循環(huán)油漿泵推力軸承故障與葉輪承受軸向力有直接關(guān)系，以下通過計(jì)算進(jìn)行比較分析。

圖7 循環(huán)油漿泵葉輪

2.2.1 計(jì)算葉輪根部(Ds以下)所受軸向力

由于葉輪背部平衡筋未延伸到葉輪根部，故可按照無平衡筋計(jì)算葉輪根部(Ds以下)所受軸向力(見圖8)。

圖8中：D2=388 mm；Ds=244 mm；d=d1≈dm=120 mm；p0=0.25 MPa;p2=1.00 MPa。

葉輪受軸向力為：

(1)

式中：p底——葉輪根部(Ds以下)所受軸向力，N；

d——葉輪內(nèi)徑，mm；

G——系數(shù)。

其中，泵葉輪入口低壓區(qū)靜壓力C0可忽略不計(jì)，則：

p底=26 573.82 N

該部分軸向力是由于葉輪無軸向力平衡措施、 其根部前后存在明顯壓差而產(chǎn)生的軸向力， 方向指向非驅(qū)動(dòng)側(cè)， 直接作用于泵的推力軸承。泵葉輪背部的平衡筋可以平衡掉一部分該軸向力。

D2——葉輪外徑，mm;

2.2.2 計(jì)算葉輪頂部(Ds以上)所受軸向力

循環(huán)油漿泵推力軸承發(fā)生故障后，安裝工程技術(shù)人員首先分析認(rèn)為是推力軸承所受軸向力問題，按照經(jīng)驗(yàn)做法，將葉輪背部間隙調(diào)小，使背部葉輪工作效率提高、葉輪頂部壓力達(dá)到p3。根據(jù)泵的運(yùn)行情況，p3最高能夠達(dá)到1.50 MPa。葉輪頂部所受軸向力示意見圖9。

圖9 葉輪頂部所受軸向力示意

(2)

式中：p頂——葉輪頂部(Ds以上)所受軸向力，N；

p3——帶背部葉輪泵出口壓力,MPa。

p頂=35 720.64 N

當(dāng)葉輪背部間隙調(diào)小后，背部葉輪作用更強(qiáng)，葉輪根部(Ds以下)產(chǎn)生的軸向力p底基本得到全部平衡；同時(shí)，因背部葉輪的寬度為s1=4 mm,前部葉輪的寬度為s2=2 mm,故背部葉輪的泵送能力更強(qiáng)，而葉輪背部間隙調(diào)小后，葉輪頂部p頂軸向力起主導(dǎo)作用，在葉輪頂部產(chǎn)生的軸向力遠(yuǎn)大于葉輪底部產(chǎn)生的軸向力，這是造成循環(huán)油漿泵推力軸承能夠在短時(shí)間內(nèi)承受較大負(fù)荷的主要原因。該設(shè)備原始出廠數(shù)據(jù)顯示，背部葉輪間隙調(diào)節(jié)范圍為1～4 mm。當(dāng)背部葉輪間隙接近1 mm時(shí)，泵密封腔壓力降低，使機(jī)械密封處于較好的工作狀態(tài)，根據(jù)計(jì)算，此時(shí)泵軸向力增大；當(dāng)背部葉輪間隙接近4 mm時(shí)，泵密封腔壓力升高，機(jī)械密封工作狀態(tài)較差，泵軸向力得到平衡。因此，實(shí)際背部葉輪安裝間隙可根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)和理論計(jì)算情況進(jìn)行調(diào)整。

3 循環(huán)油漿泵軸承故障的治理

根據(jù)對(duì)循環(huán)油漿泵推力軸承故障前振動(dòng)加速度頻譜的采集和分析，能夠判斷出推力軸承故障原因來自于葉輪軸向力導(dǎo)致的負(fù)荷增大。利用葉輪軸向力的計(jì)算和分析，能夠定量地分析出推力軸承的軸向力問題源于葉輪背部平衡筋與蓋板間隙過小而導(dǎo)致的平衡筋頂部產(chǎn)生的較大的軸向力。在不改變?nèi)~輪型式情況下，根據(jù)循環(huán)油漿泵的實(shí)際運(yùn)行情況，制定如下治理措施：

1) 調(diào)整背部葉輪平衡筋與蓋板之間的間隙。理論計(jì)算和實(shí)踐說明，一定范圍內(nèi)調(diào)小間隙會(huì)增大葉輪的軸向力(從2.0 mm調(diào)整至1.5 mm,從1.5 mm調(diào)小至1.0 mm)。根據(jù)該泵近20年的實(shí)際維修經(jīng)驗(yàn)，適當(dāng)加大該間隙至3.8 mm，削弱背部葉輪的主導(dǎo)作用，可使前部葉輪發(fā)揮作用，使軸向力基本得到平衡。

2) 嚴(yán)控推力軸承的產(chǎn)品質(zhì)量和安裝質(zhì)量，使用軸承游隙測(cè)量?jī)x和軸承振動(dòng)測(cè)量?jī)x對(duì)軸承產(chǎn)品進(jìn)行復(fù)檢，確認(rèn)軸承合格后再進(jìn)行安裝。安裝過程采用高頻感應(yīng)加熱器對(duì)軸承進(jìn)行加熱安裝，避免由于安裝方法不當(dāng)造成的軸承敲擊損傷。

3) 定期收集在線狀態(tài)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)中軸承的振動(dòng)數(shù)據(jù)，尤其需要對(duì)振動(dòng)加速度峰值以及相應(yīng)的幅值頻譜和包絡(luò)頻譜進(jìn)行對(duì)比分析，監(jiān)測(cè)軸承的運(yùn)行狀態(tài)，提前發(fā)現(xiàn)軸承運(yùn)行異常的工況。

4 結(jié)語

本文結(jié)合循環(huán)油漿泵軸承故障的現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際情況，從推力軸承故障前振動(dòng)加速度頻譜異常變化入手進(jìn)行分析，得出推力軸承頻繁發(fā)生滾動(dòng)體磨損、保持架碎裂的原因源于未平衡的葉輪軸向力的結(jié)論，并且根據(jù)實(shí)際安裝情況定量計(jì)算出葉輪軸向力。根據(jù)軸承故障原因制定了科學(xué)的治理措施。治理后，循環(huán)油漿泵自2017年10月9日運(yùn)行至2019年10月30日，已累計(jì)無故障運(yùn)行超過8 000 h，確保了循環(huán)油漿系統(tǒng)的安全、可靠、長(zhǎng)周期運(yùn)行。