摘要：針對入口壓力高于大氣壓力較多的單級組裝式離心壓縮機軸向氣動殘余推力過大的問題進行轉子結構優化設計，簡述了平衡盤結構減小轉子殘余氣動推力的原理及計算方法，以特定機型為例，對轉子結構優化前后轉子殘余推力的數值進行解算。

　　

　　關鍵詞：懸臂式壓縮機  轉子推力  結構設計

　　

　　一、前言

　　

　　目前我國石油、化工、制冷、化肥等企業正朝著大型化、集中化、高效化、低成本的方向發展，這樣就對化工流程的核心設備，離心壓縮機有了更高的要求。就現階段煤化工裝置中的催化劑再生單元循環氣壓縮機及空分裝置中的部分空氣及氮氣增壓機組均采用單級懸臂式壓縮機的設計，此類機組的特點如下。

　　

　　1）機組入口壓力較高，一般在0.5～1.5MPa之間。

　　

　　2）機組壓比一般在1.9～2.4左右，往往采用單級半開式壓縮。

　　

　　3）機組入口流量大。

　　

　　4）機組組分相對簡單，以安全無毒介質為主。

　　

　　對于進口為常壓的組裝式壓縮機機組，由于其進口壓力低，單級壓差小等特點，軸向推力對齒輪、軸承設計的影響不是很明顯，但對于入口為高壓的單級組裝式離心壓縮機，軸向推力的問題變得十分重要。s*先，由于其進口壓力高，單級壓比大，所以其單級壓差很大；第二，由于其質量流量偏大，導致葉輪直徑偏大，所以差壓面積很大。因此其計算軸向推力數據的大小，對壓縮機的結構設計方案確定有著至關重要的作用。軸向推力的大小直接影響是傳動部分的主要設計參數，直接影響機組的穩定運轉，同時，其大小及方向對機組的轉定子間隙設計影響重大，關系到機組性能能否達到預期要求。

　　

　　沈陽鼓風機集團股份有限公司為某大型煤化工用戶MTG裝置中再生氣壓縮機（機型：SV12-M）的設計過程中，通過優化壓縮機轉子結構，大大減小了殘余氣動軸向推力，使得齒輪，軸承的設計難度大大的下降。下面以該機組為例，對優化后的轉子結構在使用機組入口為高壓的單級組裝式壓縮機組中平衡軸向推力方面的作用進行分析。

　　

　　二、再生氣壓縮機

　　

　　1.壓縮機設計參數

　　

　　該壓縮機設計參數見下表。

　　

　　壓縮機設計參數表

　　

　　2.結構圖

　　

　　壓縮機高速轉子結構圖如圖1所示。

　　

　　壓縮機高速轉子結構

　　

　　圖1  壓縮機高速轉子結構

　　

　　三、平衡盤調節軸向推力的原理

　　

　　1.軸向推力計算

　　

　　壓縮機轉子軸向推力如圖2所示，大氣壓力為P0，壓縮機進口壓力為P1，出口壓力為P2。軸向推力計算公式如下。

　　

　

　　

　　圖2 軸向推力示意圖

　　

　　F0=πD12P1/4+GC0          （1）

　　

　　F1=π(D22-D12)P1/4+8π(D24/64-D14/196-D23D1/24-D22D12/32)(P2-P1)/(D2-D1)2  (2)

　　

　　F2=π(D22-dm2)P2/4-πρmμ22[(D22-dm2)-(D24-dm4)/2D22]/32        (3)

　　

　　F3=π(dp2-dm2)(P2-P0)/4       (4)

　　

　　F4=πdp2P0/4            (5)

　　

　　F=F0+F1-F2+F3-F4           (6)

　　

　　由于壓力P0、P1、P2是設計參數限定而無法改變，而尺寸D2、D1、dm是由葉輪選型結果限定同樣很難調節，根據以上公式可知氣動力F0、F1、F2、F4也因以上參數的固定而無法改變，只有平衡盤外徑dp在碳環密封的內孔線速度允許值內可自由調整，所以氣動力F只能通過調整dp的大小以改變氣動力F3的大小來改變，以上即為平衡盤調節軸向推力的原理。

　　

　　2.壓縮機組轉子優化

　　

　?。?）優化前（無轉子平衡盤）  優化前轉子結構如圖3所示，氣 動 力F=F0+F1-F2 +F3-F4=2773kgf（1kgf=9.8N）。按照此推力數據，考慮到推力軸承設計使用準則中的推力負荷不超過軸承所允許負荷50%的要求，受限于機組結構，在不能無限制加大推力軸承尺寸的情況下，轉子設計需要依靠齒輪的嚙合推力抵消相應推力，以保證機組安全運轉進行齒輪傳動設計，得出齒輪螺旋角需要達到25°才可以保證轉子系統的穩定，但在公司齒輪設計準則中，考慮高速輕載齒輪傳動的安全性，規定的單斜齒齒輪中螺旋角一般不超過18°，如果采用該方案，壓縮機轉子設計存在很大的風險，即使通過放大安全系數的方法完成轉子的設計及制造，在機組實際運轉過程中也可能出現傳動部分故障，機組運行存在隱患。

　　

　　

　　圖3 未優化轉子結構

　　

　　（2）轉子結構優化后  優化后轉子結構如圖4所示，氣 動 力F=F0+F1-F2+F3-F4=1602kgf。在此推力下，齒輪的選型結果是螺旋角14°，在我公司常規齒輪設計范圍內，且在該條件下，推力軸承的尺寸也小于加裝平衡盤前。在加裝平衡盤后，使得齒輪和軸承的設計風險大大下降，改善了轉子的工作穩定性，保證了機組穩定運行，同時機組的功率損失和耗油量也有明顯的減小。

　　

　　但考慮在全壓開車工況時，由于此時P2=P1，從圖2可知，加裝平衡盤后，會使得軸向推力有增大的趨勢，因此在加裝平衡盤時，也要考慮到機組在全壓開車狀態時，推力軸承負荷是否能滿足規范要求。對于本機組，加裝平衡盤后的全壓開車推力為1204kgf，推力軸承負荷在設計規范內，滿足要求。

　　　　

　　圖4 優化后轉子結構

　　

　　四、結語

　　

　　在進口為高壓的單級組裝式離心壓縮機組中，平衡盤結構在減小軸向推力方面的作用十分明顯，降低了功耗和油耗，同時也由于齒輪和軸承工作條件的改善，也大幅度提高了機組運轉的穩定性，有一舉多得的功效。因此平衡盤結構的引入，拓寬了設計者的思路，為該類型機組的設計工作儲備了技術。

　　

　　參考文獻

　　

　　[1] 徐忠.離心壓縮機原理[M].2版.北京：機械工業出版社，1990.

　　

　　[2] 黃中岳，王曉放.透平式壓縮機[M].北京：化學工業出版社，2004.