M TO装置中离心主风机组底座改进设计

于长猛齐智勇关丽超/沈阳鼓风机集团股份有限公司

M TO装置中离心主风机组底座改进设计

于长猛齐智勇关丽超*/沈阳鼓风机集团股份有限公司

针对主风机热膨胀量大的特点，采用了挠性支架。通过选取合理的力学模型,校核支架强度和稳定性，与此同时还改进了滑销系统的设计。其结果满足了主风机热膨胀量大的要求，并且优化了底座结构，提高了产品质量的可靠性。

MTO装置；离心式压缩机；主风机组；底座；设计

0 引言

MTO装置是以煤或天然气为原料制甲醇，再由甲醇制低碳烯烃[1]的装置。其中丙烯的制备系统，主要由进料气化和产物分离系统、反应和再生系统[2]、空气系统和再生烟气能量回收及排放系统等组成。主风机就是空气系统里面的核心设备，主要作用是为反应—再生系统提供助燃空气、催化剂输送空气。为了充分利用热能，减少设备投资，主风机压缩机级间不设置冷却器，空气进入压缩机，经过一段压缩，由进口的常温压缩至出口的200～240℃之间，出口温度过高导致机组膨胀量非常大。某研究所现场压缩机由于出口温度过高，机组壳体的膨胀量达到1.3mm，导致开机时，压缩机主轴与机组膨胀不一致，以致于机组振动过大，不能正常运行。为了更好地吸收机组的热膨胀量，在机组的自由端设置了挠性支架以及新的滑销系统，并且进行了力学校核。

1 主风机组特点

主风机一般设计为电机加齿轮箱驱动，机组简图见图1。

图1机组简图

图1 中机组布置从左到右依次为电机、齿轮箱和压缩机，三者组成了主风机压缩机组。其中电机和齿轮箱的温度较低，热膨胀对轴系的影响在这里不作为主要考虑因素。

以某三套MTO装置主风机压缩机组为例，三套机组的压缩机组具体如表1所述。

表1 机组基本参数表

压缩机的膨胀死点一般设置在离机组安装基准线较近的底座支架横键与导向竖键连线交点位置，而远离安装基准线的一端称为自由端，具体见图2、图3。

图2 压缩机图

图3 死点布置图

这样缸体由死点向自由端膨胀，经计算，三台机组缸体膨胀量如图4所示，图4所示的机组缸体膨胀量数值在1.8～2.6mm之间，考虑到极限温度260℃，机组膨胀量会增至2.0～2.9mm。传统的底座是四个刚性支架，机组就位在四个刚性支架，如图5所示。当机组自重过大时，自由端支座与机组猫爪摩擦力大，影响机组向自由端膨胀。在机组启车过程中，如果机组没有预热好，急启急停，机组两侧轴承位置振动容易加大，最终停车，严重时损坏机组轴承。

图4 机组膨胀量图

图5 常规支架安装图

为了解决壳体膨胀问题，减小自由端支座和猫爪之间的摩擦力，现将自由端的刚性支座改为挠性支座，自由端的导向键由原先的只能沿上下方向滑动改为既可以上下又可以沿轴向滑动，挠性支座安装效果与导向键的修改具体见图6。

图6 挠性支架安装图

2 挠性支座设计

如图7所示，整个机构有机壳、底座、支架和挡板。其中机壳和底座与支座对应位置各加工了一个转轴，转轴上加工了可以连通的孔，并与挡板中间注油脂孔相连，这样就可以在机组运行时，充入润滑油脂，使得转轴转动更加顺滑；支座上下各有一个圆孔，为了增加硬度，在圆孔内部在增加一个材料更好的圆环作为轴套使用；挡板的作用就是固定支架与转轴。机组实际运行产生膨胀，支座的上下两个转轴就会沿着机组膨胀方向转动（如图8所示），机组的底座吸收了机组的热膨胀，有效的规避了热膨胀的恶劣影响。

图8 挠性支架实际运行示意图

为了选取合适的挠性支架，就要对其进行力学校核。底座受力主要来自机组本身自重、转子运转带来的动扰力、管道安装时残余的管道合力与力矩。

计算各个方向的合力：

以MCL1005为例，建立如图9的坐标系，x轴为垂直机组水平剖分面方向，z轴为机组轴向，y轴位于水平面，与XZ平面垂直。压缩机受力见表2。

图9 受力坐标图

表2 机组受力数值表

1）强度校核

如表2，竖直方向受力最大，支架竖直方向的截面最小，如果竖直方向的强度满足要求，则整个支架强度就能满足要求。

图10 Fx，M导向键作用点示意图

如图10所示，Fx作用点位于机组重心位置，与支座位置偏心，可以把支座简化成偏心压杆。受力如图11所示，设支座中心为原点，x轴、y轴、z轴与压缩机受力坐标一致。合力的作用点是坐标(xF，yF，zF)，将合力F向支座简化，将得到支座的压力F，和作用在xz平面内的弯曲力偶My，作用在xy平面内的弯曲力偶Mz[3]。

图11 支座受力坐标图

式中Wy为抗弯截面系数，

A是截面面积，为A=bh（6）

其中b为支座宽，b为支座长，取b=50mm，h= 300mm，综合式（4）、（5）、（6）得出，安全系数1.3，材料使用Q345R，得出，满足强度要求。

支座上下各有一个孔，核算孔的剪切应力，

2）稳定性校核

从图10右图看，可以把支座简化成两端固定的压杆，首先计算柔度

其中：λ为压杆柔度；μ为压杆的长度因数，支座为两端固定，μ取值0.5；l为压杆长度，取值1 000mm；i为截面的惯性半径。

取b=50mm，由式（9）、（10）计算得出λ=34.6。

支座材料为Q345R，属于优质碳钢，则a= 461MPa，c=2.56MPa，σs=306MPa[4]

3 滑销系统的设计

和常规机组一样有四处滑销，其中靠近机组安装基准线附近有两处横向键和一处竖向导向键，构成了机组的死点，自由端由常规机组的竖向导向键改为横向导向键，这样就能保证机组沿着轴向自由膨胀。

为了保证挠性支架的强度要求，自由端的导向键还要抵消z轴扭矩，需要对其进行强度分析，其受力如图10所示。

4 结论

综上所述，通过将自由端的刚性支架改进成挠性支架，竖向导向键改进成横向导向键，减少了机组猫爪与支架之间的摩擦力，增强了横向膨胀的导向，更加有利于机组的膨胀。将支架简化成偏心压杆，建立了合理的力学模型，可以应用到现有支架的强度简单校核。校核挠性支架强度时，虽然只考虑管口应力1倍API标准，但是对实际很有意义的，因为实际管道设计时为了节约成本，往往管口应力大于1倍API标准，通过本文中选取的公式进行简单的核算。

[1]姜妍，左成柱.60万t/a甲醇制烯烃（MTO）装置产品气压缩机研制[J].通用机械，2012（5）：58-59.

[2]张善全.MTO技术的发展情况及工艺简介[J].内蒙古石油化工，2006（11）：52-53.

[3]王守新.材料力学[M].大连：大连理工大学出版社，2004.

[4]成大先主编.机械设计手册[M].第三版.北京：化学工业出版社，1999.

Foundation Improvement Design for Centrifuga l Main Air Blower of MTO Project

Yu Changmeng,Qi Zhiyong,Guan Lichao, Yang Yang,Li Zhizhuo,Jin Xing/Shenyang BlowerWorksGroup Corporation

Aiming at the large thermal expansion of main air blower,the flexible support is used.A reasonable mechanical model is applied for checking support strength,stability,and also improving the design of the sliding pin system.The result meets the main air blower thermal expansion volume requirements,optimizes the foundation structure,and improves the productquality and reliability.

MTO project;centrifugal compressor;main air blower;foundation; design

TH452；TK05

A

1006-8155（2015）04-0051-05

10.16492/j.fjjs.2015.04.083

*本文其他作者：杨洋李志卓金星/沈阳鼓风机集团股份有限公司

2015-02-06辽宁沈阳110869