离心机组辅泵不备用问题分析及技改方案

1 简述现场问题及故障原因分析

1.1 现场问题简述

2015年9月,装置正常生产运行中,380V电源突发故障导致主油泵停运,辅助油泵因油压低报联锁启动,但未能阻止循环气压缩机停运,导致生产线停车,至此,PP分厂发现压缩机主辅油泵不能互为备用问题。为确定问题根源,发生了随后的验证试验。

笔者所在公司DH7JM型循环气压缩机为单级离心压缩机组,由G&E油气公司提供,其功能是为Unipol气态流化床提供动力源,一楼为油站,主辅两台完全一样的润滑油泵(一段、二段电分别供电),出口压力设定值为0.6MPa,辅助油泵启动联锁PT394(0.25MPa)引压点在一层油站过滤器后单向阀出口处;机组布置在二楼,油路P&ID见下图,润滑点分别为轴承箱、电机、离合器、事故透平,机组油压跳车联锁65A/B/C引压点在机组二层润滑点供油末端,接至润滑点回油总管回油箱。

1.2 事故原因分析

第一,本套机组配备与主泵完全一样、但分别取电的辅助油泵,在试验前,要确认主辅油泵单试正常,以此排除油泵能力问题。

第二,本套机组配有容量为300Lt高位油槽,按二层润滑油流量87Lt/min计算,足够保证机组近3分半内的润滑;鉴于国内部分进口机组中有在每个轴承箱上配置一个小油箱的,其主要作用与蓄能器作用相当,是保证主、辅助油泵切换过程中压力稳定[1] ,为验证本套机组高位油槽是否具备蓄能作用,做计算如下:

由压强公式P=ρgh,计算切泵期间高位油槽最高液位时补充压力P:

ρ取32#汽轮机油20℃密度865kg/m3,g=9.8n/kg,安装位置距机组中心线高度为h=3657.6mm套公式计算得出:P≈31.028k Pa,即便忽略管道压力损失,也远低于机组跳车压力,也就是说,按计算结果推测:仅凭高位油槽的势能不能保证切泵期间油压稳定。

由于计算方法、相关数据或计算取值可能存在误差,为验证以上的两项机组保护措施是否能够保证油系统压力稳定,从而保证主泵故障期间机组继续运行,笔者组织了随后的验证试验。

(1)试验步骤。验证内容:主油泵A、辅助油泵B(电源分别取自一段电与二段电)能否在高位油槽的作用下互为备泵,保证机组在事故切泵期间油系统压力正常。

方案验证前准备:

1为了保护机组,在验证时会通过电气专业给压缩机主电机虚拟试运行信号;2主、辅油泵分别单机运行,确认两泵出口压力均正常后,启动主油泵,辅助油泵投用自动位;3通过油系统供油压力控制阀PCV395位号将油系统压力调整至G&E随机资料PID(07.042.0p)设定值140k Pa;4检查回油压力控制阀PCV382位号阀门动作情况,是否有卡涩现象;5对相关压力变送器进行标定,保证传输数据真实有效。

验证方案:

准备工作确认后,手动启动主油泵A,辅助油泵B投自动,给电机虚拟运行信号,通过DCS控制画面对各项检查确认,因现场温度较低,油温18℃,PT-4003-65压力仅调至129kPa(设定值140k Pa),但已达正常工况,记录过程(关注65ABC变化曲线)。

1)关闭PT394压力变送器根部阀,打开vent阀模拟PT394压力下降到联锁值;2)手动停A泵制造油泵电机供电一段电虚拟断电故障

验证过程:2016/1/12

主油泵运行,辅助油泵投自动,联系电气运行班对KM-4003投试验位,现场启动压缩机,进行第一步试验1)关闭PT394压力变送器根部阀,打开vent阀模拟PT394压力下降到联锁值;现场观察,主油泵未停,因PT-394联锁(0.25MPa)辅助油泵立即启动,双泵并列运行。第二步试验2)手动停A泵制造油泵电机供电一段电虚拟断电故障;现场观察,主油泵停运约2秒后辅助油泵启动,压缩机因PALL-4003-65三取二联锁跳车,之后65A/B/C压力恢复正常。

(2)总结。油系统供油线有单向阀及压力调节阀可保证润滑油不回流,但主回油线(供油末端ABC取压点也通过孔板流回至主回油线)无任何维持油压的设备,而油品压缩比极低,一旦失去压力源,系统内压力将迅速降低。在油系统失去主油泵的压力源,到联锁启动备泵恢复供油压力期间,系统内润滑油会在重力作用下通过回油线流回油箱,而此时,因为油系统内压力低于高位油槽压力,高位油槽会自动补充,但补充压力低于跳车压力,只要供油末端65A/B/C其中任意两点捕捉到低低报信号(83k Pa),机组将启动联锁停机。

结论:机组ESD趋势图显示,在模拟主泵故障停运辅泵联锁启动过程中,油压信号PT4003-65A/B/C(三取二)有6秒左右的波动期,在此期间油压谷值已经低于压缩机LL跳车联锁83k Pa,试验证明本机组所配备的高位油槽及备用油泵不能在主油泵异常故障情况下保证机组油系统压力。

2 技术改造方案

根据现场情况,计划通过技改增加润滑油蓄能器一台,通过润滑油估算需求量及响应时间要求,选择了安装容易、充气方便的囊时蓄能器;由于本套机组润滑油泵为螺杆泵,流量连续、无脉冲,出口压力稳定,所以无需考虑蓄能器吸收冲击或消除脉冲。为了减少管道阻力,蓄能器安装位置选在二层靠近机组位置,高位油槽供油线之后。

已知条件:机组二层油系统润滑油流量为87Lt/min(1.45L/s),压缩机联锁跳车值为83k Pa,运行设定值为140k Pa,通过查询机组ESD压力趋势图发现油压波动期为6秒。

计算依据Boyle-Mariotte波义耳定律:

式中:P0为预充氮气压力;P1为最小工作压力,取机组联锁值83k Pa;P2为最大工作压力,取PID设定值140k Pa;V0为预充压力P0时预充氮气的体积;V1为最小压力P1时预充氮气的体积;V2为最大压力P2时预充氮气的体积,单位L;n为体积系数取值范围1至1.4;本套机组油系统压力稳定,所选蓄能器作为紧急动力源,根据相关资料,预充压力P0应满足0.9P1=74.7k Pa≤P0≤0.25=35k Pa;ΔV为应急期间蓄能器所需释放润滑油量等于油系统正常供油量1.45L/s乘以油压波动期6s约为8.7L。

模拟机组主油泵故障期间蓄能器内氮气的体积-压力曲线如图示:V0→V2为充油阶段,V2→V1为放油阶段,

设V0→V2充油阶段绝热系数为m,

设V2→V1放液阶段绝热系数为n,

应急排油润滑油释放量

由(1)(2)(3)式导出

为了防止蓄能器在充油阶段充油需求量大导致油系统压力波动,将充油时间设计控制在10min以上,可将V0→V2慢速充油阶段预充氮气体积变化视为等温(充油时间>10min),多变系数取值1.4;将V2→V1快速放液阶段视为绝热(放油时间≤1min),绝热系数取值1.4。将(分别最大值74.7 k Pa以及最小值35k Pa)、P0=83k Pa、P1=140k Pa以及P2=8.7L分别带入得出:当P0取74.7k Pa时V0≈15.11L,而当P0取35k Pa时V0≈32.25L;参考[2] 预充氮气压力为压缩机跳车压力的0.9倍=83k Pa×0.9=74.7k Pa,代入得出V0≈15.11L。

关于技改实施细节:1为了减少管道阻力使润滑油流畅的补入润滑系统,笔者计划选用45°等径斜三通作为蓄能器放油管道接入油系统;2而为了减少辅泵启动期间对油系统压力的影响,选择1/2"补油管道以降低蓄能器充油速度,原则是将充油时间控制在10min以上;3在保证油压低报联锁启备泵的同时加入电机供电信号联锁,即A断B供信号联锁与油压低报B泵启动信号联锁并列,减少主泵断电备泵启动延时。

3 结语

通过现场试验证明,本机组原配备的高位油槽、事故油泵以及改后的蓄能器的主要作用都是保护机组,但细节各有不同:高位油槽是保证事故期间机组润滑油短期供应,防止轴承与轴干摩擦保护机组;辅助油泵作用是在主泵失效时及时补充油压;蓄能器则是稳定切泵时润滑油压力,保证机组正常运行。建议同类型企业在压缩机附属设备选配时,将这三种安全保护措施全部设置。

具体的技改方案我们将与设计院做进一步沟通并加以优化,在下一步的实施过程中,我们会严格遵守规范结合现场情况实施技术改造,使本套机组能够安全、稳定、长周期运行。

摘要：对化工厂生产中发现的大型机组备泵不备用问题进行深入分析,并通过现场机组试验进行验证,提出可行性技术改造方案,分析所提方案中气囊排油及充油期间氮气压力-体积变化曲线,最终套用波义耳定律推导公式,计算所增加蓄能器相关参数。

关键词：离心机组油系统联锁试验,技改方案,囊式蓄能器,波义耳定律,预充氮气体积

参考文献

[1] 杨佐卫,殷国富.大型汽轮机组高位油箱容积计算方法[A].机械,1006-0316(2016)06-0001-05.

[2] 蓄能器在压缩机润滑油系统中的应用[J].化工机械,0254-6094(2011)06-0766-03.