齿式压缩机气流激振故障诊断与治理

闫锋　王铁夫　马文坚

摘要：文章研究了针对齿式离心压缩机机组转子系统，对一台激冷气压缩机的振动波动情况进行故障诊断并予以解决。首先利用频谱监测方法得到机组时域波形、瀑布图、趋势曲线、FFT频谱；然后通过与典型故障振动特征、敏感参数进行对比，得出气流激振是造成机组大幅度波动的原因；最后通过改进密封结构对气流激振进行抑制改善机组振动情况。

关键词：气流激振；密封结构；振动波动；齿式压缩机；故障诊断 文献标识码：A

中图分类号：TH452 文章编号：1009-2374（2017）02-0072-02 DOI：10.13535/j.cnki.11-4406/n.2017.02.034

近年来随着离心压缩机的发展，工作介质参数的不断提高，密封在防止流体泄漏的同时，还会产生较大气流激振力，引起密封气流激振故障。当密封切向气流激振力引起的转子涡动频率与转子固有频率接近时，转子系统就会发生气流激振故障，引起转子失稳。1965年，J S Alford在研究航空涡轮机械动力学时指出，气体切向速度是影响环流波动共振的主要因素，并给出了著名的Alford力公式。Benckert H将实验得到的迷宫密封动力系数用于高压汽轮机和离心压缩机的稳定性预测，指出入口预旋对转子稳定性具有重要影响，并验证了涡旋制动器可以有效降低交叉刚度导致迷宫密封的成熟。孙丹对在迷宫密封入口端增加阻旋栅结构进行了CFD理论分析，得出了阻旋栅结构可以降低流体周向压力，增加密封的主阻尼，提高密封的稳定性。本案例通过更改轴承结构与密封结构，提升API标准中Ⅱ级稳定性分析标准中一阶正进动的对数衰减率来提升转子稳定性，对机组振动情况进行抑制以解决机组问题。

1 压缩机气流激振故障诊断

1.1 机组情况说明

本机组为单级齿式压缩机，业主于2015年6月15日更换压缩机备件转子运行至2015年6月24日，机组工作转速稳定在8580r/min，压缩机不带载荷运转相对平稳，带载荷后振动出现波动。压缩机叶轮侧振动存在15～40um波动，盲端振动平稳，通频值为7um。此时压缩机出口流量为68.55kg/s（设计为78.6kg/s），电机电流实际为248.7A（设计为253A）。

1.2 机组故障监测

通过加速度壳振仪监测机组各测点振动速度如下：（垂直/水平，单位：mm/s）叶轮端轴承区：0.6/1.4；盲端轴承区：0.9/1.4；叶轮端地脚：0.6/0.5；盲端地脚：1.1/1.0。

通过PMS-5CR便携式监测仪监测机组在不同工况下的转子振动位移及相应的谱图。

机组监测时共选取6个工况对机组振动情况进行监测，监测数据如表1：

由表1及相应谱图可以分析得出：（1）随着转速增加，压差X出口流量增大，电流增大，即机组负载增加；（2）叶轮端振动通频值由8445r/min时的22～36um，增加至8783r/min时的25～47um，波动范围明显增大；（3）叶轮端工频幅值稳定为3.6um；（4）90Hz左右的频率段具有明显的波动特征，波动值最大为20um；（5）盲端振动稳定，通频值为7um。

1.3 机组振动故障诊断

由上述监测数据可以得出机组壳振较小，主频振动幅值非常稳定，机组在进口正常大气压力条件下运转平稳，振动稳定在22um，带载荷运转后振动出现波动。随着负载增大，通频值波动幅度增大，由瀑布图中可以看出波动频率主要发生在88～91Hz之间，波动幅度随载荷增大而增大。

将该机组实际运转情况与离心压缩机典型故障特征进行对比，可以得出基础刚性无问题，转子平衡、机组找正、内摩擦不存在问题；油膜振荡的特征频率为0.5倍频左右，与本情况不一致；旋转失速的特征频率为0.7～0.8X，振动随负荷降低而降低，本机组出口压力、出口流量稳定，与旋转失速的现象不符。由以上可以初步判断为气流激振故障。

气流激振的特征频率为0.4～0.5X、，且振动随负荷变化敏感，振动稳定性差。通过有限元软件分析可得本机组的一阶理论频率约为5078.6rpm，而实际出现波动的频率为88～91Hz，基本与一阶振动频率一致，与本监测数据一致。且通过转子稳定性计算，该转子对数衰减率较小、稳定性差，容易发生自激振动，故可以判定该机组故障为气流激振引起的转子自激振动。

2 压缩机气流激振故障治理

2.1 氣流激振产生原因

该机组气流激振故障产生的原因在于叶轮工作时与口圈密封在周向上的间隙不同，在转子的周向形成了不均匀的压力分布，形成了与位移相垂直的切向分量，该切向力不断向转子系统输入能量，使该转子叶轮端产生振动波动。

当转子由于偏心在迷宫密封中心位置附近涡动时，力与位移的关系可用下式来描述：

上式中，刚度矩阵和阻尼矩阵的主对元项K和C分别为直接刚度和直接阻尼，副对角元项k和c分别为交叉刚度和交叉阻尼，这4个系数就是迷宫密封对转子作用的主要参数。其中，交叉刚度k是促使转子做非同步低频涡动的激振力的来源，是可能导致转子失稳的主要因素；直接阻尼C反映的是系统阻尼作用的大小，是有利于转子系统稳定的重要参数。直接刚度系数K和交叉阻尼系数c对系统的稳定性影响较小。

密封系统的交叉刚度由密封进气预旋的大小决定，进气预旋越小，产生的切向力越小，转子则会更加稳定。

2.2 气流激振抑制方法

为减小密封的进气预旋，提高密封的稳定性，Muszynska和Bently于20世纪80年代提出一种反预旋思想。反预旋密封形式主要有两种：（1）在密封进气入口处设置用来降低密封入口预旋速度的栅板，称之为阻旋栅密封。研究结果表明，密封在进出口压差较小、轴向长度较短的情况下，阻旋栅可有效减小密封腔室间隙流体的切向速度，降低交叉刚度，提高密封的稳定性；当进出口压差较大、轴向长度较长时，阻旋栅对提高密封稳定性作用不大；（2）反旋流密封，反旋流密封多应用于多级离心式压缩机平衡盘密封。研究表明，加装反吹气装置虽有一定效果，但是结构复杂、设计难度大，反吹流速和流量并不是越高越好，不恰当的反吹气密封形式反而会导致转子失稳，且由密封反吹气流产生的流动损失直接影响机组的工作效率。

本机组为单级循环气压缩机，进出口压差小，轴向长度短，选择采用阻旋栅密封。带有阻旋栅的叶轮口圈梳齿密封设计示意图如图2所示：

2.3 改善气流激振的理论计算

为提高API617标准中关于Ⅱ级稳定性中的对数衰减率，提出将密封结构增加阻旋栅与增加瓦块宽度对气流激振情况进行改善。阻旋栅密封可以降低进气预旋度，减小气流激振力，增加瓦块宽度可以增加系统阻尼，从而增加对数衰减率。无阻旋栅的预旋比设置为0.7，增加阻旋栅的预旋比设置为0.5，瓦块宽度由现有的80mm增加到90mm，计算出对数衰减率。无阻旋栅结构的对数衰减率为0.162，有阻旋栅结构的对数衰减率为0.204，可以看出加装阻旋栅后可以明显地提升对数衰减率，从而大大提高转子稳定性。

2.4 机组改善后情况说明

机组于2015年12月25日更换新的轴承与密封结构后，根据服务工程师监测，机组叶轮侧振动值稳定在24um，原88～91Hz波动频率消失。

3 结语

（1）气流激振故障的诊断可以通过采集机组运转频谱，增加载荷等方式得出数据，然后通过对数据的分析，并结合各类故障的特征进行归纳并逐步排除，进而得出负荷机组的诊断结论；（2）通过对气流激振的理论了解，可以得出进行预旋是影响气流激振力的主要因素，进而通过更改密封结构，在密封进气端增加阻旋栅来降低进气预旋，以减小气流激振力，改善机组运转时的机械振动。

参考文献

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（责任编辑：王 波）