一起非常見離心式壓縮機組喘振原因查找與分析處理

肖裕君

（漣源鋼鐵集團有限公司機動設備部，湖南婁底 417009）

1 基本情況

漣鋼能源中心21000制氧機組配套低壓氮壓機為沈鼓齒輪公司在引進德國德馬格技術的基礎上研發的S V K 16—3 S型機組，3級壓縮，出口壓力0.8 M Pa（G）。機組于2005年投產，出廠時主油泵為S N H型螺桿泵，運行兩年左右時間后，由于螺桿泵傳動軸發生撓性變形，對齒輪傳動產生干擾，返廠更換主油泵一臺。2010年對該機組進行例行揭蓋檢查時發現螺桿泵傳動齒輪又存在輕度偏磨的情況，于是申請對該機組進行大修改造，主要改造內容是將S N H型螺桿泵更換為Y H G型齒輪泵，同時處理一直存在的二級軸承瓦塊溫度偏高問題。

2011年11月份，該機組送至沈鼓進行大修改造，2012年3月份改造完畢。重新安裝后，機組空載試車情況較好，各項數據正常；在進行負荷試車時，機組發生喘振。

2 常見喘振原因分析及排除

離心式壓縮機發生喘振，根本原因就是進氣量減少并達到壓縮機允許的最小值，能夠使離心式壓縮機工作點落入喘振區的各種因素，都是發生喘振的原因。進氣壓力降低；壓縮機出口工作壓力在喘振區邊緣；控制信號被干擾等。

2.1 壓縮機進氣系統檢查與排除

2.1.1 進氣導葉（I G V）情況檢查

機組發生喘振后，首先懷疑是由于進氣導葉調校不到位或開度存在誤差，導致進氣量不足引起機組喘振。立即安排對進氣導葉進行檢查，最終確認進氣導葉動作不存在任何問題。

2.1.2 機組進氣管道及過濾系統檢查

在對進氣導葉原因進行排查時，通過查詢D C S數據，發現機組出力較大修前有所降低，于是將問題排除的第二點放到了氮壓機進氣系統上。進氣管道上安裝有手動蝶閥和進氣過濾器，通過檢查，未發現異常；且后續試車中，將過濾器拆除后直接用空氣作為原料，機組喘振現象依然存在，從而排除了進氣管道及過濾系統導致喘振的可能性。

2.2 壓縮機排氣系統檢查與排除

既然喘振原因不可能是進氣系統所導致的，接下來就將排氣系統作為排查的重要對象。排氣管道上安裝有氣動放空閥、電動蝶閥及單向閥等幾個主要閥門。由于機組設計出口壓力0.8M Pa（G），放空壓力設定在0.72M Pa（G），實際運行壓力為0.6 M Pa（G）左右，離喘振區較遠；且該機組在大修改造前運行一直正常，從未發生過喘振。如果因為排氣系統原因引起機組喘振存在如下可能：出口蝶閥卡滯；放空閥存在卡滯或控制放空閥的壓力信號存在問題，導致機組出口蹩壓。對放空閥和電動蝶閥的現場動作試驗完全排除了兩個閥門存在卡滯導致機組喘振的可能性。同時通過在機組三級出口的壓力變送器上連接一塊彈簧式壓力表，最終確認來源于D C S的放空閥動作控制壓力信號是準確的。考慮到只要放空閥不存在問題，則機組不可能發生喘振，且通過對比機組進氣管道上微壓流量計及排氣管道孔板流量計數據，排除了止回閥卡滯的可能性，因而沒有對止回閥進行解體檢查。

2.3 儀控系統問題排查

由于本次機組大修改造主要是對機械部分進行施工，儀控部分只安排了常規檢查，所以開始時未將控制系統作為可能導致喘振的重要排查原因。在排除進、排氣系統的原因后，儀控人員對程序和各部傳感器進行了排查，最終結果證明喘振確實和儀控無關。

3 最終喘振原因的確認和消除

由于該機組是整體送沈鼓進行改造的，沈鼓也提供了出廠試車合格報告和各部檢查數據，因而首先并未懷疑機組本體可能存在問題。

但通過對比多次喘振的相關數據，終于發現了一個重要的共同點：采用氮氣試車時，壓縮機一般在0.64～0.65M Pa（G）時喘振，采用空氣試車時一般在0.63M Pa（G）左右喘振。這就說明喘振有比較明顯的可重復性，因而將喘振查找原因第一次轉移到了機組本身。

3.1 喘振原因的確認

在排除冷卻器和機組內部管道可能導致喘振的原因后，對機組檢修數據進行清理后，發現能夠引起機組發生喘振的數據主要有：

3.1.1 葉輪排氣側中心線與擴壓器中心線的重合度

由于轉子帶有軸向推力盤，通過大齒輪定位，本次檢修大齒輪軸承未更換，因而轉子軸向位置不可能發生變化。重新測量確定葉輪相對位置的葉輪與軸頂部臺階數據，并對比以前的檢修數據，只有0.005m m的誤差，基本排除了葉輪排氣側中心線與擴壓器中心線的重合度超差導致喘振的可能性。

3.1.2 型環間隙

對各級葉輪型環進行拆卸后，對數據進行檢查，發現二、三級型環間隙值比設計允許值略微偏大，通過簡單的調整，數據都控制在規定范圍內。

對一級型環進行檢查時，發現軸向間隙明顯偏大，對軸向間隙進行調整后，對徑向間隙進行復查時，發現上下存在很大的偏差，上間隙約0.7m m，下間隙達2.1m m（盤車時，數據基本保持不變），通過調整型環位置也無法將徑向間隙調整到規定范圍，只有通過增大軸向間隙來同步增大徑向間隙才能保證葉輪在高速運轉時不與型環發生碰磨。但增大間隙雖然保證了機械運轉的安全性，但造成了機組的喘振。

3.2 型環上、下間隙不均衡原因分析

由于一級轉子的定位中心在齒輪箱上，通過齒輪箱的水平度、大齒輪及轉子水平度檢查和轉子止推間隙的核查，確認轉子安裝位置不會導致上型環上、下間隙不均衡，能影響型環間隙的就只剩下型環本身。對型環進行檢查，型環各部數據均在圖紙要求范圍內。而型環是通過螺栓固定在蝸殼上的，如果蝸殼位置發生變化，則會導致型環隨之變化。通過分析，最終確定蝸殼存在下沉，導致了型環間隙的上下不均（可能是運輸原因造成）。

3.3 非常規的型環間隙調整方法

該機組蝸殼是整體式蝸殼，由圓柱銷進行定位，通過半圈螺栓緊固在齒輪箱上。常規處理蝸殼下沉的方法需將葉輪從轉子拆下后，拆除葉輪后部蝸殼背板，蝸殼緊固螺栓就在蝸殼背板后，可以通過重新加工定位孔的方法將蝸殼調回原來位置。

由于該機組轉子軸頂部的液壓工裝固定螺紋磨損嚴重，可能無法繼續承受葉輪拆裝的力，沈鼓建議不要再對該轉子組進行拆裝，避免葉輪拆下后，無法裝復。而咨詢沈鼓生產一套新轉子周期至少需8個月以上，因為該機組一直無法正常投運，已開始影響生產，等新轉子做好后再處理蝸殼下沉是不現實的。

通過計算和模擬后，最終決定采用非常規的方法對型環間隙進行調整：對型環背部（影響間隙調整位置）進行偏心加工，加工量約0.8m m；所有型環緊固螺栓孔同步加工成條形，約1m m，方向與背部加工方向一致。加工完成后，將型環安裝好，并將各部數據調整到位后，用磁座鉆對型環和蝸殼在水平方向上一體鉆兩個孔，用鉸刀將孔修正后，打定位銷。

通過對型環的處理，各部數據都調整到設計允許范圍內，重新對機組進行試車，再未發生喘振現象，機組運行正常。

4 結論

該機組轉子是通過齒輪箱直接定位，型環是通過固定在齒輪箱上的蝸殼進行定位，由于兩個的定位基準不一致，造成了型環的上、下間隙不均衡。沈鼓在進行試車時由于無法進行帶壓試驗，為保證試車安全，放大了型環與葉輪之間的間隙，在試車后又未進行復查，因此沒有發現該問題，導致現場帶負荷試車時，因為型環間隙偏大，氣體存在回流的情況，機組在同一壓力點多次發生喘振。同時因為蝸殼發生下沉的幾率非常小，所以開始時現場多方查找，也一直未找到機組喘振的原因。對型環進行偏心加工調整型環間隙的方法，也是針對這一非常見的喘振原因的非常規處理方法。經過處理，消除了喘振，機組能正常安全運行。