離心式壓縮機組振動原因分析及處理

莫才頌，林榮雄

(1. 廣東石油化工學院 機電工程學院，廣東 茂名 525000；2. 茂名西南石化工程建設有限責任公司，廣東 茂名 525000)

1 壓縮機結構及技術參數

5TYD160型空氣壓縮機為單軸、五級四次中間冷卻離心式壓縮機，水平剖分缸體，方形鑄造外層隔板和方形焊接內層隔板。水平剖分的軸承箱、向下開口的進排氣凸緣及4個支腿與下缸體為一體鑄造。兩端軸承箱外設有1個橫向立銷，缸體高壓端支腿上各設有1個軸向定位橫銷，轉子為五級閉式焊接葉輪，級間、軸端和平衡盤處為水平剖分的鑄鋁迷宮密封，軸承為強制潤滑的水平剖分可傾瓦徑向軸承和米契爾式的止推軸承，整機為四級中間冷卻，八組翹片立式空氣冷卻器安裝于機體內，壓縮機與增速機間采用撓性聯軸節。該機主要技術性能參數見表1。

表1 5TYD160壓縮機主要技術參數

在空氣壓縮機的運行狀況指標中，轉子的振動是極為重要的指標。對多年運行記錄的研究表明，空氣壓縮機不能正常運行，絕大多數是因為振動所致。

2 故障與分析

2.1 壓縮機組運行故障

該壓縮機機組由電動機驅動，機組布置如圖1所示。

圖1 機組布置簡圖

機組經長期運行后，壓縮機兩側軸承處振動越來越大，軸瓦溫度也逐漸升高(前軸瓦溫度達63 ℃，后軸瓦溫度達59 ℃)。根據振動發生的部位，主要測試壓縮機兩側的軸承,測試結果見表2。

表2 壓縮機軸承振動數據

2.2 故障原因分析

裝配或加工質量，磨損，氣蝕，各緊固件及連接件的松動，安裝質量等因素都會引起機組的振動。通過對機組停車前的運行狀況分析以及壓縮機解體后各零部件的數據檢測，結果顯示，壓縮機轉子運行一段時間后振動逐漸增大，壓縮機兩側軸承的振動值已嚴重超標。

根據空氣壓縮機的結構特點，結合其實際工況，分析認為引起空氣壓縮機振動的原因有以下幾個方面。

2.2.1 對中不良

不對中將產生軸向、徑向交變力，從而引起軸向振動和徑向振動，振動頻率與幅值將隨著不對中的嚴重程度而變化。不對中的原因除了設計計算偏差、安裝找正誤差外，運行中許多因素也會產生新的不對中，如機組超負荷運行，環境溫度的變化，地腳螺栓的松動[1-2]等。機組不對中的類型主要有以下幾種：(1)軸線平行位移，稱為平行不對中；(2)軸線交叉成一角度，稱為角度不對中；(3)軸線位移且交叉，稱為綜合不對中。

壓縮機機組對中要求采用雙表找正法。壓縮機與增速聯軸節端距離為525 mm，對輪直徑為300 mm，兩聯軸節間距離較長，對輪直徑較大，適應于雙表找正。由于壓縮機與增速機的工作溫度不同，壓縮機的軸中心比增速機的軸中心高，但由于壓縮機由增速機驅動，增速機的軸中心又向左偏離壓縮機的軸中心，所以在冷態下是不同心的一條直線；當機組運行達到正常工作溫度時，對中狀態就成為一條理想直線。機組找正表讀數如圖2所示。

圖2 增速機-壓縮機找正表讀數

從圖3找正(解體前復查)結果分析可知，對中數據超標，與機組要求找正軸線對比，壓縮機軸線偏離增速機軸線，將引起機組振動。

圖3 機組解體前復查對中數據

2.2.2 轉子不平衡

轉子不平衡是引起機組振動的主要原因，由于壓縮機轉子額定轉速為7 923 r/min,所以轉子不平衡對機組振動的影響特別關鍵。由于離心力與速度的平方成正比，雖然轉子進行過高速動平衡，但由于對中不良，相當于對轉子加了一個不平衡載荷，因此也表現出不平衡的特征[3]。機組經長時間運行后壓縮機前幾級葉輪出現結垢現象，轉子氣蝕及磨損等將引起轉子的不平衡，進而導致機組軸承振動。

2.2.3 軸瓦的影響

經解體發現，由于壓縮機對中的偏差引起滑動軸承表面與軸頸頻繁接觸，導致金屬表面磨損，軸承間隙逐漸變大。當磨損量超過最大間隙時，潤滑油不能保持，液體潤滑被破壞，難以形成潤滑油膜，嚴重時引起多種故障，如疲勞、表面損壞與巴氏合金脫落等[4-5]。通常壓縮機徑向軸承為五油楔可傾瓦軸承，間隙要求為0.16～0.23 mm，而本例中壓縮機軸瓦實測間隙前軸承為0.36 mm，后軸承為0.33 mm，大大超出規定的軸瓦間隙值，間隙過大引起機組振動。

2.2.4 軸承瓦背無過盈量

壓縮機在高速旋轉時，機組在轉子不平衡力的作用下，工作狀態發生明顯變化，極有可能由于軸瓦過盈量不足導致振動。經檢查，壓縮機兩軸承瓦背過盈量為0.005 mm，推斷為軸承座本身過盈量太小，引起連接螺栓松動所致。振動增大造成軸瓦蓋緊固螺栓更加松動，由此形成惡性循環，最后導致壓縮機兩軸承松動，失去預緊力，使軸承在軸承座內發生軸向移動，引起軸承振動[6-7]。

3 采取的措施及效果

3.1 采取的措施

針對機組振動的原因，在檢修中實施的措施為：

(1)重新調整機組對中，使其達到規定的要求；

(2)對于嚴重氣蝕和結垢的轉子，應拆下并清除污垢，并將轉子送回生產廠家處理，重新做動平衡；

(3)由于軸瓦間隙超過了規定間隙值，所以更換軸瓦，更換后前軸瓦間隙為0.18 mm，后軸瓦間隙為0.20 mm，在要求的間隙范圍內；

(4)對壓縮機前、后軸承的過盈量進行了調整，調整后前軸承過盈量為0.04 mm，后軸承過盈量為0.03 mm。

3.2 效果

通過實施改進措施，機組試車后運行正常，振動減小，軸承溫度也符合要求，具體數據見表3。由表3可知，采取的處理措施是科學合理的，可有效降低設備能耗，延長維修周期，提高效益。

表3 軸承振動和溫度實測數據