齒式壓縮機氣流激振故障診斷與治理

閆鋒　王鐵夫　馬文堅

摘要：文章研究了針對齒式離心壓縮機機組轉子系統，對一臺激冷氣壓縮機的振動波動情況進行故障診斷并予以解決。首先利用頻譜監測方法得到機組時域波形、瀑布圖、趨勢曲線、FFT頻譜；然后通過與典型故障振動特征、敏感參數進行對比，得出氣流激振是造成機組大幅度波動的原因；最后通過改進密封結構對氣流激振進行抑制改善機組振動情況。

關鍵詞：氣流激振；密封結構；振動波動；齒式壓縮機；故障診斷 文獻標識碼：A

中圖分類號：TH452 文章編號：1009-2374（2017）02-0072-02 DOI：10.13535/j.cnki.11-4406/n.2017.02.034

近年來隨著離心壓縮機的發展，工作介質參數的不斷提高，密封在防止流體泄漏的同時，還會產生較大氣流激振力，引起密封氣流激振故障。當密封切向氣流激振力引起的轉子渦動頻率與轉子固有頻率接近時，轉子系統就會發生氣流激振故障，引起轉子失穩。1965年，J S Alford在研究航空渦輪機械動力學時指出，氣體切向速度是影響環流波動共振的主要因素，并給出了著名的Alford力公式。Benckert H將實驗得到的迷宮密封動力系數用于高壓汽輪機和離心壓縮機的穩定性預測，指出入口預旋對轉子穩定性具有重要影響，并驗證了渦旋制動器可以有效降低交叉剛度導致迷宮密封的成熟。孫丹對在迷宮密封入口端增加阻旋柵結構進行了CFD理論分析，得出了阻旋柵結構可以降低流體周向壓力，增加密封的主阻尼，提高密封的穩定性。本案例通過更改軸承結構與密封結構，提升API標準中Ⅱ級穩定性分析標準中一階正進動的對數衰減率來提升轉子穩定性，對機組振動情況進行抑制以解決機組問題。

1 壓縮機氣流激振故障診斷

1.1 機組情況說明

本機組為單級齒式壓縮機，業主于2015年6月15日更換壓縮機備件轉子運行至2015年6月24日，機組工作轉速穩定在8580r/min，壓縮機不帶載荷運轉相對平穩，帶載荷后振動出現波動。壓縮機葉輪側振動存在15～40um波動，盲端振動平穩，通頻值為7um。此時壓縮機出口流量為68.55kg/s（設計為78.6kg/s），電機電流實際為248.7A（設計為253A）。

1.2 機組故障監測

通過加速度殼振儀監測機組各測點振動速度如下：（垂直/水平，單位：mm/s）葉輪端軸承區：0.6/1.4；盲端軸承區：0.9/1.4；葉輪端地腳：0.6/0.5；盲端地腳：1.1/1.0。

通過PMS-5CR便攜式監測儀監測機組在不同工況下的轉子振動位移及相應的譜圖。

機組監測時共選取6個工況對機組振動情況進行監測，監測數據如表1：

由表1及相應譜圖可以分析得出：（1）隨著轉速增加，壓差X出口流量增大，電流增大，即機組負載增加；（2）葉輪端振動通頻值由8445r/min時的22～36um，增加至8783r/min時的25～47um，波動范圍明顯增大；（3）葉輪端工頻幅值穩定為3.6um；（4）90Hz左右的頻率段具有明顯的波動特征，波動值最大為20um；（5）盲端振動穩定，通頻值為7um。

1.3 機組振動故障診斷

由上述監測數據可以得出機組殼振較小，主頻振動幅值非常穩定，機組在進口正常大氣壓力條件下運轉平穩，振動穩定在22um，帶載荷運轉后振動出現波動。隨著負載增大，通頻值波動幅度增大，由瀑布圖中可以看出波動頻率主要發生在88～91Hz之間，波動幅度隨載荷增大而增大。

將該機組實際運轉情況與離心壓縮機典型故障特征進行對比，可以得出基礎剛性無問題，轉子平衡、機組找正、內摩擦不存在問題；油膜振蕩的特征頻率為0.5倍頻左右，與本情況不一致；旋轉失速的特征頻率為0.7～0.8X，振動隨負荷降低而降低，本機組出口壓力、出口流量穩定，與旋轉失速的現象不符。由以上可以初步判斷為氣流激振故障。

氣流激振的特征頻率為0.4～0.5X、，且振動隨負荷變化敏感，振動穩定性差。通過有限元軟件分析可得本機組的一階理論頻率約為5078.6rpm，而實際出現波動的頻率為88～91Hz，基本與一階振動頻率一致，與本監測數據一致。且通過轉子穩定性計算，該轉子對數衰減率較小、穩定性差，容易發生自激振動，故可以判定該機組故障為氣流激振引起的轉子自激振動。

2 壓縮機氣流激振故障治理

2.1 氣流激振產生原因

該機組氣流激振故障產生的原因在于葉輪工作時與口圈密封在周向上的間隙不同，在轉子的周向形成了不均勻的壓力分布，形成了與位移相垂直的切向分量，該切向力不斷向轉子系統輸入能量，使該轉子葉輪端產生振動波動。

當轉子由于偏心在迷宮密封中心位置附近渦動時，力與位移的關系可用下式來描述：

上式中，剛度矩陣和阻尼矩陣的主對元項K和C分別為直接剛度和直接阻尼，副對角元項k和c分別為交叉剛度和交叉阻尼，這4個系數就是迷宮密封對轉子作用的主要參數。其中，交叉剛度k是促使轉子做非同步低頻渦動的激振力的來源，是可能導致轉子失穩的主要因素；直接阻尼C反映的是系統阻尼作用的大小，是有利于轉子系統穩定的重要參數。直接剛度系數K和交叉阻尼系數c對系統的穩定性影響較小。

密封系統的交叉剛度由密封進氣預旋的大小決定，進氣預旋越小，產生的切向力越小，轉子則會更加穩定。

2.2 氣流激振抑制方法

為減小密封的進氣預旋，提高密封的穩定性，Muszynska和Bently于20世紀80年代提出一種反預旋思想。反預旋密封形式主要有兩種：（1）在密封進氣入口處設置用來降低密封入口預旋速度的柵板，稱之為阻旋柵密封。研究結果表明，密封在進出口壓差較小、軸向長度較短的情況下，阻旋柵可有效減小密封腔室間隙流體的切向速度，降低交叉剛度，提高密封的穩定性；當進出口壓差較大、軸向長度較長時，阻旋柵對提高密封穩定性作用不大；（2）反旋流密封，反旋流密封多應用于多級離心式壓縮機平衡盤密封。研究表明，加裝反吹氣裝置雖有一定效果，但是結構復雜、設計難度大，反吹流速和流量并不是越高越好，不恰當的反吹氣密封形式反而會導致轉子失穩，且由密封反吹氣流產生的流動損失直接影響機組的工作效率。

本機組為單級循環氣壓縮機，進出口壓差小，軸向長度短，選擇采用阻旋柵密封。帶有阻旋柵的葉輪口圈梳齒密封設計示意圖如圖2所示：

2.3 改善氣流激振的理論計算

為提高API617標準中關于Ⅱ級穩定性中的對數衰減率，提出將密封結構增加阻旋柵與增加瓦塊寬度對氣流激振情況進行改善。阻旋柵密封可以降低進氣預旋度，減小氣流激振力，增加瓦塊寬度可以增加系統阻尼，從而增加對數衰減率。無阻旋柵的預旋比設置為0.7，增加阻旋柵的預旋比設置為0.5，瓦塊寬度由現有的80mm增加到90mm，計算出對數衰減率。無阻旋柵結構的對數衰減率為0.162，有阻旋柵結構的對數衰減率為0.204，可以看出加裝阻旋柵后可以明顯地提升對數衰減率，從而大大提高轉子穩定性。

2.4 機組改善后情況說明

機組于2015年12月25日更換新的軸承與密封結構后，根據服務工程師監測，機組葉輪側振動值穩定在24um，原88～91Hz波動頻率消失。

3 結語

（1）氣流激振故障的診斷可以通過采集機組運轉頻譜，增加載荷等方式得出數據，然后通過對數據的分析，并結合各類故障的特征進行歸納并逐步排除，進而得出負荷機組的診斷結論；（2）通過對氣流激振的理論了解，可以得出進行預旋是影響氣流激振力的主要因素，進而通過更改密封結構，在密封進氣端增加阻旋柵來降低進氣預旋，以減小氣流激振力，改善機組運轉時的機械振動。

參考文獻

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（責任編輯：王 波）