某天然氣增壓機振動故障診斷及處理

白云山，馬金銘，龍顏長，田 鑫，郝建剛

(1.華電電力科學研究院有限公司，浙江 杭州 310037；2.天津華電軍糧城發電有限公司，天津 300000)

低頻振動是旋轉機械常見的振動故障之一，這種振動通常是由支撐軸承穩定性不足導致徑向支撐力出現小幅波動或通流部件受不均衡的氣流沖擊，該類型振動的能量轉換，通常不是由外部提供，而是由運動系統本身產生[1-3]。因此，該類型故障難以診斷處理，且經長時間發展會導致軸承部件磨損加劇及通流部件強度降低。因此，在故障發展初期及時分析處理，對保障機組安全運行至關重要。

本文研究了某燃機發電廠天然氣增壓機低頻振動產生的原因[4-5]，通過對機組進行現場測試及運行參數分析計算，理清了故障原因并提出了解決措施，對同類型故障的處理具有借鑒意義。

1 機組概況

為提高進口天然氣壓力，某燃氣-蒸汽聯合循環發電機組同步配備了2臺天然氣增壓機。該型增壓機為離心式設計，共一級葉輪，由電機通過變速齒輪箱驅動，額定轉速30 380 r/min，入口設計壓力2.5 MPa，出口設計壓力4.2 MPa，設計壓比1.68，排氣流量83 534 kg/h，工藝流程如圖1所示。

圖1 增壓機工藝流程

增壓機入口配備了截止閥和控制閥(ICV)，用于調整天然氣流量，出口分為兩部分，通過再循環冷卻到ICV前，該部分流量由再循環閥控制，另一部分通過出口截止閥送往下游用氣設備。增壓機入口及出口均設有溫度和壓力測點，用于監測介質參數。出口母管處的流量計僅用于機組防喘振控制，無法監測實際流量，但在出口截止閥后和燃氣輪機燃料控制閥前設有科氏流量計，可用于測量增壓機送往燃機的天然氣流量。

2 振動現象分析

2020年11月2日，增壓機正常運行且為下游燃氣輪機供氣時，因振動大跳機(X向和Y向振動同時達到40.6 μm跳機)，調取了機組運行參數曲線，如圖2所示，此次振動特點如下。

圖2 運行參數曲線1

a.跳機前，振動幅值升高。振動幅值增大時，伴隨著轉速、ICV和排氣流量升高及再循環控制閥開度減小。

b.振動幅值存在波動現象，且隨著振動基準值提高，波動幅度也隨之增大。

c.跳機前，增壓機再循環閥全關，ICV呈減小趨勢，轉速達到最大值30 200 r/min。入口壓力降至2.29 MPa，低于設定值2.5 MPa；出口壓力降至3.79 MPa，低于設定值3.9 MPa，電機電流為286 A。跳機前各主要參數如表1所示。

表1 跳機前各主要參數情況

通過對上述運行參數分析，得知振動相關的自變量主要為ICV開度、排氣流量、電機電流。為對機組運行情況做進一步分析，11月8日對機組做了進一步測試，該次測試中增壓機出口門關閉，內部氣體再循環運行，同時，為了減少自變量數目，采用工頻方式運行。測試中，再循環閥自動調節，ICV改為手動調節，通過逐步增加ICV開度來觀察振動幅值的變化情況，測試結果如圖3所示。由圖3可知，隨著ICV開度的增加或減少，為維持出口壓力恒定，再循環閥開度隨之增加或減少，振動幅值隨著排氣流量、電機電流及ICV開度呈正相關變化。測試中，增壓機流量計顯示流量為58 458 kg/h時，再循環閥開度為95.8%，電機電流為275 A，X向振動幅值為29.7 μm，Y向振動幅值為34.6 μm。

圖3 運行參數曲線2

為對振動問題做詳細分析，對測試過程中不同時刻的振動頻譜進行了采集，如圖4—圖6所示。可見，振動幅值的變化主要是由低頻分量引起，工頻分量穩定在5.08 μm，因此，排除了轉子存在動不平衡的可能性。此外，在測試過程中，通過將其他變量保持恒定，逐步調節潤滑油供油母管壓力和溫度，振動幅值未見變化，且增壓機為可傾瓦軸承，因此，排除了油膜渦動的可能性。結合機組運行過程中參數的變化情況及振動幅值、頻譜的分析，推測該機組振動增加主要為氣流不穩定所致。從氣流激振的機理可知，隨著進入氣缸的天然氣流量增大及流速提高，作用在轉子上的切向力對動靜間隙、密封結構以及轉子靈敏度同時提高，進而增大作用在轉子的激振力。這些將使軸系振動穩定性降低，嚴重時會誘發轉子失穩，產生很大的突發性低頻振動。此外，氣流激振力與流量直接相關，即與機組的負荷有關，因此，一旦在某一負荷下發生氣流激振，必然隨著氣體流量的增大而加劇；相反，在小于某一流量下會減緩甚至消失，具有良好的再現性。增壓機工作轉速為30 000 r/min，振動的低頻分量主要集中在14 000 r/min左右，該值同時也是增壓機的一階臨界轉速。通過對增壓機振動特征分析可知，其與氣流激振的典型表現相符。

圖4 振動頻譜圖1

圖5 振動頻譜圖2

圖6 振動頻譜圖3

根據相關研究，氣流激振通常發生在機組大功率負荷階段，但該增壓機在實際排氣流量為41 000 kg/h時，已經表現出振幅增大且波動的特征，為對該問題進一步分析，對增壓機在表1中3個時間點的工作效率進行了計算，計算方法如式(1)—式(4)所示，單一組分的低位熱值及顯熱的計算可參照相關標準。

η=(houtM-hinM)/W

(1)

(2)

(3)

h=h0+h1

(4)

式中：η為增壓機效率，%；hout為增壓機出口天然氣焓值，kJ/kg；hin為增壓機入口天然氣焓值，kJ/kg；M為壓縮天然氣質量流量，kg；W為電機輸出功率，kWh；xi為天然氣質量組分；hi,0(t0)為天然氣組分i在基準溫度t0下的低位熱值，kJ/kg；hi,1(t)為天然氣組分i在溫度t下的顯熱，kJ/kg。

通過計算，增壓機在3個時間點的工作效率分別為40%、42%、45%。機組入口壓力2.8 MPa，入口溫度12.0 ℃，出口壓力4.2 MPa，出口溫度60.0 ℃，出口流量83 534 kg/h，電機功率2244.9 kW，計算機組在設計工況的工作效率為90%。綜上，實際效率與設計效率相差過大。在增壓機運行時，測量了缸體表面溫度，未發現超溫，同時，用噪音計測量了增壓機缸體及進出口管道處聲音，也未超標，因此，排除了散熱損失過大和氣流不穩導致的機組工作效率過低。通過對系統工藝流程分析，因再循環管徑較大，冷卻水量為192 t/h，較為充足，即使再循環閥內漏，當前的冷卻水量完全可以將出口燃氣降低到正常水平，所以從機組運行參數無法推測出其是否內漏。

綜上所述，通過對機組振動特征的分析，并結合工作效率計算，推斷增壓機再循環閥存在內漏問題，在11月2日及11月8日運行中，增壓機出口母管的燃氣流量有可能已遠超出下游流量計所顯示的值，甚至大幅度偏離其設計值，因此，增壓機工作效率大幅降低，排氣流量異常增大，氣流的工作狀態發生改變，最終導致氣流激振現象的產生。

3 振動問題處理

11月28日將增壓機再循環閥拆除，并進行了檢查(如圖7所示)。檢查發現，再循環閥閥芯與閥體間隙較大，沿圓周方向存在至少1 cm間隙，間隙面積占閥芯面積的40%，內漏嚴重。對該閥門泄漏問題進行了緊急處理(如圖8所示)，閥芯和閥體貼合緊密，通過透光性檢查無明顯泄漏。

圖7 增壓機再循環閥(處理前)

圖8 增壓機再循環閥(處理后)

12月5日，再次啟動增壓機，對再循環閥處理后機組的振動情況進行測試，機組運行情況如圖9所示。由圖9可知，各項參數運行平穩，隨著排氣流量及電機電流的升高，軸承振動表現穩定，基本維持在21 μm，振動水平良好，在此后的運行中，未再出現軸承振動升高的問題。

圖9 增壓機檢修后運行曲線

4 結論

a.氣流激振通常發生在機組負荷逐漸增加的過程中，且一般發生在較高負荷。突發性振動有一個臨界負荷，超過此負荷，立即發生氣流激振，而當負荷降低到某一數值，振動即能恢復，有較好的重復性。

b.氣流激振發生時，隨著振動基準值的升高，振動波動也會更為劇烈，且振動頻率通常與轉子的第一階臨界轉速所對應的頻率相吻合，因此，頻譜分析是識別氣流激振的重要手段。

c.該天然氣增壓機設計壓比為1.68，且為單級壓縮，相比于汽輪機、燃氣輪機等旋轉機械，其質量小、壓比大、工作參數高，因此，一旦運行工況偏離設計值，更易發生氣流激振。當出現該類問題時，應從振動頻譜、機組效率、結構設計及運行方式等方面綜合查找原因。