離心壓縮機故障分析及處理

周衛，李家兵,李庭建，易傳濤

（湖北凱暉化工有限公司，湖北 鐘祥431913）

離心壓縮機是典型的速度式流體機械，通過葉輪、擴壓器等過流部件實現能量轉換過程。與往復式壓縮機相比，具有結構緊湊、尺寸小、重量輕等優勢，且除軸承外不需要內部潤滑，不會污染被壓縮的氣體，在工藝系統中廣泛應用。離心壓縮機的結構主要包括定子、轉子及其他部件。其中，定子與主機殼體固定，包括蝸殼、擴壓器等；而轉子隨主軸旋轉，包括葉輪、主軸等。受葉輪強度、轉子動平衡等因素影響，離心壓縮機的單級壓比較低，通常需要多級壓縮實現較高排氣壓力。根據結構和性能要求，采用共軸和多軸2 種結構方案均可實現多級壓縮[1]。其中，共軸方案中多級葉輪公用主軸，具有相同的轉速，此時葉輪氣動設計較為復雜，各級參數匹配、級間泄漏等均影響其性能和可靠性。多軸方案則采用不同轉速的主軸驅動不同葉輪，但各級主軸傳動過程中的轉子動力學特性更加突出。

離心壓縮機的葉輪和主軸是核心部件，而軸承、密封等為易損部件。當設計不合理、長周期運行或極端工況下，軸承、密封等易發生故障，進而影響轉子動平衡，甚至造成葉輪損壞、主軸斷裂等惡性事故。根據設備故障現象溯源故障原因，研究針對性的檢維修方法和手段，對提高離心壓縮機運行可靠性，縮短維修時間具有重要意義。

1 典型故障

離心壓縮機作為高速旋轉的動力機械，其安全可靠運行是基礎。由于轉速較高，且主軸支撐條件和葉輪負載條件復雜，故對轉子不平衡質量、零部件加工和裝配精度等具有較高的要求。盡管如此，高轉速、零部件多、結構復雜等，依然使離心壓縮機運行過程中不可避免的伴有振動過強、轉子失衡、軸承溫度高、密封不佳等故障，造成性能降低、連鎖停機甚至部件損壞[2]。

對于實際運行的離心壓縮機，其故障的表現形式較復雜，部件損壞程度不同，但其本質多為如下原因：

1）轉子不平衡。材料、加工等誤差容易造成轉子系統質量分布不均，產生局部不平衡質量，在高速旋轉時產生附加的周期性慣性力，造成壓縮機出現振動情況[3]。設計、材料、加工和裝配等均可能造成轉子不平衡，其中，設計原因一般指設計轉子時忽視了偏心距或測量不準，導致轉子幾何形狀不對稱；材料原因一般指葉輪、主軸等材料在質量、厚度等方面一致性較差，局部存在砂眼、孔洞等，造成質量分布不均；加工原因一般是指轉子在加工過程中局部切削不均、加工偏差大等；裝配原因一般指轉子部件間、轉子與軸承間裝配精度差引起的高速、高負載時產生的質量不均。轉子不平衡是造成離心壓縮機故障的主要原因，壓縮機維修、維護后通常需要再次進行動平衡檢查。

2）轉子不對中。離心壓縮機轉子熱膨脹不均勻、介質溫度偏離設計量、基礎或基座沉降不均勻等易造成壓縮機運行過程中發生轉子不對中、軸承磨損、油膜失穩和軸彎曲等故障，甚至進一步造成局部碰摩、葉輪損壞等事故[4]。實際中，轉子不對中包括角度不對中、平行不對中以及組合不對中等，通過對比冷、熱態轉子對中數據，監測轉子軸心軌跡，振動隨轉速、油溫、介質溫度、環境溫度等的變化趨勢能初步判斷該故障。校準冷態對中數據、主機保溫、調整基礎沉降等是改善轉子不對中故障的主要手段。

3）局部碰摩。在離心壓縮機葉頂間隙和密封間隙越大則效率越低，減小各間隙能有效降低泄漏。但轉子變形、部件磨損、裝配誤差、轉子振動等常造成動、靜部件間局部間隙減小，使轉子與密封發生碰摩[5-6]。此外，潤滑油壓力或溫度異常、軸瓦偏置和軸瓦局部磨損等會使破壞軸承內部油膜，轉子與軸瓦易發生碰摩。碰摩發生時常伴有軸瓦破裂、密封損壞甚至葉輪破損，且破損部件在壓縮機內部易發生二次損壞，造成惡劣事故。通常，碰摩發生前會表現為振動噪聲異常、軸心軌跡突變等現象，在線監測并連鎖停機是避免碰摩發生的主要手段。

4）油膜振蕩。高速離心壓縮機轉子渦動頻率與其固有頻率重合時，將發生油膜振蕩。發生油膜振蕩時通常伴有強烈振動和異響、軸心軌跡發散，且振動對潤滑油溫度敏感而對轉速不敏感等現象。提高油溫、增大軸瓦油壓、調整軸瓦位置等能有效改善油膜振蕩。

2 檢修實例

某氮氣壓縮機為4 級結構布置方式，其中第1級和第2 級為公用低速軸，而第3 級和第4 級為公用高速軸。2020年7月19日，壓縮機4級振動量升高導致停機，初步判斷為3級和4級轉子動平衡性能下降，但校核動平衡后仍因第4級振動超標。進一步考慮軸承配合引起振動增大，故更換了高速軸的軸瓦后，在轉速為1.5 kr/min 時做整體動平衡，修磨后第1—第4級的不平衡質量分別為41.4、20、28、422 mg。啟動運行后，出口壓力為2.04 MPa 時第1—第4 級振動量分別為15.3、7.7、9.7、20～25 μm，其中第4級振動量仍較高。可見，較大的不平衡質量時造成較高振動的主要原因。

2020年8月24日發生第1級葉輪損壞故障，其原因是進口導葉銷強度不足，在高負荷下破裂脫落并進入第1 級葉輪，造成葉輪損壞。更換了第1級葉輪、擴壓器和進口導葉銷以及第2級和第3級拉桿后，重新調整了軸瓦間隙、軸串動量和齒輪間隙，再次對轉子做動平衡以降低因新零件和重新裝配造產生的不平衡質量。裝配及動平衡參數如表1。

表1 壓縮機主要維修參數Tab1 Main maintenance parameters of compressor

為了進一步確定轉子平衡性，測量了不同轉速時壓縮機各級的振動量。工況1時兩主軸的轉速分別為6 342 r/min 和8 532 r/min，工況2 時兩主軸的轉速分別為8 456 r/min 和11 376 r/min。經測試，壓縮機各級主軸振動仍較高，工況1 時第1—第4 級振動量分別為84、74、48、59 μm，工況2時分別為120、110、48、59 μm。盡管各級振動量較高，但尚未超過臨界轉速，無法判斷振動量是否滿足實際運行要求。但返廠試車時各級振動均超出正常運行量，無法正常啟動運行。

經尺寸復核及分析，軸瓦間隙過大、拉伸桿變形和動平衡問題是造成振動量高的主要原因。高速、高精度的動平衡校核，復核各裝配尺寸，降低軸瓦間隙是解決手段。新軸瓦裝配后隙分別為0.9 mm和0.10 mm，高速平衡后1級葉輪的不平衡質量由修磨前的17.3～37 g 變為20～50 mg，2級葉輪則由修磨前的12.8～15.2 g 變為100～200 mg，裝配后的整體不平衡質量約為25 mg，大幅度降低了轉子系統的不平衡質量。空載啟動（1次試車）后各級振動量明顯降低，第1—第4 級的振動量分別為4.9、10.4、11.8、11.4 μm。加載后，當出口壓力在小于0.7 MPa 時各級振動量均正常，4級振動量為17.3 μm 左右，但壓力超過0.7 MPa 時第4級振動量上升導致停機。

測試各級振動量的變化如表2所示。

表2 壓縮機各級振動量Tab 2 The vibration quantity of each stage of compressor

根據故障結果分析，4級葉輪與高速軸的過盈配合不足時會導致加載后產生不平衡質量，進而造成較高振動。增大過盈量并分別對部件和轉子整體進行動平衡校核后，降低了不平衡質量。出口壓力超過0.7 MPa 時第4 級振動量達到34 μm 并有上升趨勢。可見，盡管從低速檢測到2次空載運行時，轉子不平衡質量和各級振動量已明顯降低，但加載工況下第4級振動量仍迅速攀升。

加載工況下葉輪具有較大負荷，較高的振動量表明葉輪與軸的過盈量仍不足，進一步增大該過盈量并校核其它配合尺寸是解決途徑，各校核參數如表3所示。

表3 壓縮機主要配合參數Tab 3 Main matching parameters of compressor

維修后，壓縮機空載運行時各級振動量正常，加載到1.85 MPa 時，第4 級振動量在23～26 μm 波動；加載到0.21 MPa 時第4 級振動量上升至30 μm，并在卸載后降低至11 μm。檢測發現，碳環密封外殼O型圈斷裂，且密封存在磨損。更換O型圈并重新加工密封后壓縮機振動降低，可恢復運行正常。

可見，根據監測振動數據，降低零部件及轉子系統的不平衡質量、降低軸承配合間隙、增加局部過盈配合量是降低壓縮機轉子振動量的主要途徑。

3 結束語

介紹了某多級氮氣壓縮機的故障發生及檢修過程。結果表明，離心壓縮機振動量高造成的故障多為轉子不平衡質量造成，對葉輪、主軸及轉子系統進行高速動平衡校核，校核軸串動量和軸瓦等除的配合間隙，增加葉輪與主軸的過盈配合量降低了轉子的不平衡質量，使壓縮機各級振動量降低并正常運行。