一起非常见离心式压缩机组喘振原因查找与分析处理

肖裕君

（涟源钢铁集团有限公司机动设备部，湖南娄底 417009）

1 基本情况

涟钢能源中心21000制氧机组配套低压氮压机为沈鼓齿轮公司在引进德国德马格技术的基础上研发的S V K 16—3 S型机组，3级压缩，出口压力0.8 M Pa（G）。机组于2005年投产，出厂时主油泵为S N H型螺杆泵，运行两年左右时间后，由于螺杆泵传动轴发生挠性变形，对齿轮传动产生干扰，返厂更换主油泵一台。2010年对该机组进行例行揭盖检查时发现螺杆泵传动齿轮又存在轻度偏磨的情况，于是申请对该机组进行大修改造，主要改造内容是将S N H型螺杆泵更换为Y H G型齿轮泵，同时处理一直存在的二级轴承瓦块温度偏高问题。

2011年11月份，该机组送至沈鼓进行大修改造，2012年3月份改造完毕。重新安装后，机组空载试车情况较好，各项数据正常；在进行负荷试车时，机组发生喘振。

2 常见喘振原因分析及排除

离心式压缩机发生喘振，根本原因就是进气量减少并达到压缩机允许的最小值，能够使离心式压缩机工作点落入喘振区的各种因素，都是发生喘振的原因。进气压力降低；压缩机出口工作压力在喘振区边缘；控制信号被干扰等。

2.1 压缩机进气系统检查与排除

2.1.1 进气导叶（I G V）情况检查

机组发生喘振后，首先怀疑是由于进气导叶调校不到位或开度存在误差，导致进气量不足引起机组喘振。立即安排对进气导叶进行检查，最终确认进气导叶动作不存在任何问题。

2.1.2 机组进气管道及过滤系统检查

在对进气导叶原因进行排查时，通过查询D C S数据，发现机组出力较大修前有所降低，于是将问题排除的第二点放到了氮压机进气系统上。进气管道上安装有手动蝶阀和进气过滤器，通过检查，未发现异常；且后续试车中，将过滤器拆除后直接用空气作为原料，机组喘振现象依然存在，从而排除了进气管道及过滤系统导致喘振的可能性。

2.2 压缩机排气系统检查与排除

既然喘振原因不可能是进气系统所导致的，接下来就将排气系统作为排查的重要对象。排气管道上安装有气动放空阀、电动蝶阀及单向阀等几个主要阀门。由于机组设计出口压力0.8M Pa（G），放空压力设定在0.72M Pa（G），实际运行压力为0.6 M Pa（G）左右，离喘振区较远；且该机组在大修改造前运行一直正常，从未发生过喘振。如果因为排气系统原因引起机组喘振存在如下可能：出口蝶阀卡滞；放空阀存在卡滞或控制放空阀的压力信号存在问题，导致机组出口蹩压。对放空阀和电动蝶阀的现场动作试验完全排除了两个阀门存在卡滞导致机组喘振的可能性。同时通过在机组三级出口的压力变送器上连接一块弹簧式压力表，最终确认来源于D C S的放空阀动作控制压力信号是准确的。考虑到只要放空阀不存在问题，则机组不可能发生喘振，且通过对比机组进气管道上微压流量计及排气管道孔板流量计数据，排除了止回阀卡滞的可能性，因而没有对止回阀进行解体检查。

2.3 仪控系统问题排查

由于本次机组大修改造主要是对机械部分进行施工，仪控部分只安排了常规检查，所以开始时未将控制系统作为可能导致喘振的重要排查原因。在排除进、排气系统的原因后，仪控人员对程序和各部传感器进行了排查，最终结果证明喘振确实和仪控无关。

3 最终喘振原因的确认和消除

由于该机组是整体送沈鼓进行改造的，沈鼓也提供了出厂试车合格报告和各部检查数据，因而首先并未怀疑机组本体可能存在问题。

但通过对比多次喘振的相关数据，终于发现了一个重要的共同点：采用氮气试车时，压缩机一般在0.64～0.65M Pa（G）时喘振，采用空气试车时一般在0.63M Pa（G）左右喘振。这就说明喘振有比较明显的可重复性，因而将喘振查找原因第一次转移到了机组本身。

3.1 喘振原因的确认

在排除冷却器和机组内部管道可能导致喘振的原因后，对机组检修数据进行清理后，发现能够引起机组发生喘振的数据主要有：

3.1.1 叶轮排气侧中心线与扩压器中心线的重合度

由于转子带有轴向推力盘，通过大齿轮定位，本次检修大齿轮轴承未更换，因而转子轴向位置不可能发生变化。重新测量确定叶轮相对位置的叶轮与轴顶部台阶数据，并对比以前的检修数据，只有0.005m m的误差，基本排除了叶轮排气侧中心线与扩压器中心线的重合度超差导致喘振的可能性。

3.1.2 型环间隙

对各级叶轮型环进行拆卸后，对数据进行检查，发现二、三级型环间隙值比设计允许值略微偏大，通过简单的调整，数据都控制在规定范围内。

对一级型环进行检查时，发现轴向间隙明显偏大，对轴向间隙进行调整后，对径向间隙进行复查时，发现上下存在很大的偏差，上间隙约0.7m m，下间隙达2.1m m（盘车时，数据基本保持不变），通过调整型环位置也无法将径向间隙调整到规定范围，只有通过增大轴向间隙来同步增大径向间隙才能保证叶轮在高速运转时不与型环发生碰磨。但增大间隙虽然保证了机械运转的安全性，但造成了机组的喘振。

3.2 型环上、下间隙不均衡原因分析

由于一级转子的定位中心在齿轮箱上，通过齿轮箱的水平度、大齿轮及转子水平度检查和转子止推间隙的核查，确认转子安装位置不会导致上型环上、下间隙不均衡，能影响型环间隙的就只剩下型环本身。对型环进行检查，型环各部数据均在图纸要求范围内。而型环是通过螺栓固定在蜗壳上的，如果蜗壳位置发生变化，则会导致型环随之变化。通过分析，最终确定蜗壳存在下沉，导致了型环间隙的上下不均（可能是运输原因造成）。

3.3 非常规的型环间隙调整方法

该机组蜗壳是整体式蜗壳，由圆柱销进行定位，通过半圈螺栓紧固在齿轮箱上。常规处理蜗壳下沉的方法需将叶轮从转子拆下后，拆除叶轮后部蜗壳背板，蜗壳紧固螺栓就在蜗壳背板后，可以通过重新加工定位孔的方法将蜗壳调回原来位置。

由于该机组转子轴顶部的液压工装固定螺纹磨损严重，可能无法继续承受叶轮拆装的力，沈鼓建议不要再对该转子组进行拆装，避免叶轮拆下后，无法装复。而咨询沈鼓生产一套新转子周期至少需8个月以上，因为该机组一直无法正常投运，已开始影响生产，等新转子做好后再处理蜗壳下沉是不现实的。

通过计算和模拟后，最终决定采用非常规的方法对型环间隙进行调整：对型环背部（影响间隙调整位置）进行偏心加工，加工量约0.8m m；所有型环紧固螺栓孔同步加工成条形，约1m m，方向与背部加工方向一致。加工完成后，将型环安装好，并将各部数据调整到位后，用磁座钻对型环和蜗壳在水平方向上一体钻两个孔，用铰刀将孔修正后，打定位销。

通过对型环的处理，各部数据都调整到设计允许范围内，重新对机组进行试车，再未发生喘振现象，机组运行正常。

4 结论

该机组转子是通过齿轮箱直接定位，型环是通过固定在齿轮箱上的蜗壳进行定位，由于两个的定位基准不一致，造成了型环的上、下间隙不均衡。沈鼓在进行试车时由于无法进行带压试验，为保证试车安全，放大了型环与叶轮之间的间隙，在试车后又未进行复查，因此没有发现该问题，导致现场带负荷试车时，因为型环间隙偏大，气体存在回流的情况，机组在同一压力点多次发生喘振。同时因为蜗壳发生下沉的几率非常小，所以开始时现场多方查找，也一直未找到机组喘振的原因。对型环进行偏心加工调整型环间隙的方法，也是针对这一非常见的喘振原因的非常规处理方法。经过处理，消除了喘振，机组能正常安全运行。