离心压缩机组振动故障机理、辨识和应对措施

2019-01-10李金波

石油化工设备技术 2019年1期

李金波

(中国石化工程建设有限公司，北京 100101)

离心式压缩机是石化、电力等工业领域中应用极为广泛的压缩机类型，在生产中往往处于核心地位，其运转可靠性直接影响到企业的经济效益。以乙烯裂解装置为例，乙烯三机的非计划停车往往会造成每天数百万元甚至上千万元的经济损失。如何设计和使用好离心压缩机，出现故障时如何能够迅速辨识并采取防范措施，使其安全、稳定、长周期运行，成为制造厂、工程公司以及生产用户非常关心的课题【1-3】。离心式压缩机在使用中会出现各种类型的故障，但最普遍且容易带来严重后果的是机组振动。振动产生的原因比较多，机组使用者最希望的是在出现振动故障时能够根据故障的表面特征迅速辨识故障原因，从而及时采取对策【4-7】。

1 转子不平衡

1.1 机理

离心式压缩机是旋转式压缩机，当转子存在不平衡时将产生振动。由于受原材料、加工工艺等因素的限制，转子存在原始不平衡；在机组运转过程中发生物料的不均匀结垢或者叶轮不均匀磨损/腐蚀，会产生渐发性不平衡；零部件损伤脱落或进入异物会带来突发性不平衡。可以说，不平衡是离心压缩机不可避免的一种特性。当不平衡质量产生的偏心距达到一定程度，将使转子旋转时形成比较明显的周期性离心力，从而使机器产生较大振动。

1.2 辨识

识别离心压缩机振动是否由转子不平衡产生，主要通过振动频谱图、时域波形和相位进行判定。

从转子不平衡产生的原因可知，质量不平衡所产生的离心力始终作用在转子上，转子每旋转一周，就产生一次响应，即转子不平衡的表征是振动频率与转子的基频相等，也就是说振动频率等同于转速频率。图1 为典型的不平衡振动频谱图，由图1可以看出：基频成分的幅值明显占据主导地位，这是判断振动是否由不平衡引起的最重要依据。图1中出现的多倍频成分是由轴系振动的非线性所产生。从理论上来说，不平衡带来的振动不可能引起基频以外频率的振动。此外，不平衡振动的振幅对转速比较敏感，转速下降，振幅将随之明显下降。

单纯由不平衡带来的振动体现在时域波形图上都是相对规则的正弦波，这是因为转速多倍频的幅值都很小，对波形影响小，如图2所示。

转子不平衡振动的相位比较稳定，轴心轨迹多为椭圆或圆形，转轴同一截面相互垂直的2个振动监测探头测得的相位差是90°。

图1 振动频谱

图2 不平衡振动时域波形

1.3 预防和应对措施

对于原始不平衡，除应在压缩机设计中避免不合理的结构设计、采用先进的加工工艺来降低制造过程的误差之外，还应采取合适的动平衡措施并达到足够的精度。API 617中对石油化工用离心压缩机组的动平衡做出了比较详细的规定【8】，例如：在转子装配前，叶轮、平衡鼓、轴等主要转动部件都应按ISO1940的G0.67或更高等级进行单面动平衡；转子装配时要在多个校正平面内进行动平衡，每装上1～2个主要转动件后就必须进行一次动平衡，且平衡校正只能在刚装上的零件上进行。每个平面上最大残余不平衡量应根据式(1)或式(2)进行计算。

Ur=6 350W/Nmc

(1)

Ur=W/3.937

(2)

式中：Ur——平面上的残余不平衡量，g·mm；

W——转子轴颈处的静载荷，kg；

Nmc——转子最高连续转速，r/min。

Nmc<25 000 r/min 时用式(1)计算；Nmc≥25 000 r/min 时用式(2)计算。

对于渐发性不平衡，可以在设计中采取减缓结垢或腐蚀/磨蚀的措施，例如：乙烯装置中裂解气压缩机往往采用压缩机注油、注水、加注阻聚剂等措施，来减缓机体内的介质结垢。国内外一些压缩机厂也研发了防止叶片结垢的涂层技术，效果很好，但涂层的使用寿命还无法与压缩机的设计寿命一致，往往使用几年后就需要重新喷涂，而且喷涂成本较高。当压缩机转子结垢或腐蚀/磨蚀到一定程度，就需要停机进行维护。

发生突发性不平衡时，往往振动会突然增大，需要进行停机检查。

2 转子不对中

2.1 转子不对中的原因

转子不对中也是诱发压缩机振动的常见因素之一。产生转子不对中的原因除了在压缩机设计过程中热膨胀计算与实际有误差之外，往往是由于压缩机在安装或检修过程中没有完全按照压缩机制造厂的安装标准进行，导致其产生较大的对中误差；即使安装时对中好，在压缩机运转使用中操作不当或压缩机负荷过高，也会使压缩机的转子位置产生偏移，从而破坏对中。此外，如果压缩机的导向系统不能很好地锁紧，那么转子也不能很好地对中。

常见的转子不对中类型有3种：联轴器两端轴存在一定的平行度时是平行不对中；两端轴存在夹角时是角度不对中；二者并存时为组合不对中，如图3所示。

图3 转子不对中类型

2.2 辨识

由于不对中引起的压缩机振动，可以从如下几方面进行辨识：

1) 振动趋势上，由不对中引起的振幅随着转子负荷的提高而增大。

2) 振动频率上，压缩机振动的频率是转子工作频率2倍左右。

3) 相位上，联轴器同侧成90°夹角的2个方位上，基频相位差恰好是2倍频的一半。联轴器两端同方位处的相位在平行不对中、角度不对中和组合不对中时分别为0°、180°和 0°～180°。

4) 当发生不对中时，中心高相对低的轴承被架空，油膜稳定性降低，因此中心高相对低的轴承振幅比中心高相对高的轴承振动要大。

5) 最大振动往往是在发生不对中的联轴器两端的轴承上产生。

2.3 预防和应对措施

为了避免不对中带来的振动故障，应当在机组设计时考虑精确对中的措施，如设计定位凸台、圆柱定位销或键等。安装时应严格按照压缩机厂的标准来进行；认真核对冷态和热态的对中数据；检查调整基础沉降情况。在运行过程中，注意监测压缩机负荷波动时轴承油膜压力的变化趋势，油膜压力升高，说明轴颈外表面与下半轴承体内表面之间的间隙变小，与此相反就说明间隙变大；通过监测和分析振动信号来判断不对中故障，并及时采取应对措施。

3 半速涡动和油膜震荡

3.1 机理

半速涡动及油膜振荡都是压缩机的流体动压轴承高速旋转时所产生的特有故障，是由油膜压力分布不均所导致的自激式振动【9】。

压缩机运转过程中，受到外界扰动使得转子中心发生偏离时，轴承中高速流动的润滑油的压力分布就会发生变化，产生一个垂直于偏移方向的失稳分力。这个失稳分力会破坏转子在轴承内的转子稳定性，使转子产生涡动，且频率接近转速的1/2，故称为半速涡动。

转子出现半速涡动已经意味着失稳，但对有些轻载转子，半速涡动在较低转速就产生了，却没有产生较大的振动，这是因为油膜自有刚性和阻尼会对转子涡动产生抑制作用。转速逐渐升高的同时，半速涡动的幅度也会变大，当转速接近于2倍的第一阶临界转速时，涡动频率恰好等于一阶临界转速，此时半速涡动将伴随共振的产生而迅速被放大，二者相互促进，转子表现为剧烈的振动，这就是油膜振荡。

3.2 辨识

半速涡动的频率为转速的一半或略低。半速涡动与转速有直接关系，转子转速达到失稳转速后，振幅会突然增加，但转速下降，振幅不会立即下降，而是继续下降到某一数值时，振动突然降低而消失。半速涡动往往与油温的变化有明显关系。

当转子载荷不同时，半速涡动和油膜振荡会产生不同的表现，如图4所示。

图4 转子载荷不同时的油膜振荡曲线

从图4可以看出：1)轻载转子在转速尚未达到一阶临界转速(△处)时半速涡动就已经产生，但从振幅上看却并不明显；当转速与一阶临界转速重合时，转子发生共振，振幅激增，但冲过临界点之后振幅就会锐减；转速升高到接近2倍的一阶临界转速时，半速涡动的频率和一阶临界频率重合，振幅急剧增加，说明此时发生了油膜振荡。2)重载转子会在轴承中产生比较明显的偏心，这有利于提高转子稳定性，因此在转速不是特别高时不会发生半速涡动，有时即使转速达到2倍的一阶临界转速振幅也不明显，只有转速继续升高到某个门槛值时，油膜振荡才出现，并且升速、降速2个过程中油膜振荡出现/消失的转速值往往不同。

判断振动是否为油膜振荡所引起的，关键是看当时的压缩机转速是否接近振动频率的2倍，但动静部件的碰磨也为半频振动，判断时需要注意将二者区分开来，首先甄别振动频率幅值是否以工频为主，波形图上是否存在“削波”然后再判别半速涡动有无发生。此外，油膜振荡会在频谱、波形、轴心轨迹上表现出明显特征，即油膜震荡发生时径向振动振幅明显，(0.42～0.5)倍频分量在频谱中特征明显；涡动频率下轴向振动分量不明显；观察轴心运动轨迹杂乱而不固定或呈双椭圆形；振动的周期性信号在时域波形上占主导，转子每转一周峰值往往少于一个，不存在明显的加速度冲击。

3.3 预防和应对措施

发生油膜振荡时，由于会与共振彼此促进，导致转子产生很高的振幅，造成压缩机部件的损坏，如烧毁轴承、损坏干气密封甚至造成整个机组的毁坏，因此必须从以下多个环节进行有效防治：压缩机操作时应避开共振区，避免工作转速接近2倍一阶临界转速；提高轴承比压，增强轴承油膜稳定性；降低轴承间隙以提高产生油膜振荡的转速门槛；轴瓦设计时使瓦块内表面曲率半径大于轴承内圆半径，增加转子偏心距；选择减振效果好、运行更稳定的多油楔轴承等。

4 密封流体激振

4.1 机理

近年来密封流体激振引起的失稳在大型高速叶轮机械上时有发生，已成为影响大功率高速叶轮机械转子工作可靠性的重要原因之一【10】。

密封流体激振和半速涡动、油膜振荡类似，都属于自激振动，都是由于腔室内流动介质的周向压力分布不均所导致的。气相介质在压差的作用下通过各个密封腔，不但轴向速度大，而且会在转子高速旋转等因素的影响下产生较高的周向速度，这使气流在转子周向上的压力分布和转子/密封腔间隙值之间的变化趋势存在不一致，从而导致其在与偏心位移相垂直的方向上产生一个切向力。在该切向力的作用下转子会产生涡动。这个切向力是导致自激振动的激振力，当该力高于系统阻尼力时就会发生失稳，造成压缩机损坏【11-13】。

4.2 辨识

近年来，国内外对叶轮机械的密封激振问题进行了深入研究，发现密封气体激振一般有如下特征【14-16】：

1) 主要振动频率往往低于转子工频，即多为亚异步振动。

2) 存在门槛值，当转速或负荷频率高于该值时，振幅迅速增大；反之则振动明显变弱。而且这种振动一旦发生，转速升高会导致振幅增大，但振动频率不受影响。

3) 对压缩机的负荷变化比较敏感，且具有良好的复现性。

4) 受气流激振力影响，机组工作在额定转速/负荷以内时，转子振动的低频成分在频谱图上可以观察到，但此时的幅值一般较小，只有当机组负荷达到特定界限才会突然增大，此时压缩机发生剧烈振动。

5) 振动的能量来自系统自身产生的激振力，无法用动平衡来消除振动的能量来源。

6) 流体流过密封腔体时的速度、压力等数值越高，产生的切向激振力越大。因此，这类振动多发生在一些高参数、大型机组的高、中压转子上。

4.3 预防和应对措施

通常从2个方面考虑减弱或消除密封流体激振：1)设法降低腔体内流体产生的激振力；2)提高转子稳定性。

4.3.1改进密封结构

密封体的物理结构会影响密封的刚度、阻尼，进而影响产生的激振力的大小、转子临界转速。近年来压缩机密封技术不断发展，刷式密封、蜂窝密封、孔型密封等动力学特性更优的高效阻尼密封，抑振效果明显。

4.3.2增大系统阻尼

转子系统的稳定性与系统能够提供的阻尼大小密切相关，大阻尼会提高系统抵抗外界干扰的能力。压缩机最主要的阻尼来自于轴承，设计、研发人员往往从轴承着手来提高系统稳定性，如：为机组选用稳定性更好的轴承(如可倾瓦轴承)，这会降低油膜交叉项与自身激振力之间的耦合程度；调整轴承的长径比、采用粘度合适的润滑油可以增大轴承阻尼；增大轴承比压等。

4.3.3减小气流激振力

API 684【17】中介绍了降低密封气流激振力的几种方法，其中比较典型的是反旋流法(Anti Swirl)和止涡法(Swirl Break)，这2种方法都是为了减小密封腔中气流的周向旋转速度。此外，还可以适当增大密封与静止部件之间的间隙，这样也会明显降低流过腔体的气流速度。减小转子偏心位移等也可达到减小气流激振力的效果。

5 喘振

5.1 机理

喘振是离心式、轴流式压缩机、风机运行中最严重的问题，由旋转失速进一步发展所产生【18】。当离心式压缩机负荷降低，进气流量降到低于设计操作区域边界时，被压缩的气体会脱离叶轮或扩压器的流道表面，带来显著的冲击损失。这既使机组效率变低，又会降低压缩机的出口压力，使管网中的气流在压差作用下倒流回机体内，引起压缩机、管道的剧烈振动，发出类似“哮喘”的声响，这就是 “喘振”。管网系统容积的大小会影响喘振频率和振幅，越大的容积意味着内部气体积蓄的能量越高，能够产生的振幅就越大，但喘振频率却会变低。

5.2 辨识

压缩机发生喘振时，有如下明显特征：

1) 喘振的振动频率较低，一般为1～30 Hz。

2) 发生喘振时，进气端的流量与排气端的压力会产生较大的周期性脉动。

3) 管道中产生的噪音加剧，而且时高时低。

4) 喘振时，壳体与轴承处的振幅均明显变大，呈现周期性变化的特点。与其它振动不同的是，喘振会带来明显的轴向振动，轴位移变大，推力轴承荷载增加。

5.3 预防和应对措施

喘振造成的后果往往非常严重，会使压缩机的转子经受交变应力而断裂，使得压缩机强烈振动，导致密封及轴承损坏，动静部件碰撞，造成严重事故。运行过程中应尽力防止压缩机出现喘振。

预防喘振现象，首先是在压缩机本体设计时加宽稳定操作范围，同时还应当为离心式压缩机组设置防喘振放空或回流旁路。设置回流旁路是目前石油化工装置上离心压缩机组的常用做法。其次是在压缩机性能曲线上保留足够的裕度来设置防喘振控制线。API 617规定以预期的喘振流量的10%来设置防喘振控制线，并在进、出口设置压力变送器、温度变送器、流量变送器，通过防喘振控制器进行防喘振阀门的自动控制。操作人员在开车、停车或者负荷调整操作中应严格遵循“升压过程先升速，降速过程先降压”的原则，负荷调整操作应缓慢、均匀。

喘振发生后，一般不需要马上停车，而应立刻打开防喘振控制阀，加大入口流量，消除喘振现象，这个过程一般由防喘振控制系统自动实现。然后再检查发生喘振的原因，采取相应的消除措施。如果喘振重复出现，或造成了设备损坏，就需要停车检查。