离心压缩机的振动与改进

江玉川

（伊犁新天煤化工有限责任公司，新疆伊宁 835000）

0 引言

石化企业大型重油的催化裂化装置应用D250-14 型号的离心式压缩机。装置开工以来机组运行不稳定，经常由于振动异响停机，影响催化装置的生产，导致企业经济效益下滑。

1 结构特征与参数

1.1 结构特征

D250-14 型号的压缩机组成：齿轮单级增速悬臂式风机，叶轮装于高速轴上，电机和齿轮箱低速轴（小齿轮）由柱销联轴器相连，高速轴为三油楔轴承。压缩机的结构见图1。

1.2 主要参数

介质空气；轴功率500 kW；额定轴功率514 kW；电机转速2975 r/min；主轴转速7583 r/min；入口压390 kPa；出口压480 kPa；最大入口流量550 Nm3/min；计算临界转速：nc1=7074 r/min；nc2=33270 r/min。

2 机组故障

2.1 故障的表现

图1 压缩机结构

压缩机组刚运行时发现强烈异响，管道、箱体振动，机器存在间歇性振动。振动剧烈时，机组、蜗壳、齿轮箱、管线大幅度振动，声音惊人，压缩机被迫终止运行。手持型测振仪测量高速轴承箱体的振动，振动速度值18 mm/s，振幅120 μm。3月10日，机组再次强烈振动，测量高速轴的叶轮端轴承座振动，水平振动的频谱见图2。

工频幅值突出，占通频幅值的7/10，出现明显的半频、二倍频以及3/2 中间谐波，未发现齿轮啮合频率。开箱检查，齿轮啮合面正常，高、低速轴瓦损坏，尤其是高速轴的叶轮端轴瓦。①瓦面存在较大磨损、熔化；②局部分巴氏合金层脱落；③瓦面松动、开裂。经过大修，压缩机第一次试机，发出巨大振动与吼叫声，随即停机。启动时记录的频谱见图3。

图2 高速轴叶轮端水平振动频谱

图3 高速轴叶轮侧水平振动频谱

振动速度的通频幅值18.17 mm/s，（工 频127 Hz，17.98 mm/s）是代表性的同频振动。可能受到轴变弯曲、转子质量偏心、角对中不良、转子不平衡、轴磁化、轴偏心、相邻振源、机壳变形因素影响。

2.2 故障分析

大修离心式压缩机，更换旧轴瓦，对转子做动平衡，非叶轮端振动速度值0.7 mm/s，叶轮端振动速度值1.3 mm/s，均<1.8 mm/s（标准振动速度值），可排除由于齿轮偏心啮合、转子不平衡引发的同频振动。测量振动发现速度上升期间，机组转速升到接近最大转速时，振动明显增大，以1 倍频为主，可能是临界不平衡现象，机组的运行速度接近临界转速产生强烈异响。

2.2.1 计算隔离裕度

为抑制压缩机的共振，对转子动力学设计时，机组转子的工作转速n 脱离了临界转速ncl理论范围，即隔离裕度。压缩机的隔离裕度计算见式（1）。

隔离裕度较小。工作转速在一阶临界转速以上转动的柔性轴，规定工作转速n 满足式（2）。

式（2）为经验公式，结构设计时要密切关注。按照厂家要求的临界转速计算，压缩机n/nc1=7583/7074=1.07＜1.3。工作转速与临界转速接近，转子运行落于强振区。转子振动幅频曲线见图4。

2.2.2 临界转速改变的影响

临界转速与转子形状、材料、结构、大小、工作环境、支承状况相关。计算透平压缩机临界转速近似值时，假设支座为绝对刚性，实际轴承多为弹性支座，轴承油膜的刚性程度伴随转速改变。轴承形式、轴瓦间隙、油温波动影响支承及油膜的刚度，还影响到转子的临界转速，临界转速具有特定的波动范围，实际运行时才会测出精准的临界转速。机组的机级隔离裕度偏小，临界转速的不稳定性，导致压缩机的转速接近临界转速。

图4 转子振动幅频曲线

2.2.3 现象的分析

（1）压缩机工作在临界转速周边，振动很大（高速轴承座振速8 mm/s：低速轴承座振速4 mm/s）。临界转速微小的波动，等于工作转速时产生共振，轴颈、轴瓦之间强烈碰摩，机组发出吼叫。

（2）主振频率设置为转速频率。频谱图中的工频分量最突出，轴瓦、转子间的碰摩存在，并在机器不断振动时，轴瓦受损，间隙变大、支承松动，易产生中间谐波、倍频。

（3）风机侧易发生共振。高速轴的叶轮侧轴瓦两端分别为配重部分、悬臂叶轮，二者占据转子总重量的7/10，轴瓦的负载较大，振动的时候产生强大的冲击力，振动时受损严重。

3 解决方案

（1）临界转速的调节。若工作转速改变困难，则调整临界转速，增大隔离裕度。

按照简化后的临界转速公式（3）：

式中 G——转子重量，kg

D——转子直径，mm

E——材料弹性模量，MPa

从（3）式可知：临界转速与轴径成正比。不能增加转子轴径，让临界转速提升。可以减小轴径，让临界转速下降。在刚度、强度允许的情况下可以实现。通过计算，减少原轴颈（r=100 mm）到（r=80 mm），经过计算机程序计算，临界转速从原来的7074 r/min 可以调节为6436 r/min，隔离裕度15.1%。该隔离裕度达到API617 的相关标准。

（2）优化高速轴承结构，更新三油楔轴承为四油楔轴承，增强稳定性。轴颈变小，需重新设计轴瓦大小，因轴承载荷未发生变化，当轴径从100 mm 变为80 mm 时，轴承比压增加，偏心率增大，轴承承载能力增加，提升油膜的稳定性。通过相关的计算，3 油楔、4 油楔的轴承数据见表1，其中K 为油膜刚度系数，C 为阻尼系数。

表1 轴承数据

4 油楔轴承从刚度、承载能、阻尼方面，优于3 油楔轴承。将3 油楔轴承变为4 油楔轴承可以增强轴承运行的稳定性能。

（3）优化效果。对高速轴转子改造，2016年秋季，压缩机试车，振幅值全面下降，最大振动速度值1.472 mm/s，振幅值121 μm，振动频谱见图5。负荷开车运行良好，开、停机多次未出现异常，至此，压缩机振值超标等问题已经得到有效地解决。

4 结束语

压缩机强烈异响的原因在于工作转速与1 阶临界转速接近，隔离裕度较小。如果隔离裕度小，临界转速可能对机组的振动产生很大影响。可减小轴径直径，降低1 阶临界的转速，使隔离裕度增大。将3 油楔轴承改造为4 油楔轴承，增强转子的稳定性能。

图5 改造后的高速轴叶轮侧水平振动的频谱