离心压缩机振动故障综合分析

1、转子不平衡引起的振动

离心压缩机的转子由于受到材质和加工装配技术等各方面的影响，转子上的质量分布对轴心线成不均匀分布，或认为转子的质量中心与旋转中心之间总是有偏心距存在。因此，转子在高速旋转时将产生周期性的离心力、离心力矩或两者兼有，这种交变的离心力或离心力矩就会在轴承上产生动载荷，也就会引起压缩机的振动。

转子不平衡是引起压缩机振动的Z主要、Z常见的原因。

1.1.1 转子不平衡的原因

1.设计问题：

（1）旋转体几何形状设计不对称，重心不在旋转轴线上。

（2）在转子内部或外部有未加工的表面，引起质量分布不匀。

（3）零件在转轴上的配合面粗糙或配合公差不合适，产生径向或轴向摆动。配合过松时，高转速下转子内孔扩大造成偏心。

（4）轴上的配合键装于键槽，形成局部金属空缺。

（5）轴上转动部件未对称安装，且有配合间隙。

2.材料缺陷：

（1）、铸件有气孔，造成材料内部组织不均匀，材料厚薄不一致如：焊接结构由于厚度不同而造成质量不对称。

（2）、材料较差，易于磨损、变形造成质量分布不匀。

3.加工与装配误差：

（1）焊接和浇铸上的造型缺陷。

（2）切削中的切削误差。

（3）叶轮在装配时配合误差的累积，引起重心偏移，因此对于高速转子每装上一个叶轮需要进行一次动平衡。

（4）材料热处理不符合条件要求，或残余应力未消除加工和焊接时的扭曲变形，使转子永久性变形。

（5）配合零件不一致造成质量不对称。如：螺孔深度或螺钉长度不一致等。

（6）联轴器不对中，对于其中一个转子来讲，一种平行不对中相当于对转子加了一个不平衡负荷。因此也表现出不平衡的特征。

4.动平衡的方法不对

对于挠性转子，其工作转速下的振型与其一阶振型有显著差别。因此仅在低速下对转子做动平衡，在高速下仍会发生很大的振动。

1.1.2 转子不平衡的主要振动特征

1.振动的时域波形为正弦波。

2.频谱图中，谐波能量集中于基频。

3.当转动频率小于固有频率时，振幅随转动频率的增加而增加；当转动频率大于固有频率后，转动频率增加时振幅趋于一个较小的稳定值；当转动频率接近于固有频率时，振幅具有Z大峰值。

4.当工作转速一定时，相位稳定。

5.转子的轴心轨迹为椭圆。

6.转子的进动特征为同步正进动。

7.振动的强烈程度对工作转速的变化和敏感。

8.质量偏心的矢量域稳定于某一允许范围内。

1.1.3 转子不平衡的故障甄别及处理措施

一般而言，工频谱线或一次谐波表示转子不平衡，但这不是的。

对于刚组装完成的压缩机机组，要确诊是不是由于动平衡引起的振动过大，应与下列情况加以区别：

（1）对刚性转子，要排除是否遇到了转子的临界转速问题，这就需要通过瀑布图或波特图等来分析，确定转子的固有频率，看是否与压缩机的工作转速相近。

（2）工频分量过大时，还应注意是否遇到了基础共振，这就需要进行相位分析来进一步确诊。基础共振使机组各点都以同一频率和相位进行，而由不平衡引起的振动，在顺着旋转方向上各点的振动存在着相位差。

（3）当用涡流传感器测振动位移时，工频成分也有可能是由于测振部位处轴颈加工不同心或有椭圆度、表面剩磁等造成的假振动，需用降低转速的办法来检查，如果低速时振幅与高速时振幅相近，很可能是一种假振动。因此，要判断是否转子不平衡引起的振动，除了根据转子不平衡振动的主要特征外，还要看其敏感参数，如表1-1 所示。

表1－1 转子不平衡振动的主要敏感参数

对于确认的转子不平衡振动故障，则应该查找不平衡的原因，可从如下几个方面入手并加以解决：

（1）检查转子上各零部件是否有松动。

（2）检查转子上是否有结构不对称的地方。

（3）重新对转子做动平衡校验。

2、转子不对中引起的振动

压缩机组通常都由电机或汽轮机、变速机、压缩机组成，机组各转子之间由联轴器连接而构成轴系，传递运动和扭矩。由于机器的安装误差、机组承载后的变形以及机组基础的沉降不均等原因，往往造成机器工作时各转子的轴线之间产生轴线平行位移、轴线角度位移或综合位移等对中变化误差。转子系统不对中将产生一系列有害于机组的动态效应，导致压缩机发生异常振动。转子系统不对中的故障发生的比较多，因此需要认识转子系统不对中故障的机理和表现出来的现象，能够准确诊断这种故障。

1.2.1 转子系统不对中的形式

图2-1 转子不对中的形式

1.2.2 转子不对中故障的诊断及特征

转子不对中的轴系，不仅改变了转子轴颈与轴承的相互位置和轴承的工作状态，同时也降低了轴系的固有频率。轴系由于转子不对中，使转子受力及支承所受的附加力是转子发生异常振动和轴承早期损坏的重要原因。

转子不对中的转子系统的主要振动特征为：

1）振动频率是转子工作频率的2倍；

2）由不对中故障产生的对转子的激励力幅，随转速的升高而加大；

3）激励力幅与不对中量成正比，随不对中量的增加，激励力幅呈线性加大；

2.转子不对中引起的故障及特征

1)改变了轴承的油膜压力, 负荷较小的轴承可能引起油膜失稳, 因此, 出现Z大振动往往是紧靠联轴器两端的轴承。

2)不对中引起的振幅与转子的负荷有关, 随负荷的增大而增大, 位置低的轴承振幅比位置高的轴承大, 因为低位轴承被架空, 油膜稳定性下降。

3)平行不对中主要引起径向振动, 角不对中主要引起轴向振动。

4)不对中使联轴节两侧产生相位差。

5)从振动频率上分析, 不同形式的不对中产生不同的频率。

2. 2判断不对中故障的方法

1)观察轴承油膜压力随负荷的变化量, 油膜压力增大, 意味着轴颈与轴承下半的内表面的间隙减小, 反之间隙增大。

2)测量机组热态时的对中情况。

3)利用振动信号判断不对中状况是目前的常用方法, 即根据前面介绍的不对中的特征进行判断。往往振动带有多种因素, 既要测径向振动和轴动向振动, 也要测相位, 通过多方面的信息, 才能正确判断。

3.油膜振荡

油膜振荡是高速滑动轴承的一种特有故障, 它是由油膜力产生的自激振动。转子发生油膜振荡时输入的能量很大, 引起转子轴承系统零部件的损坏,甚至整个机组的毁坏, 因此必须深入了解有效防治。

3.1油膜振荡的机理

3.1.1半速涡动与油膜振荡

有些轻载转子, 半速涡动在较低转速就产生了,从而使转子变为不稳定, 但由于油膜的刚性和阻尼作用, 抑制了涡动幅度, 使转子仍能平衡工作。但随着转速的升高, 半速涡动幅值逐渐增加, 直到转速升高到临界转速的两倍附近时, 涡动频率与转子一阶自振频率重合。转子轴承系统发生强烈的油膜共振, 这种共振涡动称为油膜振荡, 其频率为转子的一阶自振频率。

3.1.2油膜振荡的特征

油膜振荡往往来势很猛, 瞬时振幅突然升高, 很快发生局部油膜破裂。引起轴颈与轴瓦间的磨擦,发生吼叫声, 严重损坏轴承和转子。判别是否发生油膜振荡是从振动频率是否接近转速的1/2, 但必须与动静磨擦区分开来, 动静磨擦也发生半频振动。首先, 观察振动频率是否发生在一阶振动频率上; 其次判别是否存在油膜半速涡动, 一般情况下Ω/ω的比值在一定转速范围内是不变的。频谱、轴心轨迹及波形特征是:

(1)较大的径向振动。频谱中有明显而稳定的涡动频率分量可能有高次谐波分量;

(2)轴向振动在涡动频率处的分量较小;

(3)若在一阶临界转速频率处出现峰值, 则表明已出现油膜振荡; 

(4)轴心轨迹呈现双椭圆或紊乱不重合, 轴心轨迹呈现内“8”字形; 

(5)时域波形中稳定的周期信号占优势, 每转一周少于一个峰值,没有较大的加速度冲击现象。

3. 2油膜振荡的防治措施

1)避开油膜共振区: 使压缩机工作转速避免在一阶临界转速的2倍附近运转。

2)增加轴承比压: 即增加轴瓦工作面上单位面积所承受的载荷。增加比压就等于增加轴颈的偏心率, 提高油膜的稳定性。

3)减少轴承间隙: 轴承间隙减小, 侧可提高发生油膜振荡的转速。

4)控制适当的轴瓦预负荷: 预负荷为正值, 就是轴瓦内表面上的曲率半径大于轴承内圆半径, 等于起到增大偏心距的作用。

5)选用抗振好的轴承: 圆柱轴承抗抗性Z差,其次是椭圆轴承Z好的是三油楔和四油楔轴承。

6)调整油温: 升高油温, 减小油的粘度, 可以增加轴颈在轴承的偏心率, 有利于轴颈稳定。

4.转子与气封间的磨擦

为了提高离心压缩机的效率, 往往把密封间隙、叶轮顶间隙做得较小, 以减小气体的泄漏, 但是小间隙除了会引起流体动力激振外还容易发生转子与气封的磨擦。转子与气封的磨擦有两种: 一种是转子转动过程中, 转子与气封发生局部碰磨。另一种是转子与气封发生大弧度磨擦接触。

4.1发生局部碰磨的特征

发生局部碰磨时, 接触力和转子运动之间为非线性关系, 使转子产生次谐波和高次谐波振动。局部碰磨一般是不对称的非线性振动, 因此多数情况下产生转速频率的1/2次谐波振动, 当转速高于转子一阶自振频率的2倍时, 就会产生共振。

4.2发生大弧度磨擦振动的特征

1)大弧度磨擦甚至整周磨擦, 会产生很大的磨擦力, 使转子由正向涡动变为反向涡动。转子发生大面积磨擦时, 在波形图?就会发生单边波峰“削波”现象。在双综示波器上观察转子的进动方向,如果出现由正向进动, 变为反向进动, 就表示转子发生了全磨擦。

2)在刚开始发生磨擦接触时, 由于转子的不平衡, 转速频率成分幅值较高, 高次谐波中第二、第三次谐波一般并不高, 第二次谐波幅值必大于第三次谐波。随着转子接触弧的增大, 磨擦起到附加的支撑作用, 转速频率幅值有所下降, 二、三?谐波幅值,由于附加非线性作用而明显增加。

5.旋转脱离与喘振

5.1旋转脱离机理

当离心式压缩机工况发生变化时如果流过压缩机的量减小到一定程度, 进入叶轮或扩压器的气流方向发生变化, 气流向着叶片工作面产生冲击, 在叶片非工作面上产生很多气流旋涡, 旋涡逐渐增多, 使流道流通面积减少。假如2 流道中旋涡较多, 多余的气体就会进1和3叶道, 进入1 叶道的气体正好冲击叶片非工作面, 使旋涡减少, 而进入了叶道的气体冲击工作面使旋涡增多, 堵塞流道的有效流通面积, 迫使气流折向其它流道如此发展下去, 旋涡组成的气团转速反向传播, 并产生振动。

5.2旋转失速的类型及特征

1)类型: 旋转失速有渐进型和突变型两种。渐进型失速是随气量的减小, 气流堵塞区所占的面积是逐渐扩大的; 突变型失速是在气量减少到一定程度后失速区迅速扩大, 占据较大面积, 更容易产生较大的气流脉冲, 会引起强烈的机器和管道的振动。

2)特征: (1)失速区内气体减速流动, 依次在各个叶道内出现与旋转方向相反做环向移动, 叶轮内压力是轴不对称的。(2)旋转失速产生的振动基本频率, 叶轮失速0. 5~ 0. 8转速频率扩压器失速在0. 1~ 0. 5转速频率。(3)压缩进入旋转失速后, 压力发生脉动, 但流量基本不变。(4)旋转失速引起的振动,强度比喘振小。

5.3喘振

喘振是突变型失速的进一步发展。当气量进一步减小时, 压缩机整个流量被气体旋涡区所占据, 这时压缩机出口压力会突然下降。但是有较大容量的管网压力并不会马上下降, 出现管网气体向压缩机倒流现象。当管网压力下降到低于压缩机出口压力时, 气体倒流停止, 压缩机又恢复到原来压力后, 又会出现整个流道内的旋涡区。这样周而复始, 出现了压力和流量周期性的脉动, 并发出低频吼叫, 机组产生剧烈振动。振动振幅和频率与管网容积大小密切相关。管网容量越大, 喘振频率越低, 振幅越大。多数大容量机组的振动频率< 1Hz。

喘振产生的原因是:

1)  压缩机转速下降而出口压力未下降;

2)  管网压力升高;

3)  压缩机流量下降;

4)  压缩进气温度高;

5)  分子量减小;

6)  压缩机进气压力下降或入口管网阻力增大。

（来源：煤化工联盟）