離心壓縮機轉(zhuǎn)子密封碰磨故障的振動特征及診斷

徐朝蓉，徐自力，邱恒斌，趙 宇

（1.西安交通大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，西安 710049；2.西安交通大學(xué) 航天航空學(xué)院/機械結(jié)構(gòu)強度與振動國家重點實驗室，西安 710049）

離心壓縮機轉(zhuǎn)子密封碰磨故障的振動特征及診斷

徐朝蓉1，徐自力2，邱恒斌2，趙 宇2

（1.西安交通大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，西安 710049；2.西安交通大學(xué) 航天航空學(xué)院/機械結(jié)構(gòu)強度與振動國家重點實驗室，西安 710049）

某離心壓縮機試運轉(zhuǎn)階段，在工作轉(zhuǎn)速下出現(xiàn)振動爬升，導(dǎo)致軸振過大，引起機組打閘停機。為消除機組故障，對啟動過程和工作轉(zhuǎn)速下的軸振進行了測試。根據(jù)軸振變化趨勢及對不同轉(zhuǎn)速和不同時刻的振動時域和頻域特征分析，判明該轉(zhuǎn)子故障是由轉(zhuǎn)子和密封碰磨造成的。為驗證故障原因，取出隔板密封和輪蓋密封，使轉(zhuǎn)子無法產(chǎn)生密封碰磨，此狀態(tài)下機組運轉(zhuǎn)良好，說明查找的故障原因正確。調(diào)整機組密封間隙后，轉(zhuǎn)子故障消除，機組運轉(zhuǎn)良好。

振動與波；轉(zhuǎn)子；碰磨；密封；故障診斷

離心壓縮機廣泛應(yīng)用于石油、化工、冶金等領(lǐng)域，在國民經(jīng)濟中占重要地位。為提高機組性能和效率，轉(zhuǎn)子與靜止部件間的間隙越來越小，使得動靜間發(fā)生摩擦的可能性增大。因此，設(shè)計不周或安裝、檢修過程中稍有不慎就可能發(fā)生動靜碰磨。這種摩擦不僅在機組起停過程中會發(fā)生，在空負荷和帶負荷的情況下也會發(fā)生。摩擦嚴重時，可能導(dǎo)致大軸彎曲事故。

多年來，轉(zhuǎn)子與定子的碰磨問題已經(jīng)引起研究者的廣泛關(guān)注[1-3]，文獻[4]對20世紀90年代以前轉(zhuǎn)子定子碰磨的研究成果進行了一個系統(tǒng)總結(jié)。文獻[5]研究了特定系統(tǒng)參數(shù)對轉(zhuǎn)子定子碰磨響應(yīng)的影響以及典型碰磨響應(yīng)行為。文獻[6]運用非線性動力學(xué)理論，對某離心壓縮機建立碰磨運動模型，分析了影響碰磨振動的因素。文獻[7]采用數(shù)值方法研究了轉(zhuǎn)速對轉(zhuǎn)子—軸承—密封系統(tǒng)非線性動力學(xué)特性的影響。文獻[8]研究了轉(zhuǎn)子/定子碰磨響應(yīng)下的全局動力特性。文獻[9]研究了不同條件下碰磨故障振動信號時頻分布特征。在這類問題的研究中，工作轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子—密封碰磨問題沒有引起重視，實際機組中轉(zhuǎn)子—密封碰磨問題仍時有發(fā)生。很多人認為密封齒比較軟，動靜之間一旦摩擦，接觸部分金屬很快便會磨損和熔化，脫離接觸，且認為工作轉(zhuǎn)速已遠離臨界轉(zhuǎn)速，即使有熱彎曲，也不會造成振動惡化。因此，工作轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子密封碰磨故障的診斷有很多人為的干擾和阻力。

本文給出了某離心壓縮機轉(zhuǎn)子密封碰磨的案例，通過軸振的趨勢和時頻特征判明該轉(zhuǎn)子的故障是由于轉(zhuǎn)子和密封碰磨造成的，并用實際機組進行了驗證，確認了轉(zhuǎn)子碰磨故障是由于轉(zhuǎn)子在不平衡作用下，轉(zhuǎn)子動撓度過大，引起轉(zhuǎn)子和密封碰磨導(dǎo)致轉(zhuǎn)子熱彎曲。對機組進行處理后轉(zhuǎn)子運轉(zhuǎn)良好。

1 機組概況及轉(zhuǎn)子振動故障的歷史

某制藥廠一臺工業(yè)用離心壓縮機，吸入氣體溫度為23℃，壓力為85 kPa(A)，進口標態(tài)容積流量為2 800 m3/min。排氣壓力為450 kPa(A)。該壓縮機含有4級離心葉輪，工作轉(zhuǎn)速為5 400 r/min。壓縮機由電機拖動，電機轉(zhuǎn)速為1 500 r/min；中間有增速箱，增速比為3.6，機組的布置如圖1示。

圖1 機組布置圖

用戶在機組安裝完成后，由于轉(zhuǎn)子振動過大，試運轉(zhuǎn)了4次，每次開機后，振動趨勢都很相似，在過臨界轉(zhuǎn)速時，轉(zhuǎn)子振動明顯，過了臨界后，轉(zhuǎn)子振動減小，轉(zhuǎn)速達到工作轉(zhuǎn)速后，剛開始的20～30分鐘左右轉(zhuǎn)子振動正常，但之后軸振開始爬升，又經(jīng)過10～15分鐘后軸振超過報警值，并很快達到停機值，機組自動停機。幾次故障情況大體相似，只是有時排氣端軸承處軸振比進氣端軸承處軸振上升得快，有時進氣端軸承處軸振比排氣端軸承處軸振上升得快。其中1次軸振趨勢如圖2所示。用戶采取了對轉(zhuǎn)子低速動平衡以及調(diào)整轉(zhuǎn)子的不對中等措施，均沒有見效，該壓縮機無法正常運轉(zhuǎn)。

圖2 壓縮機試運轉(zhuǎn)過程軸振趨勢圖

2 振動特征及故障原因分析

為了找到該壓縮機轉(zhuǎn)子振動故障的原因，我們決定對該壓縮機轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進行振動測試，由于測試系統(tǒng)之間的干擾，機組原來安裝的轉(zhuǎn)子振動位移測量的渦流傳感器信號無法直接接到振動信號采集和分析系統(tǒng)。機組上原來沒有預(yù)留更多的安裝渦流傳感器的位置，最終只在出氣側(cè)軸承附近安裝了一個測量轉(zhuǎn)子振動位移的電渦流傳感器。為了排除工況的影響，測試時關(guān)閉了壓縮機的進氣閥。

2.1 振動特征

測試得到的軸振趨勢見圖3，升速過程中不同轉(zhuǎn)速下軸振的時域和頻譜見圖4。達到工作轉(zhuǎn)速后，振動平穩(wěn)階段的軸振頻譜見圖5(a)；振動爬升階段軸振頻譜見圖5(b)。

圖3 具有故障的轉(zhuǎn)子出氣端軸振趨勢圖

分析啟動和運行過程軸振，可發(fā)現(xiàn)以下特征：

(1)軸振趨勢的特征

電機啟動很快，很短時間轉(zhuǎn)子就達到了工作轉(zhuǎn)速。從軸振趨勢圖3可以看到，在升速過程中，當轉(zhuǎn)子過臨界轉(zhuǎn)速時，軸振明顯，但很快恢復(fù)到正常值。達到工作轉(zhuǎn)速后的前13分鐘左右軸振基本正常；隨后軸振開始爬升，大約又過了6分鐘左右，進氣端軸振超過了100 μm，機組自動打閘停機。

(2)升速過程的振動特征

轉(zhuǎn)速達到臨界轉(zhuǎn)速前軸振的時域和頻譜如圖4示，振動成分主要是工頻，約占通頻95%，有少量的2倍頻。在時域圖上看到有稍許削波的現(xiàn)象。

當轉(zhuǎn)速到臨界轉(zhuǎn)速附近時，振動明顯增大，振動成分中工頻占主導(dǎo)，振動基本上是簡單的諧波。

轉(zhuǎn)速超過臨界轉(zhuǎn)速后，振動減小，振動成分中工頻為主，2倍頻成分明顯。軸振不再是簡單的諧波，下波峰上有波動。

(3)達到工作轉(zhuǎn)速后的振動特征

圖4 啟動過程中軸振時域和頻譜圖

轉(zhuǎn)速達到工作轉(zhuǎn)速后的前13分鐘左右，振動的頻譜如圖5(a)所示，振動成分基本上只有工頻。

軸振開始爬升的7分鐘左右，振動的頻譜如圖5(b)所示，振動成分也基本上只有工頻。

圖5 達到工作轉(zhuǎn)速后軸振的頻譜圖

2.2 故障原因初步分析

工作轉(zhuǎn)速下軸振工頻占主導(dǎo)，表明振動很可能是質(zhì)量不平衡引起的強迫振動，引起質(zhì)量不平衡的因素主要有：原始質(zhì)量不平衡、原始的軸彎曲、運行過程轉(zhuǎn)子熱彎曲。從振動趨勢看，剛開始時轉(zhuǎn)子振動并不大，表明軸振不會是原始質(zhì)量不平衡或者原始的軸彎曲造成的，用戶通過檢查也沒有發(fā)現(xiàn)軸彎曲，也做了低速動平衡，但振動故障依然沒有消除，說明了振動爬升不是由于原始質(zhì)量不平衡或原始的軸彎曲。從軸振特征看，軸振慢慢爬升，說明更多原因來自和時間有關(guān)的因素，為了判斷是否和工況有關(guān)，我們在測試前制定方案時，關(guān)閉了進氣閥，因此，不論是在啟動還在是短期運行階段，工況是沒有變化的，因此排除了工況的原因。由此，更傾向于認為是和與密封摩擦引起的轉(zhuǎn)子熱彎曲有關(guān)。由于熱彎曲的時間較短，停機后，轉(zhuǎn)子自動恢復(fù)到正常。

2.3 轉(zhuǎn)子密封碰磨故障的認定

動靜摩擦?xí)r圓周上各點的摩擦程度不同，摩擦嚴重的一側(cè)的溫度高于摩擦輕的一側(cè)。導(dǎo)致轉(zhuǎn)子徑向截面上溫度分布不均勻，造成轉(zhuǎn)子熱彎曲。熱彎曲會產(chǎn)生一個新的不平衡力作用到轉(zhuǎn)子上，和原始不平衡一起引起轉(zhuǎn)子振動，這就是轉(zhuǎn)子碰磨的熱彎曲效應(yīng)。

當工作轉(zhuǎn)速低于臨界轉(zhuǎn)速時，轉(zhuǎn)子振動對摩擦比較敏感。此時由于工作轉(zhuǎn)速低于臨界轉(zhuǎn)速，振動滯后角小于90°。振動高點即摩擦嚴重點，使其溫度高于對面一側(cè)，因此受熱彎曲的影響產(chǎn)生一個熱不平衡量，熱不平衡和原機械不平衡的夾角同樣小于90°。因此，原不平衡與熱不平衡合成后的新不平衡大于原不平衡，這樣就造成了動靜摩擦的進一步加劇，轉(zhuǎn)子越摩擦越嚴重，熱彎曲越來越大，造成惡性循環(huán)。

當工作轉(zhuǎn)速高于臨界轉(zhuǎn)速時，振動滯后角大于90°。摩擦同樣會在振動高點產(chǎn)生一個熱不平衡量。此時熱不平衡和原機械不平衡的夾角同樣大于90°，因此，原不平衡與熱不平衡合成后的新不平衡小于原不平衡，因此振幅會越來越小，不會越摩擦越嚴重。

該轉(zhuǎn)子工作轉(zhuǎn)速為5 400 r/min，第1階臨界轉(zhuǎn)速為2 300 r/min左右，第2階臨界轉(zhuǎn)速為8 700 r/min左右。轉(zhuǎn)子工作轉(zhuǎn)速高于1階臨界轉(zhuǎn)速，而低于2階臨界轉(zhuǎn)速。該壓縮機轉(zhuǎn)子和密封如圖6所示，可見密封碰磨容易發(fā)生在2階不平衡比較敏感的區(qū)段。我們認為摩擦激起了比較大的2階不平衡分量，工作轉(zhuǎn)速下2階不平衡與其引起的振動間的滯后角同樣會小于90°,引起轉(zhuǎn)子越摩擦越嚴重，熱彎曲越來越大，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子振動不斷增大，直到振動超過停機值，機組自動保護打閘停機。

圖6 離心壓縮機轉(zhuǎn)子密封的示意圖

3 故障的驗證及處理

3.1 故障原因的實驗驗證

通過對試運轉(zhuǎn)過程軸振的時域和頻譜分析，根據(jù)現(xiàn)場機組檢查結(jié)果，以及轉(zhuǎn)子碰磨的有關(guān)理論，我們判斷轉(zhuǎn)子振動故障是由于轉(zhuǎn)子和密封摩擦造成的。為驗證該判斷是否正確，我們決定先去掉一二級級間密封、段間密封、三四級級間密封、各級輪蓋密封進行試運行。經(jīng)過1小時40分鐘左右的試運行，機組無密封試運轉(zhuǎn)過程的軸振趨勢見圖7，從圖上可以看到出氣端軸承附近軸振都小于25 μm。升速過程中軸振的頻譜見圖8，從圖上可以看到，振動成分中工頻占主導(dǎo)，2倍頻和3倍頻也非常明顯。達到工作轉(zhuǎn)速的軸振頻譜中，振動成分中工頻占主導(dǎo)，幾乎沒有其它頻率成分。經(jīng)過試運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)子沒有再出現(xiàn)振動爬升的現(xiàn)象，我們對機組進行了無故障停機。

圖7 機組無密封試運轉(zhuǎn)過程中的軸振趨勢圖

圖8 無密封試運轉(zhuǎn)過程中的軸振頻譜圖

確認了轉(zhuǎn)子的故障是由于轉(zhuǎn)子和密封碰磨，熱效應(yīng)激起了比較大的2階不平衡分量，引起了比較嚴重的熱彎曲振動。

碰磨的原因是該壓縮機轉(zhuǎn)子在不平衡力作用下，轉(zhuǎn)子有較大的動撓度，造成轉(zhuǎn)子和密封摩擦，引起轉(zhuǎn)子熱彎曲和熱不平衡失穩(wěn)。

3.2 故障處理

由于轉(zhuǎn)子無法改變，我們對轉(zhuǎn)子徑向間隙大小進行了調(diào)整，將一、三級葉輪與輪蓋密封的動靜間隙由0.25 mm～0.35 mm改為0.35 mm～0.50 mm，二、四級葉輪與輪蓋密封的動靜間隙由0.25 mm～0.35 mm改為0.50 mm～0.65 mm；一二級級間密封、段間密封、三四級級間密封的動靜間隙統(tǒng)一按0.25 mm～0.32 mm裝配。

密封修復(fù)后，對機組進行試運轉(zhuǎn)過程的軸振趨勢見圖9，從圖上可以看到出氣端軸承附近軸振都小于20 μm。升速過程的軸振頻譜中，振動成分中工頻占主導(dǎo)，2倍頻也很明顯。達到工作轉(zhuǎn)速后的軸振頻譜中，振動成分中工頻占主導(dǎo)，幾乎沒有其它頻率成分。經(jīng)過試運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)子沒有再出現(xiàn)振動爬升的現(xiàn)象，說明故障原因分析正確和處理措施得當。

圖9 機組修復(fù)后運轉(zhuǎn)過程軸振趨勢圖

4 結(jié)語

對某臺離心壓縮機組故障轉(zhuǎn)子振動進行了測試，通過對啟動過程和工作轉(zhuǎn)速下的軸振變化趨勢以及對不同轉(zhuǎn)速和不同時刻的振動時域特征和頻譜特征的分析，判明該轉(zhuǎn)子故障是由于轉(zhuǎn)子和密封碰磨造成的。該轉(zhuǎn)子工作轉(zhuǎn)速小于第2階臨界轉(zhuǎn)速。機組1、2級級間密封和1、2級輪蓋密封及3、4級級間密封和3、4級輪蓋所在位置處于轉(zhuǎn)子2階不平衡敏感的區(qū)段，這兩個部位的摩擦導(dǎo)致的熱彎曲引起比較大的2階不平衡量，2階不平衡量與其引起的振動間的滯后角小于90度，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子越磨越嚴重，最后，轉(zhuǎn)子由于熱彎曲導(dǎo)致振動失穩(wěn)超標，機組停機。退出隔板密封后轉(zhuǎn)子運轉(zhuǎn)良好，沒有出現(xiàn)故障特征，驗證表明查找的轉(zhuǎn)子故障原因正確。最后，調(diào)整密封間隙后，轉(zhuǎn)子振動故障消除，機組運轉(zhuǎn)良好。

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Vibration Characteristics and Diagnosis of the Impact-rubbing Fault between Rotor and Seal for a Centrifugal Compressor

XU Zhao-rong1,XU Zi-li2,QIU Heng-bin2,ZHAO yu2
(1.School of Energy and Power Engineering,Xi’an Jiaotong University,Xi’an 710049,China; 2.State Key Laboratory for Strength and Vibration of Mechanical Structures, School ofAerospace,Xi’an Jiaotong University,Xi’an 710049,China)

During the trial operation stage of a centrifugal compressor,the shaft vibration kept increasing when the compressor was operating at the normal working speed,which would cause the power supply shut-down due to the overlarge vibration.In order to eliminate the faults in the compressor unit,the shaft vibrations in starting process and operation at the normal working speed were measured.Through the analysis of the variation trend and the characteristics of the shaft vibration in time domain and frequency spectrum at different rotating speed and different time,it was concluded that the rotor fault was due to the impact-rubbing between the rotor and the seal.In order to verify the fault reason,the diaphragm seal and impeller seal were removed so that the impact-rubbing between the rotor and the seal was avoided.The unit was found to operate well in this state.This test process shows that the fault reason is pertinent.After the seal gap was adjusted, the vibration fault of the unit disappeared.

vibration and wave;rotor;impact-rubbing;seal;fault diagnosis

TH452

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.03.038

1006-1355(2015)03-0177-04

2015－01－05

國家973計劃資助項目(2011CB706505)；國家自然科學(xué)基金項目（51275385）

徐朝蓉（1971－），女，河南遂平人，學(xué)士，工程師。研究方向：離心壓縮機優(yōu)化設(shè)計。

徐自力，男，教授，博士生導(dǎo)師。E-mail:zlxu@mail.xjtu.edu.cn