PTA裝置空壓機組振動原因分析及解決措施①

楊 超

(中國石油化工股份有限公司天津分公司)

TC-201空氣壓縮機組是天津石化PTA裝置的關鍵設備，該機組為四級離心式壓縮機，由蒸汽透平機TB-1132、壓縮機TC-201和尾氣膨脹機TB-1131三機組組成，它為氧化反應提供所需的空氣。機組自2008年檢修以來，在啟停機過程中頻繁出現VI-1262軸承振動高報警問題，給機組運行帶來了安全隱患。經過查閱資料、運用S8000在線狀態監測系統，對空壓機組運行狀況進行綜合分析，找出了軸振動高的根本原因，并采取了機組在線動平衡的解決措施，保證了機組的長周期穩定運行。

1 TC-201機組簡介

TC-201空氣壓縮機組，靠氧化反應產生的尾氣和自產蒸汽，通過尾氣膨脹機TB-1131和蒸汽透平機TB-1132來驅動(開車時用外供蒸汽來驅動)，額定流量為99 660Nm3/h，最大額定軸功率為11 550kW(其中蒸汽透平機輸出功率為8 150kW，尾氣膨脹機輸出功率3 400kW)。

蒸汽透平機和尾氣膨脹機通過齒輪同時驅動一臺四級離心式壓縮機(結構形式為H型)，壓縮機通過一個大齒輪軸接受驅動力(齒輪軸通過鼓膜式聯軸器連接)，再傳遞給兩個小齒輪軸，小齒輪軸的兩端分別裝有一個三元開式葉輪，每個葉輪即為一級，分別為壓縮機的一、二級和三、四級，逐級對空氣進行壓縮，達到工藝要求，調節方式為進氣導葉調節。機組振動測點共有28個，具體分布如圖1所示。

2 TC-201機組檢修情況

2008年機組解體檢修，TB-1132轉子清洗、送杭州汽輪機廠進行低速動平衡試驗，發現不平衡量340kg,∠30°左右，對轉子進行處理，在低壓端增加了一顆配重螺釘，高壓端去除殘余量。大修以后，TC-201機組在幾次啟停車過程中發現，測點VI-1262振動偏高，啟機過程中一度報警，最高值達到110μm(聯鎖停機)，后采取壓縮機升壓啟動，視振動情況調整PC-1260閥的開度，控制機組壓力，達到工作轉速后仍然在55μm之上運行，對機組的整體穩定運行造成了隱患。

2009年針對機組VI-1262測點振動問題進行停機檢修，在降壓停車過程中VI-1262出現聯鎖停機。檢修過程中發現VI-1262間隙超標、磨損，VI-1266 、VI-1267薄壁瓦磨損，檢修更換了VI-1262 、VI-1266 、VI-1267 3塊軸瓦，找正數據全部符合設計標準。機組試車過程中， VI-1262A振動125μm、VI-1262B振動115μm，機組聯鎖停機。再次啟動采取壓縮機升壓啟動，視振動情況調整PC-1260閥的開度，控制機組壓力，在啟動的過程中，VI-1262A振動達到85μm出現報警，當轉速達到4 410r/min時，VI-1262A振動65μm、VI-1262B振動55μm，升壓達到0.9MPa時，機組振動趨于穩定。

圖1 機組結構及振動測點布置

3 TC-201機組振動綜合分析

振動是旋轉機械的常見故障，引起機組振動的原因也是多方面的，根據查閱相關資料[1]，將振動原因分類如下：

a. 轉子不平衡引起的振動；

b. 軸系不對中引起的振動；

c. 滑動軸承與軸頸偏心引起的振動；

d. 零部件松動引起的振動；

e. 摩擦(如密封件摩擦、轉子與定子摩擦等)引起的振動；

f. 滾動軸承損壞引起的振動；

g. 滑動軸承油膜渦動和油膜振蕩引起的振動；

h. 空氣動力和水力等原因引起的振動；

i. 軸承座剛度不對稱引起的振動。

針對TC-201機組VI-1262軸系振動高的問題，曾先后與西安交大、日本三菱、阿爾斯通創維實多方進行交流討論，同時查閱相關資料[2]，給出的結論也各不相同，具體結論有軸系不平衡、軸承剛性不足、聯軸器變形及軸系不對中等問題。

4 精密分析

針對TC-201機組現場運行情況，參考交流討論結果，再根據透平轉子單獨做動平衡試驗，檢修更換新VI-1262軸瓦、機組重新找正后振動情況，排除軸承磨損、聯軸器變形、軸系不對中等原因，初步得出結論應該是軸系不平衡占主導因素。為驗證此結論，需要通過具體運行數據并結合頻譜圖、軸心軌跡、二維全息譜及三維全息譜等圖譜進行全面分析。

TC-201機組的汽輪機軸系測點主要由VI-1260A/B、VI-1261A/B、VI-1262A/B、VI-1263A/B 8 個測點組成，具體分布如圖 2所示。由于汽輪機與壓縮機小齒輪側采用剛性聯軸器連接，且兩個半聯軸器中間有一根長達3m的空心軸，故整個軸系為一個細長軸系。8個測點軸振數據見表1。

圖2 機組振動異常測點位置

測點部位通道名稱通頻振動值μm轉頻幅值,相位μm,(°)轉速r·min-1汽輪機軸電機側VI-1260A15.148.04,∠14.104408VI-1260B12.166.13,∠122.674408汽輪機軸聯軸器側VI-1261A17.4213.56,∠77.194408VI-1261B12.766.40,∠220.194408壓縮機小齒輪側VI-1262A61.8653.58,∠316.794408VI-1262B52.9645.84,∠201.154408壓縮機大齒輪側VI-1263A19.3712.04,∠16.164408VI-1263B20.4010.01,∠358.064408

針對機組的汽輪機軸系振動問題，筆者有針對性地截取關鍵圖譜(圖3～10)。從這些圖譜中分析機組目前運行狀況為：汽輪機4個測點總體運行較平穩，振動通頻值不超過20μm，頻譜上除工頻外，高倍頻能量居多，機組存在原始的不平衡和輕微動靜部件碰磨。

圖3 測點VI-1261A/B頻譜圖

圖4 測點VI-1261A/B原始軸心軌跡與合成軸心軌跡

圖5 測點VI-1262A/B頻譜圖

圖6 測點VI-1262A/B二維全息譜

圖7 測點VI-1262A/B原始軸心軌跡與合成軸心軌跡

圖8 測點VI-1263A/B頻譜圖

圖9 測點VI-1263A/B原始軸心軌跡與合成軸心軌跡

圖10 測點VI-1260A/B、VI-1261A/B、VI-1262A/B、

圖3、4分別列出了 VI-1261A/B 的振動頻譜圖和軸心軌跡圖譜。從頻譜圖上可以看出，頻率成分除了包含有不平衡引起的1倍頻外，還包含有 2倍、3倍等高頻成分，頻率成分相當豐富，不僅如此，譜圖上還出現次諧波，VI-1261B 頻譜上尤為明顯，約為 1/3 諧波。在合成軸心軌跡上，尖點現象更為突出，因此更加明確除了不平衡故障外，動靜摩擦已經存在。圖 5為汽輪機軸靠壓縮機端測點 VI-1262A/B 的振動頻譜圖，諧波能量主要集中于1倍頻(73.5Hz)處，并且在各自的頻譜圖上存在一些高頻成分，在 VI-1262B 頻譜上尤為突出。頻率成分反映到二維全息譜上，可以看出，轉頻分量較大，呈橢圓狀，說明轉子支承系統存在各向異性。同時，2倍、3倍高頻分量也較為明顯，且 2倍頻橢圓偏心率很大，如圖6所示。綜合以上信息，進一步確定轉子故障為不平衡，并且帶有一定量的動靜部件碰磨。圖7給出了測點軸心軌跡圖，從圖中可以看出轉子軸心軌跡大致呈橢圓形，并且帶有尖點，所以進一步證明了上述推測的可實性。 圖8、9分別列出了 VI-1263A/B 的振動頻譜圖和軸心軌跡圖譜，可以看出，工頻振動明顯，占主導地位，同時，高階頻率成分也是相當豐富。VI-1263A 頻譜圖存在1/5 次諧波成分，VI-1263B 頻譜圖含有約 1/5 和 1/4 諧波分量。同樣，合成軸心軌跡尖點明顯，VI-1263A/B 測點的圖譜也證明了以上推斷的正確性。從圖10的三維全息譜可以看出，該軸系存在軸系不平衡，不僅有力分量引起的不平衡，而且還有力偶分量存在，在做降振處理時，需考慮整個軸系的振動情況，故考慮采用全息軸系動平衡法。

經過對測點 VI-1260、VI-1261、VI-1262、VI-1263 進行頻譜、軸心軌跡、二維全息譜、三維全息譜分析，結合軸系典型故障特征，判斷機組存在軸系不平衡和輕微動靜部件碰磨，需要對轉子做軸系動平衡及軸瓦檢查。

5 TC-201機組振動高的解決措施

TC-201 機組汽輪機軸振動測點VI-1262A/B 振動異常，經過精密診斷確定為軸系不平衡，最后決定制定VI-1262軸系在線動平衡方案及解決措施。停機檢修，對汽輪軸進行在線動平衡，同時更換VI-1262軸瓦。

5.1 檢修方案制定

經過查閱圖紙及現場確認，在聯軸器兩端和中間位置，分別預留24個M16配重螺栓孔，在圖11中平衡面A(與小齒輪側相連的半聯軸器徑向)、平衡面B(中間軸的圓周方向，已預留平衡孔)、平衡面C(與汽輪機轉子相連的半聯軸器徑向)位置，可以根據軸系振動情況，選取適當位置增加配重，考慮VI-1262A/B振動表現突出，決定首選A平衡面處添加配重進行單面平衡，視效果再定下一步加重方案。

5.2 尋找物理鍵相

手動電盤車找鍵相，利用萬用表測間隙電壓，當表值顯示最大值時，確定物理鍵相的位置。此軸鍵相位置與VI-1262B 傳感器位置重合，用信號筆在軸上作標記，此標記是顯示轉子物理方位的標記，作為確定加重位置的標準。

5.3 機組在線動平衡

經過現場采集數據分析，綜合考慮軸系平衡問題，根據現有振動數據，運用經驗公式進行計算。試加重量的計算公式為：

(1)

式中m——試重，g；

M——轉子質量，kg；

r——試重安裝半徑，mm ；

X——初始振幅，μm。

試加重量的角度計算公式為：

β=α+γ-φ+180

(2)

式中α——相位；

β——試重角度；

γ——測振傳感器與鍵相傳感器的夾角(以鍵相傳感器為起點，逆轉向度量)；

圖11 VI-1262軸系平衡面位置

φ——滯后角。

在振動相位已知的前提下，試加重量的角度由機械滯后角確定。試重角度β是指：以鍵相傳感器位置為起點，逆轉向轉過β角度。由以上公式及原始振動相位，并且根據轉子及支承情況選定滯后角為45°，計算試重角度。

5.3.1第1次配重(試重)

試重加載以后啟機，由 500r/min開始升速，發現 VI-1262A/B 的起始振動較大，均有32μm 之多，在一階臨界轉速 2 200r/min之前， 隨著轉速升高，振動幅值和相位均沒有大的變化，比較穩定；到達一階臨界時，幅值上升至 40μm 以上；通過二階臨界以后，幅值繼續上升，至 4 300r/min時報警，運行3min后，振幅降到警線以下，但仍保持很高的幅值。在工作轉速為4 410r/min時，加試重前后各測點振動數據作三維全息譜圖如圖12所示。

圖12 加試重 30g∠0°前后各測點三維全息譜

由圖12可以看出，加試后 VI-1262A/B 測點處的振動值比平衡前有所下降，其他測點處變化不大，通過加載試重前后數據計算，進行第2次平衡。

5.3.2第2次配重

根據平衡前后數據進行計算，得第2次加重量為：84g∠325°。綜合考慮配重面實際情況，最終定下第2次加重量為：80g∠330°。

經過第2次平衡以后，VI-1262A/B 的振動下降很多，達到理想狀態，但是軸系的其他測點的振動幅值升高，尤其是 VI-1261A/B，其值已經接近報警值，所以第2次平衡很好地解決了 VI-1262A/B 測點處的振動，但是振動轉移到了軸系的其他測點，所以還應綜合分析軸系的其他測點部位。

5.3.3第3次配重

考慮到機組實際運行情況與計算機模擬計算有一定偏差，所以沒有在其他多點綜合分析研究，而是將在壓縮機端加載的 80g∠330°稍作調整，在不至于使 VI-1261A/B 的振動上升很高的基礎上，使得VI-1262A/B 測點振動降低。計算加重，并進行優化，最終結果定為：在壓縮機端加載60g∠300°，其三維全息譜圖如圖13所示。

5.3.4機組整體試車

根據分析VI-1262軸瓦存在輕微碰磨的結論，配重后對機組進行了檢修，更換了VI-1262軸瓦，并進行嚴格找正，然后機組整體試車。VI-1262軸系通過在線動平衡試驗處理后，振動情況明顯改善。動平衡后在啟停機過程中，不僅各點振動值沒有出現報警現象，而且振動值也有明顯降低，尤其VI-1262點特別明顯，當轉速達到4 410r/min時，VI-1262振動值A為40μm、B為46μm，VI-1261振動值A為50μm、B為35μm；VI-1266A/B、VI-1267A/B振動值均在20μm以下，通過啟停機圖譜振動對比，在線動平衡效果得到肯定。

圖13 加試重 60g∠300°前后各測點三維全息譜

6 結束語

經過對TC-201機組VI-1262軸承振動高的綜合分析，以及采取現場動平衡的解決措施，機組振動問題得到有效解決和控制，可以保證機組在啟停機過程中不出現報警。同時在整個分析處理過程中，總結了關于大型機組檢修、動平衡過程中的注意事項：長軸系機組的檢修，不能只對單獨部件做動平衡，還要進行整體在線動平衡試驗；柔性轉子一定要做高速動平衡；增加的配重螺栓要點焊，避免長時間運轉脫落；檢修時，如果沒有安排動平衡試驗，轉子和聯軸器不要清理衛生，否則動平衡會被破壞。

[1] 王江萍.機械設備故障診斷技術及其應用[M].西安：西北工業大學出版社，2001.

[2] 王紹艷.工業汽輪機技術問答[M].北京：化學工業出版社，2008.