離心壓縮機的振動與改進

江玉川

（伊犁新天煤化工有限責任公司，新疆伊寧 835000）

0 引言

石化企業大型重油的催化裂化裝置應用D250-14 型號的離心式壓縮機。裝置開工以來機組運行不穩定，經常由于振動異響停機，影響催化裝置的生產，導致企業經濟效益下滑。

1 結構特征與參數

1.1 結構特征

D250-14 型號的壓縮機組成：齒輪單級增速懸臂式風機，葉輪裝于高速軸上，電機和齒輪箱低速軸（小齒輪）由柱銷聯軸器相連，高速軸為三油楔軸承。壓縮機的結構見圖1。

1.2 主要參數

介質空氣；軸功率500 kW；額定軸功率514 kW；電機轉速2975 r/min；主軸轉速7583 r/min；入口壓390 kPa；出口壓480 kPa；最大入口流量550 Nm3/min；計算臨界轉速：nc1=7074 r/min；nc2=33270 r/min。

2 機組故障

2.1 故障的表現

圖1 壓縮機結構

壓縮機組剛運行時發現強烈異響，管道、箱體振動，機器存在間歇性振動。振動劇烈時，機組、蝸殼、齒輪箱、管線大幅度振動，聲音驚人，壓縮機被迫終止運行。手持型測振儀測量高速軸承箱體的振動，振動速度值18 mm/s，振幅120 μm。3月10日，機組再次強烈振動，測量高速軸的葉輪端軸承座振動，水平振動的頻譜見圖2。

工頻幅值突出，占通頻幅值的7/10，出現明顯的半頻、二倍頻以及3/2 中間諧波，未發現齒輪嚙合頻率。開箱檢查，齒輪嚙合面正常，高、低速軸瓦損壞，尤其是高速軸的葉輪端軸瓦。①瓦面存在較大磨損、熔化；②局部分巴氏合金層脫落；③瓦面松動、開裂。經過大修，壓縮機第一次試機，發出巨大振動與吼叫聲，隨即停機。啟動時記錄的頻譜見圖3。

圖2 高速軸葉輪端水平振動頻譜

圖3 高速軸葉輪側水平振動頻譜

振動速度的通頻幅值18.17 mm/s，（工 頻127 Hz，17.98 mm/s）是代表性的同頻振動?？赡苁艿捷S變彎曲、轉子質量偏心、角對中不良、轉子不平衡、軸磁化、軸偏心、相鄰振源、機殼變形因素影響。

2.2 故障分析

大修離心式壓縮機，更換舊軸瓦，對轉子做動平衡，非葉輪端振動速度值0.7 mm/s，葉輪端振動速度值1.3 mm/s，均<1.8 mm/s（標準振動速度值），可排除由于齒輪偏心嚙合、轉子不平衡引發的同頻振動。測量振動發現速度上升期間，機組轉速升到接近最大轉速時，振動明顯增大，以1 倍頻為主，可能是臨界不平衡現象，機組的運行速度接近臨界轉速產生強烈異響。

2.2.1 計算隔離裕度

為抑制壓縮機的共振，對轉子動力學設計時，機組轉子的工作轉速n 脫離了臨界轉速ncl理論范圍，即隔離裕度。壓縮機的隔離裕度計算見式（1）。

隔離裕度較小。工作轉速在一階臨界轉速以上轉動的柔性軸，規定工作轉速n 滿足式（2）。

式（2）為經驗公式，結構設計時要密切關注。按照廠家要求的臨界轉速計算，壓縮機n/nc1=7583/7074=1.07＜1.3。工作轉速與臨界轉速接近，轉子運行落于強振區。轉子振動幅頻曲線見圖4。

2.2.2 臨界轉速改變的影響

臨界轉速與轉子形狀、材料、結構、大小、工作環境、支承狀況相關。計算透平壓縮機臨界轉速近似值時，假設支座為絕對剛性，實際軸承多為彈性支座，軸承油膜的剛性程度伴隨轉速改變。軸承形式、軸瓦間隙、油溫波動影響支承及油膜的剛度，還影響到轉子的臨界轉速，臨界轉速具有特定的波動范圍，實際運行時才會測出精準的臨界轉速。機組的機級隔離裕度偏小，臨界轉速的不穩定性，導致壓縮機的轉速接近臨界轉速。

圖4 轉子振動幅頻曲線

2.2.3 現象的分析

（1）壓縮機工作在臨界轉速周邊，振動很大（高速軸承座振速8 mm/s：低速軸承座振速4 mm/s）。臨界轉速微小的波動，等于工作轉速時產生共振，軸頸、軸瓦之間強烈碰摩，機組發出吼叫。

（2）主振頻率設置為轉速頻率。頻譜圖中的工頻分量最突出，軸瓦、轉子間的碰摩存在，并在機器不斷振動時，軸瓦受損，間隙變大、支承松動，易產生中間諧波、倍頻。

（3）風機側易發生共振。高速軸的葉輪側軸瓦兩端分別為配重部分、懸臂葉輪，二者占據轉子總重量的7/10，軸瓦的負載較大，振動的時候產生強大的沖擊力，振動時受損嚴重。

3 解決方案

（1）臨界轉速的調節。若工作轉速改變困難，則調整臨界轉速，增大隔離裕度。

按照簡化后的臨界轉速公式（3）：

式中 G——轉子重量，kg

D——轉子直徑，mm

E——材料彈性模量，MPa

從（3）式可知：臨界轉速與軸徑成正比。不能增加轉子軸徑，讓臨界轉速提升?？梢詼p小軸徑，讓臨界轉速下降。在剛度、強度允許的情況下可以實現。通過計算，減少原軸頸（r=100 mm）到（r=80 mm），經過計算機程序計算，臨界轉速從原來的7074 r/min 可以調節為6436 r/min，隔離裕度15.1%。該隔離裕度達到API617 的相關標準。

（2）優化高速軸承結構，更新三油楔軸承為四油楔軸承，增強穩定性。軸頸變小，需重新設計軸瓦大小，因軸承載荷未發生變化，當軸徑從100 mm 變為80 mm 時，軸承比壓增加，偏心率增大，軸承承載能力增加，提升油膜的穩定性。通過相關的計算，3 油楔、4 油楔的軸承數據見表1，其中K 為油膜剛度系數，C 為阻尼系數。

表1 軸承數據

4 油楔軸承從剛度、承載能、阻尼方面，優于3 油楔軸承。將3 油楔軸承變為4 油楔軸承可以增強軸承運行的穩定性能。

（3）優化效果。對高速軸轉子改造，2016年秋季，壓縮機試車，振幅值全面下降，最大振動速度值1.472 mm/s，振幅值121 μm，振動頻譜見圖5。負荷開車運行良好，開、停機多次未出現異常，至此，壓縮機振值超標等問題已經得到有效地解決。

4 結束語

壓縮機強烈異響的原因在于工作轉速與1 階臨界轉速接近，隔離裕度較小。如果隔離裕度小，臨界轉速可能對機組的振動產生很大影響。可減小軸徑直徑，降低1 階臨界的轉速，使隔離裕度增大。將3 油楔軸承改造為4 油楔軸承，增強轉子的穩定性能。

圖5 改造后的高速軸葉輪側水平振動的頻譜