離心式壓縮機振動故障分析及解決措施

摘 要 為解決某石化公司離心式壓縮機的振動故障問題，分析其工作時的頻譜圖與工況參數，判斷該故障屬于喘振，并結合壓縮機工作參數及振動幅值，給出壓縮機性能曲線和進口溫度變化曲線。研究結果表明，壓縮機停機時有部分工作點位于喘振區，對應時刻進口溫度驟增、振動劇烈，分析可知，工質分子量減小、進口溫度驟升、轉速降低過快是引起喘振的主要原因。最后提出安裝防喘振閥和安全閥、增加回流管、降低停機時的轉速降低速率、安裝防喘振系統等解決措施。

關鍵詞 離心式壓縮機 喘振 壓縮機性能曲線 解決措施

中圖分類號 TQ051.21" "文獻標志碼 B" "文章編號 0254?6094（2025）02?0315?07

離心式壓縮機具有輸出平穩均勻、供氣充足及運行效率高等優點，是石化行業廣泛應用的動力機械設備[1，2]。但離心式壓縮機易受工作介質溫度、質量流量、進出口壓力及分子量等參數變化的影響，引起入口質量流量減小的問題，當入口質量流量減小，壓縮機排氣壓力隨之改變，當低于管網壓力時，極易引起出口處的工質向進口處倒流，此過程壓力與質量流量循環波動，出現喘振[3～7]。喘振嚴重時將造成設備緊急停機，導致設備損壞[8]。

針對離心式壓縮機的喘振問題，國內外學者進行了大量相關研究。賀秋梅對離心式壓縮機喘振原因、機理及特征判斷做了詳細闡述，并從設計參數、壓力、雙參數及質量流量控制工藝等方面提出防喘建議[9]。TOYAMA K等研究了離心式壓縮機的不穩定性，測量了壓縮機內部不同位置在喘振時的壓力變化[10]。史云昊等建立了一氣腔模型，模擬了不同工況下壓縮機出口處壓力和質量流量變化情況，進而分析喘振的影響因素及其規律[11]。ABDULKAREEM A W A和RASHA H H建立了變轉速的離心壓縮系統模型，研究了壓縮機各部件的能量損失，推導出了壓縮機的變速特性，進而研究了變轉速下喘振的主動控制問題[12]。

然而，大多數學者對失速和喘振的描述和判斷均基于理論分析和模擬，而對于工程實踐中壓縮機失速喘振案例分析探討卻很少，也極少將工程中壓縮機運行時的工作點直接與性能曲線結合在同一走勢圖中進行協同對比分析。筆者采用測振動法和壓力波動法[13]對某石化公司的離心式壓縮機進行測試，將其各工作點的相關參數直接與壓縮機性能曲線協同分析;通過研究進口溫度、轉速、工質分子量和進出口壓力對壓縮機的影響規律，將理論知識運用到工程實踐中，并結合實際提出解決壓縮機喘振問題的方法，為壓縮機故障檢測與診斷提供一定的指導。

1 壓縮機振動原因分析

觀察某石化公司離心式壓縮機的運行工況記錄，發現自該壓縮機啟動以來，以氮氣為介質啟動時，壓縮機出口壓力可達1.1 MPa，運行正常，壓縮機未見較大振動。當工作介質改為混合氣體時，壓縮機驅動端x方向振動幅值最高達到了132.97 μm，遠遠超過正常工作時的最大振幅25.98 μm，壓縮機非驅動端y方向同樣振動劇烈，振幅最高達到了219.80 μm。為了找到振動原因并解決該問題，針對這一不正常運行工況進行分析計算。

振動是一個復雜的運動，導致振動的原因有很多種，喘振是常見原因之一，同時喘振還會伴隨軸承異常振動，壓縮機入口質量流量、溫度與壓力異常波動等變化[14，15]。DAY I認為，喘振前壓縮機內部壓力會突然下降，進而引起倒流，可以作為判斷喘振的指標。故筆者對該壓縮機的運行參數進行分析[16]。

1.1 頻譜圖及物性參數分析

以混合氣體為工質的離心式壓縮機轉子振動頻譜圖如圖1所示。可以看出，除了在工頻處存在明顯的振動峰值外，壓縮機具有較為嚴重的亞異步振動，振動頻率復雜;最大振動幅值出現在0.2～0.4倍頻（14.36～28.72 Hz）處，且振動幅值大于工頻（71.80 Hz）處的幅值。

將壓縮機不同工況下的相關參數及各工質氣體分子量參數列于表1、2。

由表1可以看出，當工質為混合氣體時，進氣溫度為33 ℃，以氮氣為工作介質時，進氣溫度為20 ℃，混合氣體的進氣溫度明顯大于氮氣，氣體溫度增加將引起密度降低，進而造成入口質量流量減小，導致管網中的氣體向離心壓縮機倒流，該過程引起機組運行不穩定，最終造成喘振[17]。由表2可知，使用氮氣啟機時，工質的平均分子量為28.01，在標準操作條件下，混合氣體工質的平均分子量為22.82，可見使用混合氣體工質的平均分子量較氮氣減小了18.53%。

多變變壓縮能量頭h的計算式如下：

式中 m——多變變指數;

M——工質氣體分子量;

p、p——壓縮機的進、出口壓力，Pa;

R——氣體常數;

T1——進氣溫度，℃。

同一離心式壓縮機運行時壓縮氣體的工質容積和流量是恒定的，耗費的壓縮機能量頭h不變，多變變指數m也不變，由式（1）可知，當工質氣體其他參數恒定，分子量M減小時，氣體常數R將增大，因此將引起出口壓力p降低，壓縮機性能曲線下移，導致壓縮機的喘振極限流量增大進而引起喘振[18，19]。

1.2 振動數據分析

離心式壓縮機啟動工況部分數據見表3，可以看出，在開機升速過程中，轉速增加較平穩，最高每秒增加31.6轉，整體比較穩定，振動幅值不大，屬于壓縮機安全工作范圍之內。

離心式壓縮機穩定工況部分數據見表4，可以看出，穩定工作時壓縮機轉速約4 310 r/min，此時振動數據變化較為平緩，沒有突變的現象，壓縮機驅動端x方向振動幅值穩定在18～29 μm之間，y方向振動幅值穩定在15～23 μm之間;壓縮機非驅動端x方向振動幅值基本維持在20～37 μm之間，最大可達37.34 μm，y方向振動幅值穩定在20～38 μm之間，最大可達37.25 μm。由設計參數可知，壓縮機振幅在50 μm處報警，100 μm處聯鎖，根據表4可知壓縮機此時屬于正常工作范圍內。

離心式壓縮機停機工況部分數據見表5，可以看出，當壓縮機轉速下降到1 800～3 263 r/min時，振動發生了突變，壓縮機驅動端x方向振動幅值最高甚至達到132.97 μm，遠超工作轉速時的最大振幅25.98 μm，振幅增大了411.8%，驅動端y方向振動幅值最高達145.64 μm，較穩定工況時的最大振幅（22.99 μm）增大了533.5%;壓縮機非驅動端x、y方向最大振幅分別為215.56、219.80 μm，與穩定工況時的最大振幅（37.34、37.25 μm）相比各增長了477.3%、490.1%。由表5可知，停機過程中，在振幅達到219.80 μm的這段時間內轉速降低過快，每秒降低444轉，管路壓力偏高導致介質發生湍流脈動。

根據頻譜及停機過程中的振動突變，可初步判斷為機組發生了喘振。為了證明該振動屬于喘振，分析壓縮機連續兩日的相關工況參數，包括進氣溫度、進出口壓力、入口質量流量及壓縮機各測點振動幅值等。

1.3 進氣溫度

離心式壓縮機進氣溫度隨時間的變化關系如圖2所示，可以看出，進氣溫度在15：52：37開始出現急劇上升，由式（1）可知，因同一臺壓縮機工作時功率恒定，做功不變，即h和m不變，則進氣溫度T1增大，工質氣體分子量M減小，都會使得壓縮機出口壓力降低，導致其性能曲線下移，造成壓縮機工作點更易進入喘振區發生喘振[20，21]。

1.4 壓縮機性能曲線

為便于采集、分析機組振動信息，對比分析了壓縮機工作參數變化趨勢，如圖3所示。可以看出，當轉速快速降低時，隨著出口壓力快速降低，入口壓力快速增大，此階段質量流量急劇減少，壓縮機振動幅值異常升高。結合壓縮機振動幅值和入口壓力變化情況可知，壓縮機進口處發生了氣流倒流現象，且隨著倒流現象消失，振動恢復正常，應為典型的壓縮機喘振或者旋轉失速現象[22]。

為驗證診斷結果，將壓縮機工作點繪制到性能曲線圖中，如圖4所示。由于正常工作時的介質是混合氣體，故選擇以吸入壓力為1.1 MPa、分子量為22.85的回收氣體啟動的性能曲線作為參考。其中，實線是壓縮機正常工作時的性能曲線，點線是通入介質以后壓縮機的各工作點。由圖4可知，當質量流量小于喘振邊界點即進入喘振區，壓力超過性能曲線即進入喘振區，只有工作點位于性能曲線下方壓縮機才能正常工作。

根據圖4可驗證，壓縮機從啟機到停機這段時間內，有一部分工作點的流量小于喘振極限流量值1 261 000 kg/h，對比可知這部分工作點是由于停機時轉速下降過快流量過小造成的。根據該壓縮機近日工作參數和性能曲線可得出：該壓縮機的振動屬于喘振，壓縮機在停機時轉速降低過快，導致入口質量流量減小，而管網容積很大，壓力變化很慢，管網壓力仍高于其排氣壓力，在巨大壓差的作用下使得氣體向著離心壓縮機入口

處倒流，該過程循環從而引起機組運行不穩定，導致喘振。

2 壓縮機喘振常見解決措施

針對該離心式壓縮機的喘振現象，提出以下解決措施：

a. 安裝防喘振閥和安全閥。由于該機組未安裝防喘振閥，建議安裝防喘振閥和安全閥，在壓縮機因喘振引起異常振動時，可以及時報警和調節防喘振閥的開閉。

b. 增設工藝旁路。若機組未設置防喘振閥，可在壓縮機出口安裝回流管連接到進口處，當管網壓力過高時，可通過回流管將氣體向進口抽走一部分，從而增大進口流量[23]。

c. 增加入口質量流量。壓縮機入口質量流量的減小是引發其喘振的根本原因，根據性能曲線可知，增加壓縮機入口質量流量，使工作點向穩定工作區偏移，可以有效避免喘振的發生。

d. 停機時緩慢降低轉速。由測得數據可知，在振幅達到219.80 μm的過程中轉速降低過快，每秒降低444轉，轉速的快速降低造成進口質量流量迅速減小，壓縮機出口壓力大幅下降，導致氣體在壓差作用下倒流發生喘振。因此可以緩慢降低轉速，例如由每秒444轉減小到每秒100轉。

e. 安裝防喘振系統。如果壓縮機的工作轉速范圍小，為了節約投資可以減小防喘流量裕度，選用固定極限流量法控制;如果壓縮機轉速波動較大，負荷經常變化，可以采用可變極限流量法防喘振控制;當進入壓縮機的氣體物性參數（例如壓力、溫度、分子量）經常變化時，建議使用通用性能曲線防喘控制系統[24]。

3 結論

3.1 通過頻譜圖和振動幅值可以發現，壓縮機最大振動幅值出現在0.2～0.4倍頻之間，且振動幅值大于工頻（71.80 Hz）處的幅值。啟動和穩定工作時振幅正常，停機時壓縮機各端振動發生了突增，各端振動最大增幅均達到80%以上。

3.2 分析壓縮機性能曲線，確定該異常振動為喘振引起的。對工質工況分析發現，分子量降低、入口溫度增大、轉速降低過快導致負荷變化劇烈是引起喘振的主要原因。

3.3 結合該離心式壓縮機現狀，建議采取安裝防喘振閥、安裝回流管、增大入口質量流量、減小停機時的轉速降低速率、安裝防喘系統等措施，從而避免喘振的發生。

參 考 文 獻

[1] FENELEY A J，PESIRIDIS A，ANDWARI A M.Variable Geometry Turbocharger Technologies for Exhaust Energy Recovery and Boosting—A Review[J].Renewable and Sustainable Energy Reviews，2017，71：959-975.

[2] 靳軍，夏樹丹，劉波，等.幾何參數變化對離心壓氣機性能的影響[J].科學技術與工程，2014，14（35）：296-302;307.

[3] 劉佳佳.離心式壓縮機防喘振控制研究[D].沈陽：東北大學，2015.

[4] CAMP T R，DAY I J.1997 Best Paper Award—Turbomachinery Committee：A Study of Spike and Modal Stall Phenomena in a Low?Speed Axial Compressor[J].Journal of Turbomachinery，1998，120（3）：393-401.

[5] ZHAO Y Y，YANG Q C，LI L S，et al.Experimental Research on Surge Characteristics of Centrifugal Compressors[J].Journal of Vibration Testing and System Dynamics，2017.DOI：10.5890/JVTSD.2017.06.003.

[6] LI J，WANG B，ZHENG X.Surge Process of a High?Speed Axial?Centrifugal Compressor[J].Processes，2023，11（10）.DOI：10.3390/pr11102869.

[7] ALMASI A.Factors Impaction Compressor Surge[J].Turbomachinery International，2021，62（4）：12-13.

[8] 唐善華，薛獻忠.離心式壓縮機喘振問題分析[J].油氣儲運，2004，23（1）：36-38.

[9] 賀秋梅.離心式壓縮機的喘振與防范[J].深冷技術，1999（2）：38-40.

[10] TOYAMA K，RUNSTADLER P W，DEAN R C.An experimental study of surge in centrifugal compressors[J].Journal of Fluids Engineering，1977，99（1）：115-124.

[11] 史云昊，陳雪飛，寧遠釗，等.采用關聯模型的離心壓縮機喘振工況數值研究[J].西安交通大學學報，2017，51（5）：128-133.

[12] ABDULKAREEM A W A，RASHA H H.Experimental and theoretical analysis of the surge in a centrifugal compressor[J].Modern Methods of Construction Design，2014，16：317-328.

[13] 陳天君.淺談軸流壓縮機和離心壓縮機的喘振試驗[J].化學工業與工程技術，2007，28（S1）：120-122.

[14] 肖軍，舒悅，劉曉明，等.離心壓縮機喘振特性及噴射擴穩研究[J].流體機械，2021，49（1）：67-72.

[15] 郭永華.離心式壓縮機喘振原因及其預防措施[J].油氣儲運，2012，31（3）：238-239.

[16] DAY I.Stall，Surge and 75 Years of Research[C]//American Society of Mechanical Engineers.American Society of Mechanical Engineers，2015：1-16.DOI：10.1115/GT2015-44109.

[17] 王志標，張早校，胡海軍，等.葉輪壓縮機喘振的機理及防喘振策略研究[J].化工自動化及儀表，2003，30（2）：10-14.

[18] 趙豐.離心壓縮機防喘振控制系統研究[D].大連：大連理工大學，2006.

[19] 許治勇，李瑛，吳章煒，等.離心式壓縮機喘振原因分析與預防措施[J].化工自動化及儀表，2017，44（5）：504-506;511.

[20] 高宇.離心式壓縮機防喘振研究及實現[D].沈陽：東北大學，2012.

[21] LIU A X，ZHENG X Q.Methods of surge point judgment for compressor experiments[J].Experimental Thermal and Fluid Science，2013，51：204-213.

[22] 許正武，劉云飛.M701 F4燃氣輪機啟動過程旋轉失速分析[J].燃氣輪機技術，2021，34（2）：61-64.

[23] 黃光明，饒佳，鐘志輝.淺談蒸汽壓縮機防喘振控制方式[J].中國造紙，2020，39（4）：56-61.

[24] 魏龍，袁強.離心式壓縮機的喘振及控制[J].風機技術，2004（1）：43-47.