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透平压缩机常见振动故障分析与处理

发布日期:2016-01-13    来源:作者:朱瑞 白晖宇 孟光 李鸿光 单位:上海交通大学机械系统与振动国家重点实验室      点击数:25525

       透平压缩机是一种叶片式旋转机械,一般由吸气室、叶轮、扩压器、弯道、回流器和蜗壳等组成。它利用叶片与气体的相互作用,提高气体的压力和动能,并利用相继的通流元件使气流减速,将动能转变为压力的提高。透平压缩机广泛应用于石油、化工、天然气、冶炼、制冷和矿山等经济领域,其性能的优劣直接影响整个生产装置的经济效益,其安全运行与整个生产装置的可靠性紧密相关,因而成为备受关注的心脏设备,在许多领域中是其他类型压缩机所无法替代的。透平压缩机按气体主要运动方向可以分为离心式、轴流式和轴流离心组合式。
现代高性能透平压缩机的发展趋势表现在高转速、高压力、轻重量、高效率、单机大功率和愈益增高的功率密度。高速、高压和轻重量的机器意味着它的旋转部件必须设计成挠性结构,因此现在很多透平压缩机转子常使工作转速超越其一阶乃至二阶或三阶临界转速,这种转子一旦发生共振或自激振动,转子由运动而贮存的应变能不断释放,将对包括轴承在内的静子部件产生强大的激振力。高功率密度与机器的挠性结构联系在一起,使得机器对于流体激励或空气动力激励更为敏感,如果在转子动力学上没有处理好,就会使转子在工作中失去稳定。
       透平压缩机的振动会产生噪声、加快磨损、缩短机器的使用寿命和降低工作效率,严重的振动会使机器部件断裂、转子失稳,造成重大事故。为此,对透平压缩机振动原因的分析十分必要,找出并消除振动故障,延长机组使用寿命,降低企业财产损失,同时可以为透平压缩机转子系统的设计、制造和运行管理提供参考。
       一、转子不平衡
       1、引起转子不平衡振动的原因
       透平压缩机转子不平衡是引起机组振动的最突出的影响因素。随着机组运转时间的延长,转子不可避免地会出现被冲刷、腐蚀、磨损、零件松动等现象,原来的平衡被破坏,从而产生静不平衡和动不平衡力偶,形成不平衡振动,以致造成零件损坏,机组无法运行。
       引起转子不平衡振动的原因主要有:①转子平衡精度低;②齿轮联轴节加工或安装不当;③运输或安装中转子被碰撞;④因停放时间过长而又保养不好,转子发生弯曲变形;⑤热胀冷缩不均匀使转子弯曲;⑥叶轮积灰、腐蚀、冲刷磨损、铆钉松动和脱落、叶轮局部破碎等引起转子振动,表现为振动值随着运行时问的延长而逐渐增大;⑦因某些部件过盈太小,在转子高速旋转中引起螺钉松动或脱落,表现为振动值突然升高。前5个原因引起的转子不平衡振动在压缩机试运行之初便会产生。
       2、振动特征
       转子不平衡振动的特征为:①振动的时域波形近似为正弦波;②频谱图中,谐波能量集中于基频,并且会出现较小的高次谐波,使整个频谱呈所谓的“枞树形”;③ 当工作转速一定时,相位稳定;④转子的轴心轨迹为椭圆;⑤从轴心轨迹观察其进动特征为同步正进动。
       3、改进措施
       (1)事先对转子的每一个零件进行良好的静平衡试验。组装成转子后,同样先进行静平衡试验,然后进行动平衡试验,精确校正转子的动平衡,最大限度地降低不平衡量,降低转子在高速旋转时产生的离心力,扩大转子稳定裕度,增加转子结构本身的稳定性。另外,运输过程中要确保不碰撞转子。
       (2)强化净化效果,严格执行净化器的工艺操作规程。
       二、对中不良
       1、故障机理
       透平压缩机各转子之间用联轴器连接来传递运动和转矩,由于机组的安装误差、工作状态下热膨胀、承载后的变形以及机组基础的不均匀沉降等,可能会造成机组工作时各转子轴线不对中。
       实际工程中遇到的转子不对中故障大多数为齿式联轴器不对中。由于不对中,改变了转子轴颈与轴承瓦面的工作状态,轴承受到附加径向力和最大附加轴向力的作用,产生振动叠加波形,使轴承的承载能力和稳定性降低。
       常见的引起对中不良的原因有:
       (1)不合理的找正顺序。以变速机为准,两边找正压缩机和电机。由于压缩机正常运行和开停机时的热胀冷缩效应,变速机和压缩机的位置偏移值增大,使不对中情况加剧,造成振动值增高。
       (2)设备找正安装后启动,由于机组启动电流大,瞬间扭力也很大,造成电机有微量位移,运行产生的振动就会很大。
       (3)联轴器安装有误、联轴器制造不平衡、联轴器端面偏差过大、弹性联轴器制造精度不够、销钉不等重等原因也会造成联轴器发生故障。
       2、振动特征
       对中不良引起的振动主要特征为:①故障的特征频率为角频率的2倍;② 由不对中故障产生的对转子的激励力随转速的升高而加大;③激励力与不对中量成正比,随不对中量的增加,激励力呈线性增大;④联轴器同一侧相互垂直的两个方向,2倍频的相位差是基频的2倍;联轴器两侧同一方向的相位在平行位移不对中时为0°,在角位移不对中时为180°,综合位移不对中时为0°~180°。
       3、改进措施
       (1)以压缩机为准找正,并且每次先把压缩机地脚螺栓松开,使其在冷态时自由平衡,再紧固地脚螺栓,使压缩机固定,然后以压缩机为准找正电机。
       (2)在检验中,严格按照规程和标准要求,认真对联轴器进行找正,使找正数据控制在要求范围内,并认真检查拆开的齿式联轴器和轴承瓦面,使之达到零件使用标准,保证对中找正数据准确。
       三、轴承故障
       轴承故障是引起透平压缩机振动的关键所在,若选择不当,会造成整机剧烈振动。
       1、油膜涡动
       油膜涡动是径向滑动轴承在流体动力润滑条件下,轴颈位置发生振荡的一种形式。这是由于转子制造精度低或动平衡不好以及轴承8个动力特性参数选择配合不当,使轴颈受外界扰动力的作用而失去平衡,轴颈发生偏移,在外载荷与油膜力矢量差的作用下,轴颈沿偏移的中心位置转动,在继续运转中就会出现油膜半速涡动。它对转子和轴的寿命影响程度超过工频振动的影响,使转子振动总量增大。
       处理办法:
       (1)不刮削或少刮削轴瓦,也就是说整体提高加工精度,使椭圆轴承在机床上加工成型,从而保证了压缩机轴承的特性要求,也是消除油膜半速涡动的最好办法。
       (2)轴瓦的间隙应在满足轴颈冷却油量的要求下尽量小一点,才能使油膜稳定。轴瓦的间隙过大,润滑油容易从轴瓦间隙中流出,轴瓦内的油膜就难以稳定,转子在运转过程中,由于瓦背对轴颈的回击力,容易使转子发生振动。
       (3)轴颈和下轴瓦的接触情况对油膜稳定性有很大影响,轴颈和下轴瓦的接触角在最下部应约为60°,接触面应沿轴瓦长度方向均匀分布。在接触面和非接触面之间,不应有明显的分界线。
       2、油膜振荡
       滑动轴承中的轴颈在做高速偏心旋转时,流体对轴颈产生了非对称动压力(油楔力),其切向分力推动轴颈向前做涡动运动,在增大的离心力作用下涡动半径增大,最小间隙侧的间隙愈小,压力差愈大,形成的切向力也愈大,如果超过了系统的阻尼力,则转子就失去了平稳。对于转速超过2倍一阶临界转速的挠性转子,系统如果没有足够的阻尼力,就会发生油膜振荡。
       油膜振荡的特征:油膜振荡与轴承结构形式、油黏度、温度、转子载荷与转速等因素有关。由于轴承壁面摩擦油的黏性以及油向轴承两侧泄漏的原因使油膜振荡频率小于50%转速频率,为工作转速的41%~49% ,与转子系统一阶自振频率相吻合,因此须避免机器工作转速处于2倍一阶自振频率的附近。
       实践证明偏心率大的轴承不易出现油膜振荡,就是由于承载油膜的刚度与阻尼较大。因此,为了提高油膜轴承运转的稳定性,应设法增大轴承的偏心率。具体方法是:在轴承中部开一条周向沟槽(这样可增大比压和偏心);改变轴承间隙,适当加深油楔深度;抬高油膜振荡轴承的标高,以提高比压;适当提高油温,降低油黏度,从而增加偏心距,有利于提高失稳转速等。
       四、轴向窜动
       由于叶轮的轮盘和轮盖两侧所受的气体作用力不同,相互抵消后,还会剩下一部分轴向力作用于转子,所有叶轮轴向力的代数和就是整个转子的气体轴向推力,作用方向一般是从高压端指向低压端。转子的轴向推力经平衡后,剩下的轴向推力由推力轴承来承担,如果推力过大,会影响轴承寿命,严重的会使轴瓦烧坏,引起转子窜动,使转子上的零件与固定元件碰撞,以致机器损坏。因此,在运行中必须严密注视轴向推力的变化,确保机器安全运转。
影响转子轴向推力的因素很多,有结构方面的,也有运行方面的。
       (1)压缩机出口超压。造成超压的原因很多,如转速升高或在转速不变的情况下减量生产,可能使排气压力增加,使轴向推力增加。
       (2)轮盖密封、定距套密封损坏。叶轮内泄漏量对轴向推力有很大影响,如果密封片磨损,使间隙增加,或者密封齿间被脏物堵塞,密封效果变差,都会增加泄漏量,从而使转子的轴向推力加大。密封装置严重损坏,轴向推力增大很多,可能造成止推轴承烧坏。
       (3)平衡管密封装置损坏,或者平衡管堵塞,都会使平衡管的轴向力减小,从而增加转子的轴向推力。
       (4)氧化器止逆阀开启不畅或者氧化器气体分布花板孔眼被堵。
       (5)吸收塔排酸不及时。
       (6)润滑油的供给压力是形成油膜并承载轴向力的关键。如果油品的质量差,如机械杂质含量高,油品中夹带的固体颗粒状的杂质就会使止推轴瓦上的巴氏合金磨损,使轴位移数值往正方向移动增大;若是油品的酸值增高,也会使止推轴瓦上的巴氏合金被腐蚀,使轴位移数值正向移动;润滑油的运动黏度过高或者过低,都会影响供油压力,直接与油膜的形成以及承载能力有关(油压力低使得承载能力下降,也会造成轴位移数值增大);若是油品的抗乳化度时间过长,使润滑油乳化,供油压力显然也会大受影响,供油不足,使油膜承载能力下降,这种情况也会使轴位移正向移动。
       处理办法:监视止推轴瓦温度和轴承润滑油温度的变化情况;设置轴向位移指示器,利用应变片做感测元件直接测量轴向推力值。
       五、喘振
       喘振是透平压缩机中离心压缩机所固有的一种现象,是使离心压缩机损坏的重要原因。喘振会使压缩机的转子和定子的元件经受交变的动应力;级间压力失调引起强烈的振动,使密封和轴承损坏;甚至发生转子与定子元件相碰、压送的气体外泄、引起爆炸等恶性事故。因此很多学者、专家都在研究更好、更有效地防喘振的措施,以提高离心压缩机的抗喘振能力,避免喘振发生。
       1、喘振的产生
       当离心压缩机的工作流量小于最小流量时,气流在叶片进口处对叶片产生冲击,使叶片一侧气流边界层严重分离,出现旋涡区,从而形成旋转脱离或旋转失速现象。此时离心压缩机叶片不能提供足够的能量来克服通过压缩机时的压能损失,机器出口压力比进口压力大,造成气体反向流动,在离心压缩机中形成严重脉动,从而发生喘振。
影响喘振的主要因素有:
       (1)离心压缩机性能变化对喘振的影响。当转速减小时,离心压缩机的叶轮对气体所做的功将减少,在相同的容积流量下,气体压力减小;当进气压力减小时,会引起性能曲线发生移动;进气温度升高,将使压缩机的性能曲线下移。以上情况都有可能引起离心压缩机的工作点落在喘振线上,发生喘振。
       (2)管网的性能变化对喘振的影响。在管网具有一定容量的情况下,压缩机与管网联合工作的工况点位于压缩机性能曲线的左支时,压缩机中的旋转脱离会产生喘振现象。这是因为当管网的容量很大时,进入管网流量的瞬间微小变化,不足以立即引起管网大容器中压力的反应。管网的容量愈大,喘振的频率愈低,喘振的振幅愈大;管网的容量愈小,喘振的频率愈高,喘振的振幅愈小。喘振的频率大体上与管网容量的平方根成反比。
       (3)离心压缩机的结构参数对喘振的影响。如入口导叶开度的变化会引起压缩机性能曲线的变化,喘振流量也会随之变化。除此之外,还有叶轮的结构和扩压器的结构对离心压缩机的喘振工况和阻塞工况都有影响。
       (4)防喘振控制系统设计对喘振的影响。在设计防喘振控制系统时,防喘振阀(旁通阀、回流阀或放空阀)流通量不足,会造成防喘振控制系统迟缓率增高等。
       (5)吸入气体分子量的变化对喘振的影响。当吸入气体的分子量变化时,在相同的吸入气体流量下,压缩机的性能曲线会随着分子量的增大而上移,进入喘振区。
       2、防喘振的措施
       防喘振控制技术主要分为喘振被动控制和喘振主动控制。
       (1)喘振被动控制
       离心压缩机喘振被动控制方法是在系统工作的最小流量点与喘振点之间留有足够大的喘振区域,阻止运行点到达喘振点。对于空气压缩机,通过打开放空阀维持最小流量来防止发生喘振。对于其他介质的离心压缩机,通过打开连接压缩机出口与入口的回流阀,维持最小流量防止喘振发生。喘振被动控制策略共有4种。
       ① 在喘振点进行闭环控制(如图1 所示)。在压缩机控制软件中,于喘振线右侧建立了喘振控制线SCL,SCL与恒定转速线交点即为喘振控制点,当运行点OP快到达喘振控制点时,控制器则打开回流阀;当OP缓慢移动时,防喘振控制将以控制的PID回路打开回流阀,使OP保持在喘振控制点处。(图1 典型离心压缩机运行曲线与喘振被动控制示意图)


       ② 快开线RAMP开环控制。由于防喘振控制并不能控制运行点移动速率,只能对引起运行点加快移动的因素进行预测补偿,压缩机控制软件在喘振线与喘振控制线之间建立第二条线(快开线RAMP,见图1)。如果防喘振控制无法将运行线保持在喘振控制线的右侧,当运行点快到RAMP时,防喘振控制将向回流阀发出信号,使其开启至预定开度。来自控制器的信号为阶跃信号,回流阀响应模式为快速开启动作,即开环控制动作(如图2所示)。之后,开环控制回路要求防喘振控制等待一小段时间,如果OP停止移动就开始关闭回流阀,直至命令信号达到PID回路设置值。如果第一次开环控制后,OP仍向喘振点移动,防喘控制将再次利用开环控制开启回流阀。(图2 开环快速率反应控制)


       ③ 微分控制。如果运行点快速移动,而回流阀和管路回路延时较大,防喘振控制应预测到运行点将超过喘振控制点的情况,即微分控制测出运行点的快速移动,在运行点到达喘振控制线之前,向回流阀发出命令。在哪点给出命令开启回流阀,决定于运行点移动速率和回流阀响应时间,因为控制系统必须在运行点到达喘振控制线之前使阀门有足够开度。
       ④ 喘振检测尽管有前面三种控制方法,但在极特殊情况下,OP仍可能达到喘振控制线。此时控制系统必须意识到已发生第一次喘振,并尽力防止发生第二次喘振。这种被动控制曾得到广泛应用,但这种控制方法是以降低压缩机“喘振裕度”实际工作范围,即牺牲压缩机某些性能为代价。
       (2)喘振主动控制
       随着离心压缩机向高压比、高转速和高性能方向发展,以及人们对压缩系统失速问题研究的深入,并且伴随着微电子技术、测试技术和控制技术的发展, 在1985 年前后由Epstein、Ffowcs Williams和Greitzer提出了对叶轮机械压缩系统失稳现象实施主动控制的设想,从此开始了喘振主动控制的研究。主动控制的最大收益就是使压缩机工作在特性线高压比区域,充分发挥压缩机性能。Pinsley等人在压缩机下游安装了一台伺服阀门控制器,实时分析容腔内动态压力扰动的特征,通过控制器操纵伺服动作机构动作,可以越过原有的喘振边界,流量可降低大约25%。Gysling等人开辟了离心压缩机喘振现象结构控制的先例,动作机构机械原理是简单的弹簧-质量-阻尼系统。通过压缩机出口下游可移动壁面的调节来吸收压缩机在喘振区域内最初的压力扰动能量,从而抑制这类有可能诱发喘振的最初扰动。结果表明:将喘振边界向左移动了一段,运行工况扩大了约25%。1996年,W.M.Jungowski在一台压缩机上对主动及被动控制进行研究,指出用紧密连接压缩机的球阀进行控制,甚至在流量一直减少到零时也不发生喘振。用滑阀进行主动控制时有效果,但是同时采用的一个被动节流阀会降低压缩机效率。如果在压缩机的旁通管放置一个振荡器,可以不用节流阀就可以达到主动控制的目的,两种主动控制方法都可以使压缩机临界流量降低30%。
       六、结束语
       透平压缩机在长期的运行过程中,由于操作维护不当、金属损耗、超周期运转、超负荷运行等原因,总会发生一些故障。一般情况下,透平压缩机运行参数变化都是一个渐变的过程,只要平时加强巡查,精心维护,及时发现并处理隐患,就能够避免发生大的设备事故。但由于部件材质、制造等缺陷引发的突发故障不可控,只有通过选择质量好的设备和严把安装质量关来尽量避免故障发生。