离心压缩机组（精选10篇）
离心压缩机组 篇1
该离心式压缩机组是由蒸汽透平驱动的分为五段、三缸的离心式压缩机。压缩机的一、二段为低压缸,三、四段为中压缸,第五段为高压缸。首次大修,工期25天。下文对机组检修的吊装施工组织,吊索具的选用做简要阐述。
1 检修概况
离心式压缩机组的厂房设计紧凑,空间狭小,压缩机位于三楼,标高11 m,透平、低压缸、中压缸、高压缸呈一字型排列,如图1。周围不到2 m宽过道,压缩机周围布满了各类管线。厂房有一部60 t的行车,原提升高度为4.9 m,整个房顶铺满了彩钢瓦,厂房半封闭设计。
检修主要内容:清理检查上下缸,清理检查更换转子、隔板;检查更换轴承、密封等;调整各部件间隙等。
压缩机厂房空间狭小,计划将主要的零部件,上缸、转子、全部的隔板、TT阀等运到专门的检修场地,进行翻缸、清洗、清理、检查、修理修复、组装等工作。
主要的零部件情况:
透平上缸重约20 t,转子重约7.6 t,长5.7 m,最大直径约2 m;低压缸重约59 t,转子重约12 t,转子长5.7 m,最大直径约1.6 m;中压缸重约5.9 t,转子重约12 t,转子长5.8 m,最大直径约1.2 m;高压缸重约30 t,转子重约3 t,转子长3.7 m,最大直径约1.0 m;隔板数量37对,最大低压缸隔板重量约7 t。
2 检修计划
根据检修计划、检修施工安排,基本设施,工艺交出设备的时间,对吊装顺序进行了分析和安排。
机组检修内容全面、检修深度大、检修工期短,只有25天。
ELLIOTT机组各部件结构尺寸大、重量重,拆装过程几乎全程需要行车配合。
工艺首先交出透平,后交出压缩机停车。
施工安排希望先修透平,透平检修技术难度相对压缩机大,相对检修时间长。高压缸是桶式压缩机,需要在主井口架设导轨将内缸抽出,并在导轨旁边拆出两片钢格板,将内缸吊下后,再拆除导轨和全部吊装井上横梁和覆盖的钢格板,打开全部的吊装井,方可吊装透平和其它压缩机的缸体等。如果,按原施工计划先吊装透平上缸,必须拆吊装井,而当抽高压缸内缸时又必须恢复吊装井,架设导轨。这样就会拆装吊装井2次,增加了工作量,延长了工期。为了争取时间,满足检修需要,综合考虑停车、检修方案、吊装设施,对吊装顺序做了优化。
考察现场后,增加了一个5 t的行车,透平交出后,可先用于透平的检修,拆卸盘车电机等附属部件,主行车准备吊高压缸。也可在主行车吊运缸体、转子的同时,进行其它的检修工作。
压缩机交出后,首先安排吊运高压缸内缸,然后依次进行透平、压缩机缸的吊装运输。
打开主吊装井,拆除11 m空中的横梁是个难点,最后,选用工程车载人拆卸横梁螺栓,横梁用主行车吊下,安全快捷。
主要零部件吊装顺序
拆2块钢格板-吊下高压缸内缸-拆除导轨和主吊装井口吊运透平上缸-吊运TT阀-吊运中压缸-吊运高压缸缸-吊运透平转子-吊运中压缸转子-吊运低压缸转子-视情况吊运隔板等部件。
回装时,先回吊透平转子,最后回吊装高压缸内缸,其它根据检查修复进度情况安排。
3 检修过程[1]
透平、压缩机的缸、转子等大宗零部件的吊运采用60T行车从吊装井吊装,小的零部件用推车送到楼口的平台用25T吊车分批吊装。
3.1 压缩机缸体的吊装
3.1.1 吊装方法
为了保护设备,降低提升高度,低压缸、中压缸吊装缸和转子时,采用了平衡梁和子母环。
经过现场测量吊装高度为4900 mm(吊钩下沿至低压缸压缩机水平剖分面),经过吊车调整限位,最大吊车提升高度为5200 mm。考虑吊具葫芦、卸扣的长度,吊耳到水平剖分面距离,直接用钢丝绳连接吊耳吊装,钢丝绳与垂直面角度约32°,设备的吊耳是垂直焊在上缸表面,这种情况吊耳受到较大的弯矩,因此,为了保护吊耳,采用了2×50 t平衡梁。
低压缸重59 t,在压缩机组中最重,以低压缸选平衡梁,兼顾中压缸,高压缸吊耳间距4640 mm,中压缸吊耳间距4630 mm,选用梁的长度4640 mm。中压缸重量、尺寸均比高压缸小,且吊耳间距为1630 mm,符合梁的使用条件,吊装低压缸和中压缸可使用同样的吊具和平衡梁,节约成本。以下对高压缸吊装高度进行核算。
选用组合平衡梁,可调节长度,吊运不同长度的物体。
50T平衡梁使用条件:6 m间距内使用,β≤45°,每个头部可承担25 t,平衡梁吊点和实际吊点间距公差在±84 mm之间。
选用子母环,避免吊钩中有多股钢丝绳相互挤压。根据行车的吊钩,选用50 t子母环: b=400 mm, e=240 mm。
3.1.2 吊索具的选用[2]
3.1.3 吊装高度计算
吊耳到吊勾内沿高度=3158 mm
压缩机水平剖分面到吊耳高度=762 mm
拆卸高度=916 mm
需要总的吊装高度=4836 mm
吊装可利用的高度=4900+300(增加的高度)=5200 mm
吊装富裕高度=364 mm
增加的高度是对吊车的限位做了调整,增加了300 mm的提升高度。
钢丝绳核算:
受力分析,缸重59 t,吊具重约1 t。
根据经验公式[3],计算索具拉力S=Q/n×C,吊索具分支数n=4,吊物重Q=60 t, 吊索顶端夹角α≤90°,角度系数C=1.41。
S=60/4×1.41=21.15 t,选用钢丝绳、吊索具符合要求。
3.2 透平缸的吊装
3.2.1 吊装方法
透平上缸重约20 t,沿轴向缸体分为2段,高压段和低压段,为了节省时间,减少工作量,整体吊装透平缸,包括调节阀组件等,重约21 t。采用4点吊装,用手动葫芦,方便调节重心,靠近缸的垂直剖面加挂手动葫芦,保护剖面连接,使之受到较小的弯矩。
中心到吊钩高度H1=3200 mm,拆卸高度1000 mm,最小总的需要的吊装高度3200+1000=4200 mm。最大的允许的吊装高度5200mm,吊装富裕高度5200-4200=1000 mm。
吊点数据H2=1200 mm,H3=600 mm。A=1336 mm,B=1524 mm, C=1380 mm。
3.2.2 吊索具的选用
3.2.3 钢丝绳核算
根据经验公式[3],计算索具拉力S=Q/n×C,吊索具分支数n=4,透平缸加吊索具Q≈21 t, 吊索顶端夹角α≤90°,角度系数C=1.41。
S=21/4×1.41=7.54 t,选用钢丝绳、吊索具符合要求。
3.3 转子的吊装
3.3.1 吊装方法
透平、低压缸、中压缸转子吊装方法大同小异,高压缸的转子随内缸一起吊运到检修厂房,这里对透平的转子做阐述。
中心到吊钩高度3500 mm,拆卸高度1000 mm,最小总的需要的吊装高度3500+1000=4500 mm。最大的允许的吊装高度5200 mm,吊装富裕高度5200-4500=700 mm。
3.3.2 吊索具的选用
根据经验公式,计算索具拉力S=Q/n×C,吊索具分支数n=2,透平缸加吊索具Q≈7.6 t, 吊索顶端夹角α≤90°,角度系数C=1.41。
S=7.6/2×1.41=5.36 t,选用钢丝绳、吊索具符合要求。
4 吊装质量控制[4]
(1)专业机构对行车进行检查、检修、维护,进行承载试验和试验运行检查的性能。
(2)钢丝绳、卸扣、手拉葫芦应有出厂合格证,使用前进行全面检查。
(3)起吊作业人员必须具备起吊作业资格、经验,必须获得国家相关部门颁发的《特种作业资格证书》。
(4)检查机房内被吊物件移动线路上有无妨碍移动的设备和管线等存在。检查确认上、下部缸体之间无任何连接件。
(5)缸吊装作业
上部缸体必须已经用顶丝均匀顶起5~10 mm,用标尺测量汽缸四角高度,使其偏差不大于2 mm,同时检查事先在转子两端轴颈架设的百分表变化情况,确认缸内有无卡涩和掉落。起重机主钩微微起吊,待钢丝绳完全吃力后,缸体周围安排人员观察,并仔细倾听汽缸内有无金属的碰撞、摩擦声,随时用框式水平仪检查汽缸的水平情况,并注意观察转子两端轴颈的百分表变化情况,确认转子不随大盖同时吊起时,方可继续起吊大盖。发现异常情况,即刻告知吊装作业指挥。立即停止提升,检查、确认、处理好异常情况后再继续起吊。当上缸体吊起100~150 mm时,暂停起吊,再次仔细检查缸内情况,应无卡死、无物件掉落和其他异常时,再慢慢起吊上缸体至水平剖分面超过转子、导向杆和缸体螺栓等有碍水平移动的高度。起吊过程中汽缸四角应有专人扶稳,特别注意上缸体脱离导向杆时突然摆动,碰伤转子。
(6)转子吊装作业
起吊前,必须检查转子无异常情况,检查转子扬度。起重机主钩微微起吊,待钢丝绳完全吃力后,用安装的手拉葫芦进行校平、找正调整,误差不大于0.10 mm/m。转子必须慢慢提升,提升过程中注意检查转子扬度,保持误差不大于0.10 mm/m。至超过缸体螺栓等有碍水平移动的高度。
5 结 语
考虑工期,现场环境,吊装设施情况,通过安排吊装顺序,并采取措施,使吊装作业在最优化情况下进行。
在不利的条件下,精心计算吊装高度,采取合理的吊装工具,组织吊装,保护设备,保证吊装安全,完成透平、压缩机的缸和转子吊装等作业。
摘要：在较短工期的要求下,优化了压缩机检修施工线路,核算吊装空间高度,提高可利用起吊高度,选用了平衡梁、子母环,降低起吊需要高度,保证了设备和吊装的安全。
关键词：压缩机,吊装组织,高度核算,吊索具
参考文献
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[2]杨文渊著.起重吊装常用数据手册[M].北京.人民交通出版社,2001:3-48.
[3]蔡裕民著.吊装工艺计算近似公式及其应用[M].北京.化学工业出版社,2004:15-16.
[4]丁士成.CO2压缩机安装质量控制[J].小氮肥,2006(2):3-5.
浅谈离心压缩机的发展趋势 篇2
【摘 要】离心压缩机是工业化生产中一种常见的气体压缩设备，按结构可以分为单轴式和多轴式两种。早起的单轴压缩机级效率较低，通过更改结构，弥补了单轴式离心压缩机在高压比的环境中的缺点。多轴式压缩机早起用于空分装置，之后通过改进被应用到化工行业，对化工装置热能的综合利用很有利。
【关键词】多轴式压缩机；单轴式压缩机；最新进展；关键技术
1.单轴式离心压缩机的技术进展
早期的离心压缩机都是将驱动机布罝在低压缸的端部，这是因为当时的汽轮机和电动机只有单轴伸产品。如压缩机由双缸或三缸组时，低压缸的轴就需传递压缩机的全部轴功率，造成低压缸的轴、轴承、轴封的直径都要加大。由于低压缸的轴粗，又是径向进气，轴的干扰使首级叶轮进气室内部流场不均匀度很大，使得级效率和单级压比有所降低。随着时间的推移，单轴式离心压缩机的缺点逐渐暴露出来，例如进气不均匀，不易实现调速，转子不易抽出，每一次速度提高都要通过齿轮箱来实现。这样，对于多级压缩机来说，实现起来相当繁琐，结构庞大，成本较高。
目前市场上已很多方法克服单轴式离心压缩机的缺點。MCO 型压缩机就是对新比隆 MCL 型单轴式压缩机的一次有效的改进。首先通过将首级由闭式叶轮改为悬臂半开式，叶轮外径加大，后几级闭式叶轮的外径减小，出口加宽，提高了整机效率。采用四个叶轮为背对背排列，并采用两端低压，中间高压的布置方式，比曼透平公司的 RIK 型四个叶轮同向排列合理，最后采用外置式冷却器，使抽芯清洗操作简单。若施工要求为单级式或两级式压缩机，则传统的单轴式压缩机还勉强可以实现。若为多级压缩，考虑到级间的进出口风筒布置和各级的轴向布置，以及由此带来的转子临界转速和振动等问题，则传统的单轴式压缩机是难以实现或不合理的。
2.多轴式离心压缩机的技术进展
驱动机与齿轮箱中部的大齿轮轴相联，大齿轮驱动三个小齿轮，小齿轮轴的两端悬臂安装离心式叶轮，六个蜗壳形机壳用螺栓固定在齿轮箱的两侧。小齿轮轴穿过蜗形壳体处装有轴封，小齿轮轴穿过齿轮箱处装有油封。由以上结构可以看出，多轴式离心压缩机的叶轮直径和转速都能最佳匹配，因此各级叶轮的工作效率较高。并且每级叶轮为轴向进气，流动状态更为均匀，故而提高了级效率。另外由于高速化，每级叶轮压比高，获得同样的压缩比，需要的叶轮数远远少于单轴式压缩机，因此，造价低体积小。多轴式压缩机早期主要用于空分装置， 用转速为1500r/min 的电动机通过联轴器与大齿轮轴直联。之后它推广到化工行业，驱动机用高速的蒸汽透平或燃气透平，需增设齿轮箱减速后再驱动大齿轮。这种传动方式虽然损失约2%的功率，增加减速箱的投资与占地面积，但用汽轮机对化工装置热能的综合利用很有利。但同样多轴式压缩机在结构上存在一些缺点。因此它不适合变转速调节性能。
另外，多轴式压缩机首次投运前需要对外部管道设备进行彻底的清洗。由于多轴式压缩机的叶轮转速在2～5万r/min之间，齿轮的节圆速度在130～200m/s之间，因此外部管道（气路、油路）及设备的吹扫和清洗是否彻底，对高速运转的叶轮和齿轮的安全极其重要。
3.“单轴式低压缸+多轴式高压缸”的新模式
任何高压比多级离心压缩机都有高压段，高压段性能的优劣对整机性能的影响极大。相比单轴式压缩机，多轴式压缩机的高压段性能更为良好。因此，如果将单轴式压缩机的高压段改用多轴式，整台压缩机的性能就可大幅度提高。另一方面，如前所述，大流量、高压比离心压缩机如采用纯多轴式机型，级数过多会降低运行的可靠性。基于以上两种原因，近期国内外出现了“单轴式低压缸+多轴式高压缸”的新模式，分别发挥各自的优势，整机性能明显提高。近期国内大型空分装置中有三种型式的离心式空压机组，其中曼透平公司生产的 RIKl40-4 型压缩机就是采用了“单轴式低压缸+多轴式高压缸”的新模式，技术性能最好。
4.总结
（1）早期的某些单轴式压缩机驱动机布罝在双缸机组的端部，造成了低压缸的轴、轴承、轴封的直径都要加大，目前国内外很多压缩机制造厂已对此进行了改进。通过压缩机叶轮材料和汽轮机末级叶片材料的升级，提速、减级数、降成本是当前单轴式离心压缩机技术的发展趋势。
（2）多轴式压缩机具有效率高、价格低、占地小的优势，在非危险性气体压缩中的应用己非常广泛、成熟，已成为国内外空分行业压缩机的主力机型；对压比不太高的化工气体的压缩，应用范围正逐歩扩大。
（3）对高压比离心压缩机，国内外出现了单轴式与多轴式联合的创新模式，分别发挥各自的优势，与常规的单轴式相比，整机性能明显提高；联合模式的可靠性高于多轴式压缩机，这是当前离心压缩机技术发展的新动向。 [科]
【参考文献】
[1]花严红，袁卫星，王海.离心压缩机研究现状及展望[J].风机技术，2013（3）：59-62.
[2]王 军，郑志国，印明洋，等.单轴悬臂多级离心压缩机的研制[J].风机技术，2014（2）：5-8.
[3]王广兰，马诚.多轴组装式与传统单轴式离心压缩机的比较[J].风机技术，2010（3）：14-17.
[4]魏宗胜.多轴式离心压缩机的经济节能性[J].化工设计，2013，9（4）：28-31.
离心压缩机组 篇3
某研究所大型离心压缩机组长期承担着重要的科研生产任务, 是关键的动力设备。该机组体积大、质量重、结构复杂、投产时间早、运行工况变化大, 在运行过程中容易出现机械故障。对机组实施有效的状态监测和故障诊断是保证生产正常进行的有效手段。
在一次生产过程中, 该机组自启动以后, 压缩机两端的轴承振动值持续增加直至严重超标, 无法满足运行要求而被迫停机。该机组构成见图1, 压缩机和电机轴瓦均为椭圆瓦, 变速箱轴瓦为圆瓦, 联轴器均为齿套式联轴器, 轴承均采用L-TSA32汽轮机油润滑, 压缩机额定流量1100m/min, 额定转速5440r/min, 工作压比为5.5;电机额定功率5000kW, 额定电压10kV, 额定转速2985r/min。
二、大型压缩机组振动特性
根据离心式压缩机的安装方式, 可以将其简化为Jeffcott转子。离心式压缩机的振动主要来源于旋转部件的重心“偏离”回转轴的中心线, 表现为基频振动。
大型压缩机组的离心式压缩机与变速箱通过齿套式联轴器连接传递动力。当支承及转轴弹性变形导致花键的轴心线与齿套的轴心线有一个夹角β时, 其运动数学模型如图2所示, 图中转轴以角速度Ω旋转, 盘的几何中心以角速度ω进行正进动。在套齿联轴器处, 花键的轴心线与齿套的轴心线有一个夹角β。取进动的坐标系oxyz, 则两轴在这一坐标系内的转速均为Ω-ω。假设Ω>ω且两轴均以逆时钟方向旋转, 则转轴上位于y轴左边半周内的套齿随着轴旋转从最大啮合长度过渡到最小啮合长度, 始终趋于减短配合齿面的长度, 即在这半周的套齿向z正方向滑移, 故齿面上受到的摩擦力P1为“-z”方向的。而在转轴上位于y轴右边半周内的套齿随着轴旋转从最小啮合长度过渡到最大啮合长度, 始终趋于增长配合齿面的长度, 即在这半周的套齿向z负方向滑移, 故齿面上受到的摩擦力P2为“+z”方向的。因此轴向就会出现周期振动。
图3给出了轴系平行偏角不对中引起振动的图解。一般, 轴系不对中会造成转子的附加载荷, 增加轴承负载, 引起强烈振动, 且振动对负荷的变化比较敏感, 通常振动幅值随负荷的增加而升高。轴系不对中的振动信号频谱图中, 以一倍频和二倍频分量为主, 轴系不对中越严重, 其二倍频分量所占的比例越大, 甚至超过一倍频分量。
三、振动故障诊断
1. 振动测量
振动数据采集是诊断的首要工作。为此, 在压缩机、变速箱、电机左右轴承盖沿水平、垂直、轴向和电机外壳处各布一个KISTLER公司的ICP型常温加速度传感器, 信号带宽大于2.5kHz;利用法国的OROS38动态数据采集分析系统采集振动信号并进行分析。OROS38最大16/32输入通道, 24Bit A/D, 动态范围120dB, 并行102.4kHz采样率, 40kHz信号带宽, 实时分析带宽20kHz, 加速度可以积分为振动速度, 具有实时频谱和阶次跟踪等功能, 可以测量总量和不同频率的振动值。
根据振动烈度相关标准和设计要求, 设OROS38采样率为2Hz, 振动信号积分宽带为5~800Hz。
2. 振动分析诊断
要求机组轴承的振动值不得大于4.2mm/s, 根据机组的特性和使用年限及情况, 适当放宽限值。电机轴承振动的基频为50Hz, 压缩机轴承振动的基频为90Hz, 电机和压缩机轴承座和底板为螺栓连接。
鉴于电机为直接启动、压缩机为节流启动的, 对机组启动和变载运行全过程进行了监测, 图4和图5中各个通道曲线依次为:压缩机前垂直、水平、轴向、压缩机后垂直、水平、轴向。从图4可见, 压缩机前轴向振动总量随着转速增加而增加, 振动值很快超过了限制值4.2mm/s, 且随着时间的增加, 振动总量从20mm/s最大增到23.6mm/s左右。由图5知振动主要发生在基频, 伴随2倍频等高频信号。图6中各个通道依次为:电机前垂直、水平、轴向、电机后垂直、水平、轴向;图7中各个通道依次为:齿轮箱前垂直、水平、齿轮箱后垂直、水平。从图6和图7可以看出, 电机和变速箱的振动总量不大, 振动值没有超过限制值4.2mm/s, 运行稳定, 在实际的运行过程中能满足需求。
根据图4、图5, 机组在全流量运行过程中, 随时间的增长, 压缩机组轴承的轴向振动和水平振动均有增大的趋势, 尤其是轴向振动一直不断增大至严重超标, 频谱比较丰富, 基频和高倍频均出现, 轴承温度不断攀升, 而电机和齿轮箱振动正常 (图6、图7) 。通过大型压缩机组振动特性分析, 压缩机和变速箱存在热不对中的情况。
齿轮箱尽管振动值不大, 但在启动时出现异常的撞击声, 经检查发现大小齿接触面有不规则的挤压斑痕。结合经验分析:若两轴的中心线有偏移、倾角、错开时, 会造成啮合间隙不符合要求;当齿轮箱进入或脱离啮合时, 形成啮合冲击, 从而产生啮合频率及其各次谐波幅值的变化, 判定齿轮箱大、小轴存在安装误差;轴承上压盖至底座的振动值呈不断增大趋势, 且表现为轴承水平和轴向振动较大, 判定轴承刚度减弱或预紧力不足。
在机组停机后的部件热态情况下, 检查对中情况和变速箱两轴的啮合间隙, 发现机组的同轴度发生了严重的不符, 变速箱也出现了严重不符的安装数据, 压缩机轴瓦预紧力不足。
四、处理措施及效果
(1) 开盖对变速箱在加载运行情况下的安装参数进行测量, 对不符合项进行检修, 消除异常运行情况, 恢复调试运行, 消除该因素的影响。
(2) 机组在再次运行停机后的热态下测量同轴度, 确定热变形量, 通过实际调整和机组调试, 兼并启动和全载运行情况下机组的振动稳定运行, 最终确定进行最优的热不对中纠正补偿量, 并进行相应的调节和试验调试运行。
(3) 对压缩机组前轴承预紧力调整至要求范围的上限值, 增加底座紧固螺栓的约束力。
采取上述措施后, 机组单机调试, 在整个过程中, 各测点振动总量基本保持稳定。压缩机前轴向测点的振动总量减少至10.2mm/s, 压缩机后轴向振动总量减少至13.6mm/s, 且运行稳定, 在多次机械磨合运行后, 机组各个测点振动值都在限制值内, 变速箱振动异常声响消失, 恢复良好接触面。机组经过单机加载至满载调试运行、多机联合调试运行, 最终投入正式运行, 状态良好。
参考文献
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离心式压缩机电机温度试验研究 篇4
【摘要】阐述研究离心式压缩机电机实际运行温度分布的重要意义。介绍一种电机绕组温度测试方法，以电机的实际温度测试数据为依据，通过对其温度场分析，然后对电机的冷却结构和制冷剂供液量控制进行优化，解决了电机局部温度过高的问题，有效提高了电机运行的可靠性和使用寿命。
【关键词】离心式压缩机；电机；温度场分析
目前，离心式制冷压缩机用电机生产厂家较少，电机结构主要有两种：开式（压缩机主体与电机用连轴器联接）和半封闭式（压缩机主体与电机直联）。开式电机一般采用风冷形式；半封闭式电机采用制冷剂R134a、R123等冷却介质冷却。开式电机损耗产生的热量一部分由大量冷空气迅速流过电机铁心及绕组表面，将其带走，另一部分通过机壳散热出去。制冷剂冷却属于内部冷却方式，电机五大损耗产生的热量，小部分通过液态制冷剂对流带走热量，大部分通过液态制冷体汽化吸热，从而降低电机内腔温度。由于制冷剂冷却电机具有外形尺寸小，冷却效果好等优点，市场上大多数离心式制冷压缩机厂家均使用半封闭式电机。半封闭式电机冷却效果取决于电机冷却结构与制冷剂供液量分配的合理匹配。匹配不好易导致电机内部冷却不均匀，局部温度过高，故需在电机开发阶段安装温度传感器对电机绕组温度进行试验测试，然后对其温度场分析，优化电机的冷却结构和调节制冷剂供液量。本文选择MG电机作为试验研究对象，在不同热区埋置热电偶，对其温度进行实测，然后通过分析，对电机的冷却结构进行优化设计，并对优化结果进行测试验证。
1、研究电机温度场的意义
热劣化是电机出现绝缘故障最重要的原因之一，热劣化的速度取决于绝缘材料和绝缘的运行温度。通常情况下，电机生产厂家选定绝缘材料后，不会轻易更换，其绝缘材料的绝缘性能稳定，从而热劣化的速度主要取决于电机使用阶段的运行温度。
绝缘劣化过程是一种氧化化学反应，温度越高，化学反应速度越快，绝缘发生劣化的时间就越短。经验表明，绝缘的运行温度每升高10℃，其热寿命就大约缩短一半。如果绝缘运行在它的额定热等级温度下（例如F级绕组的155℃），预计几年之后就会出现明显的热劣化。如果绝缘运行在比额定热等级温度低30℃的温度下，其预期寿命将延长约8倍，即约25～30年，因此，运行温度越高，绝缘劣化进程越快[4]。据统计数据显示，大多数电机的损坏都表现为电机的局部过热或整体过热导致绝缘失效而烧毁。对离心式压缩机电机而言，由于其工作在制冷剂环境中.工作负荷与冷却条件是随机组运行的不同工况而变化的，对其电机的运行温度分布研究就愈显得复杂而必须，具有十分重要的实际意义。
2、温度试验
本文选择MG电机作为研究对象，电机额定功率840kW、额定电压10kV、额定电流64A。电机冷却结构如图1所示。电机冷却介质为R134a制冷剂。一路液态制冷剂是利用冷凝-蒸发压差通过轴向喷管进入电机的转子轴向流道。转子的径向流道与轴向流道相通。制冷剂在转子高速旋转产生的离心力作用下，由转子径向流道甩出，进入定子径向流道和定转子气隙中进行冷却。另一路液态制冷剂利用冷凝-蒸发压差进入绕组外圈上面的盘管对绕组端部进行喷射冷却。最后，全部制冷剂从电机内腔流出返回机组蒸发器。
2.1试验系统
根据试验条件，利用离心式冷水机组试验台设备对其安装在离心式冷水机组上的MG电机进行温度测试，如图2所示。电机内部埋置热电偶，热电偶引线通过电机机壳上安装的热电偶密封端子引出，然后通过连接导线连接在温度测试仪上。温度测试仪采用具有32路万能全切换信号输入、温度补偿等功能的多功能无纸记录仪。
2.2测量仪器
该电机绕组为F级绝缘，即绕组额定热等级温度为155℃。电机温度测试中最常见的温度传感器是电阻式温度传感器和热电偶。考虑到成本和测试范围，选择T型热电偶作为测试仪器，最大允许误差为±1℃。电机的运行功率、电流等参数由离心式冷水机组试验台配置的数字功率计测量。测量参数及测量仪器见表1。
2.3测温点的布置
为客观真实反映电机实际运行的内部冷却效果和温度场分布，在MG电机内部埋置32个T型热电偶。定子铁心中部的绕组外层埋置4个热电偶，近似90°分布；定子铁心两侧的绕组外层各埋置8个，近似45°分布；引出线侧绕组端部埋置6个，近似60°分布；非引出线侧绕组端部埋置6个，近似60°分布。T型热电偶的埋置如图3所示。
2.4试验流程
试验的目的是研究电机在机组不同运行工况下的绕组温度场分布。具体步骤为：调节离心式冷水机组稳定運行在不同工况下，同时调节电机运行电流达电机额定电流值，测试不同工况下的绕组温度。每个工况下，待电机热平衡后稳定运行30分钟后，再记录数据。为了节约测试时间，测试时，根据经验和理论计算选择典型的运行工况进行测试。
3、测试数据及分析
3.1测试数据
⑴ 电机在0.9倍至1.05倍额定电流下运行的4组典型温度测试数据如图4所示。
⑵ 在测试绕组温度的同时，用红外测温仪测量电机机壳表面温度作为参考。机壳表面测温点位置如图5所示，电机机壳表面温度数据如图6所示。
注：括号内的序号表示背面：如（4）表示2的背面区域。
3.2数据分析
⑴ 从整体冷却效果来看，电机绕组端部，铁心均冷却较为充分，运行温度较低。额定电流下电机最高点温度为80℃是F级绝缘热等级温度的52%，冷却效果较为理想。
⑵ 从局部冷却效果来看，电机冷却不均匀，电机内部测试平均温度为51℃、电机最高温度为80℃，最低温度为24℃。温度高点为热电偶19、20、21、22、23、24、、25、26测点区域，即电机铁心偏绕组非引线侧区域，此区域远离轴向喷管，局部温度过热。
⑶ 电机运行电流与温度的关系—电机温度受运行电流的影响最大，运行电流高则电机温度升高非常明显。特别是在冷却不均匀，局部过热的情况下，该电机非引线侧铁心区域在运行电流超过额定电流5%时，温度上升了约15℃。可见，电机局部过热危害很大。不消除局部过热对电机运行可靠性会造成影响，负荷大的时候，甚至会导致绝缘失效电机烧毁。
⑷ 对比图4与图6的温度曲线表明：制冷剂冷却电机其机壳温度不能真实的反映出电机内部绕组温度场的情况。特别是电机局部过热的情况下，电机机壳温度场与电机内部温度场相差更大。
4、优化及验证
4.1结构优化
通过上述数据分析：电机偏非引线侧铁心区域局部温度过高，说明该段铁心得到的制冷剂供液量少，冷却不够。该段铁心的冷却是制冷剂经转子轴向流道孔流入其径向流道，再经转子高速旋转的离心力将制冷剂压入定子径向流道和定转子气隙中进行冷却。冷却不够是由于流经该部分转子径向流道的制冷剂量少。该处制冷剂量少的原因是在电机内腔制冷剂供液总量相同的情况下，由于转子冷却结构不合理，转子上靠近轴向喷管段的4个径向流道中制冷剂分配流量过多，致使到达远离轴向喷管段的4个径向流道中的制冷剂流量极少。
为了解决此问题，对转子的冷却结构进行了优化。修改转子制冷剂流道结构设计，由每个轴向流道与两个径向流道相连，改为每个轴向流道只与一个径向流道相连，确保从转子上各个径向流道流出的制冷剂均匀，来消除冷却不均匀、局部温度过高。
4.2测试验证
电机转子冷却结构修改后，制作新转子替换原来的转子后，重新进行了温度测试验证。优化前后电机温度曲线如图7所示。
对比分析可知：转子的冷却结构优化后，电机制冷剂供液量分配与电机冷却结构匹配更合理。电机铁心局部温度过高得到了有效解决。电机内部最高温度为57℃，最低温度为31℃，各测点平均温度为41℃。电机整体和局部冷却效果都非常好。
5、结论
通过对电机温度测试，研究电机温度分布，有效地对电机的冷却系统结构进行了优化。以上述MG电机为例，电机转子冷却结构优化后，电机局部过热温度减低了30℃，电机平均运行温度降低了10℃，大大提高了电机运行的可靠性和使用寿命。同时后续进行对电机实测温度场的分析，并以此为依据，对找到最合适的热敏电阻的埋设点与控制温度具有指导意义，达到对电机过热保护目的。
参考文献
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作者簡介
离心压缩机组 篇5
1 石化行业离心压缩机密封系统对其机组振动的影响
石化行业离心压缩机密封系统对其机组振动的影响主要是压缩机密封系统对转子振动的影响。在离心压缩机工作运行中, 随着转子转速和介质压力的提高, 使转子柔性增加以及密封间隙减少, 密封腔流体激振是离心压缩机转子发生强烈振动的根本原因。压缩机密封装置引起转子的自激激振, 会使机组产生振动故障, 严重影响机组的安全稳定运行。
1.1 离心压缩机密封系统密封特性系数会影响转子振动
离心压缩机密封系统密封特性系数包括主刚度系数、交叉刚度系数、主阻尼系数和交叉阻尼系数[1]。在离心压缩机密封系统密封特性系数中, 主刚度系数和交叉阻尼系数对转子振动几乎不产生影响, 主要影响转子振动的系数为交叉刚度系数和主阻尼系数, 其中交叉刚度系数是引起转子振动的因素, 而主阻尼系数是使转子趋向稳定的因素。交叉刚度系数和主阻尼系数是矛盾因素, 而转子振动主要取决于矛盾更偏向的因素。
1.2 离心压缩机转子的转速会导致密封系统影响转子振动
离心压缩机转子振动与转子的转速具有直接关系。若离心压缩机转子的转速达到某种特定值时, 转子的振动才会发生明显的增强, 而转子的转速低于这种特定值使, 离心压缩机的密封系统会减弱转子的振动, 从而降低机组的振动, 保障机组的安全稳定运作。此外, 转子上的各级叶轮的密封对转子的振动影响效果不同, 其中, 以中间叶轮处的密封对转子的振动影响最明显[2]。因此, 在离心压缩机操作使用过程中, 控制转子的转速, 避免转子发生剧烈的振动而影响机组的振动, 从而保障机组运行的安全稳定。
2 石化行业离心压缩机密封系统的技术完善
石化行业离心压缩机密封系统的技术主要有传统迷宫密封、浮环密封、油膜螺旋槽机械密封以及干气密封。油膜螺旋槽机械密封和干气密封较传统迷宫密封和浮环密封更具优越性, 而干气密封是石化行业离心压缩机密封系统未来发展方向。
2.1 传统迷宫密封
传统迷宫密封主要是以梳齿密封为主要密封结构, 常用于透平压缩机、汽轮机以及燃气轮机等主轴密封。早期的迷宫密封最大的缺点是泄漏量大, 改进后的迷宫密封能有效的阻挡气体外泄, 然而改进后的迷宫密封未根本改变密封形式, 压缩机蒸汽的进入会引发腐蚀问题, 并且机组振动时, 增加转子与定子相碰的接触面积, 从而增加离心压缩机的危险性[3]。现当代, 石化行业对离心压缩机压力、组机大型化及高环保要求, 迷宫密封已经不推广使用。
2.2 浮环密封
离心压缩机使用最为广泛的密封系统是浮环密封, 浮环密封可用在较高参数下的旋转轴密封上, 通过回收和分离后再与外回流混合, 可以重复使用。浮环密封的主要优点是非接触和寿命长, 常常用于转速和压力较高的离心压缩机, 而其主要的缺点是密封系统泄露量大, 需要一套完善的供给、分离和控制系统, 然而腐蚀性、油溶性等物质会对控制系统会造成一定的损害, 并且浮环密封对环境的污染较为严重。浮环密封检修费用较为低廉, 密封效果较好, 常用于瓦斯气和中、高压氢气离心压缩机, 然而长期使用浮环密封对环境的污染较大, 不利于环保, 因此, 浮环密封逐渐被更为先进的油膜螺旋槽机械密封所取代。
2.3 油膜螺旋槽机械密封
油膜螺旋槽机械密封是在浮环密封的基础上进行的改造。目前, 油膜螺旋槽机械密封及其配套技术已经逐渐完善, 其密封端面的线速度可超过100m/s, 若油膜螺旋槽机械密封审计精确, 各种配置良好, 理论上可以实现密封系统的无磨损、零泄露以及内回流不回收。由于油膜螺旋槽机械密封是在浮环密封上进行的改造, 其利用原先的密封油路系统, 而取消浮环密封原内回流分离和回收系统, 实现浮环密封的精简, 从而提高压缩机的密封效果。
2.4 干气密封
离心压缩机的干气密封是一种新型的非接触式机械密封, 其构造类似于普通平衡型机械密封。干气密封是一种无油、干燥以及洁净的气体密封, 其利用气体通过密封间隙时被节流和减压以实现密封的效果。干气密封中的微小间隙可保障气体的泄漏率最低, 并且密封的动环和静环不产生摩擦, 使整体密封耗能低。干气密封能有效的阻止工艺气体进入大气, 而又能隔离密封气体进入压缩机内, 实现完全的隔离, 并且密封运行耗能低, 能有效的提高企业经济效益, 与浮环密封相比, 其密封辅助系统也缩小和简化, 降低检修费用, 节省资源, 是最理想的压缩机密封系统[4]。然而干气密封设计、制造等技术含量较高, 因此, 干气密封未能广泛被使用, 但干气密封是石化行业离心压缩机密封系统未来发展方向。
3 结束语
离心压缩机是石化行业的关键设备, 在石化行业中占有重要地位。离心压缩机机组振动会影响离心压缩机工作状况, 降低企业经济效益。离心压缩机密封系统对机组振动具有显著的影响, 其主要通过影响离心压缩机的转子振动而影响机组振动, 而压缩机密封系统特性系数以及转子的转速使离心压缩机密封系统对转子造成振动, 进而影响机组振动。不断完善密封系统技术, 降低压缩机密封系统对机组振动的影响, 从而促进企业稳定发展。
参考文献
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离心压缩机组 篇6
斯凯孚 (SKF) 推出磁浮轴承解决方案, 实现了冷水机组中离心压缩机的无油化运行。
该系统解决方案将高速永磁电机和集成控制的主动式磁浮轴承结合在一起, 同时配备市场上标准的变频器, 通过避免机械接触和油润滑产生的摩擦损耗, 大幅度的提高压缩机能效, 从而降低运行成本。与传统的齿轮驱动离心压缩机相比, 可提高至少10%的能效。同时由于运行中不再需要润滑油系统, 无振动无摩擦, 也提高了蒸发器和冷凝器的传热效率, 可保证冷水机组极低噪声的运行环境。
该磁浮轴承系统每分钟的转速可超过40 000 r/min, 同时可适应压缩机的频繁启动以及瞬态的激增力。主动控制系统可实现每秒钟15 000次的位置传感追踪, 以微米级精度保持主轴转子位置, 同时消除振动。
离心式压缩机安装调整 篇7
在某氧气厂, 我们安装了一台离心式压缩机, 由于这台设备放置了多年, 机体各零部件都有不同程度的锈蚀。为了满足轧钢、炼钢等单位的用气, 急需安装这台离心压缩机。经过我们和生产单位的配合, 达到安装技术要求。
这台离心式压缩机是三相异步电动机带动增速机, 传递压缩机叶子转轮。由于增速机具有转速高的特点, 安装调不好往往会产生很大的震动, 甚至使设备不能正常运行。我们在安装中尽量消除可能引起设备震动的各种原因, 达到一次试车成功的效果。压缩机震动小于0.03 mm, 增速机震动小于0.05 mm。
一、增速机安装调整
在安装以电机——增速机——压缩机这样一种布置方式的离心压缩机组时, 一般都以增速机作为安装基准。为了使整个机组平稳工作, 力求使机组安装过程中所产生的应力和不可避免的偏差不出现在增速机上, 即先安装增速机并调整至设计水平标高位置, 然后以增速机为基准, 通过联轴节对电动机和压缩机进行调整。
(1) 安装增速机时, 由于机体底面有锈蚀现象, 进行了研磨, 使其均匀接触双合楔板。当地脚螺栓拧紧后, 达到设计标高前提下, 测量纵向和横向水平度。测量时, 纵向水平以机体瓦窝为基准, 横向水平以壳体中分面为基准。水平尺检测位置如图1所示。
(2) 增速机的轴瓦和齿轮在转动时, 润滑油输入多少是关系到机械能否正常运转的大问题。我们在一轴和二轴车轮啮合处增设喷油管路;在二轴瓦加大油孔增加适当的输油量;改进原来不合理的给油方式, 在进口处增加大小不同多孔调节油流量板, 根据润滑的需要随意调节油量。这样可使增速机的高速轴在轴瓦里转动时能保持恰当的油膜, 起到良好的润滑和降温作用。
(3) 这台增速机是一级加速机, 由于转速高, 齿轮啮合不好将会产生噪音和震动。因此对两齿轮的平行度要给予极大重视。将两齿轮轴同时放在瓦膛孔里, 测量出两齿轮轴两端中心距偏差 (这是不水平度) 为0.12 mm, 这时以二轴为基准、一轴两瓦着刮研, 边刮研边检查, 用内径千分尺测量两轴的间距。最后调整结果, 两齿轮轴在水平面上不平行度为0.015 mm。
(4) 增速机一轴接手装配轴处有较严重锈蚀, 经处理后测量接手轴外径φ90+0.095 mm, 超出了加工标准误差范围φ90+0.159~φ90+0.124 mm, 测量齿轮接手为φ90+0.015 mm。这样过盈配合的过盈量只有0.08 mm。而齿轮接手的配合为无键连接传递扭矩, 按实际过盈量装配, 会产生相对滑动。为了避免不必要的损失, 笔者应用了《机械零件》过盈传递扭矩进行分析。通过电动机的功率传递出的扭矩, 计算需要多大盈量装配才能满足轴孔之间不产生相对滑动。
(5) 一轴装上齿轮接手后要经过动平衡检查, 以防转动的不平衡会产生机体振动。
二、压缩机安装中几点防止振动的做法
由于这台压缩机放置已久, 机件腐蚀严重 (前后底座平面锈蚀、麻点) 。将机座翻过来, 底座扣在机座上对着磨研, 消除腐蚀和不平度, 达到底座面均匀接触。
(1) 机座落在底座上能否达到密合接触, 是压缩机安装好后是否产生振动的关键。底座就位后用双合楔垫铁校正设备标高, 轴向位置, 纵向中心线及排气口中心线, 调整到符合技术要求。仔细检查底座与机座垫板接触的各部分间隙。要求用0.03塞尺不得塞入, 为消除振动创造条件。
为了更严格一些, 将机座吊起, 在机座地底面涂上薄层红章丹, 再落在底座上进行微微往复拉动研磨, 然后吊起机座垫稳, 将机座上着有红章丹处刮研, 循环几次即可做到机座与底座之间密合。
(2) 机座与附属设备与出入管道的连接, 也是这台设备安装中的重要部分。如果连接配合不好, 会导致机座与底座之间出现间隙。中间冷却器在工作时会传给汽缸附加载荷, 中间冷却器是用弹性支座固定的。第一次安装冷却器出入管道法兰时, 法兰有些反口, 管道有些将劲, 机座与底座之间出现间隙。我们将联结螺栓卸掉, 并且使冷却器处于冲水状态, 将管道接口法兰调到适当的程度, 间隙达到技术要求, 均匀填料后联接。另外管道与汽缸连接出入风口法兰必须对正, 不得有径向的错位, 即各法兰有安装不到位时, 只能调整, 不能过眼冲子冲。在连接法兰时必须使管道保持自由状态, 连接前不能强制顶、拉、楔。否则在应力存在将会导致机械位置发生变化, 并产生振动。
(3) 压缩机转子叶轮安装前需检查平衡状况, 由于转速高, 转子叶轮平衡不好, 机座会发生振动。因此, 要把动不平衡压缩到最小限度。叶轮轴向推力瓦光洁度不好, 要进行磨光处理。轴向推力瓦如有厚度不均的现象, 要全部进行研磨调整, 使每块推力瓦都能均匀接触。这些工作完后, 转子在高速情况下不发热、振动小、正常进行满负荷生产。
三、定心
增速机、压缩机两机对轮接手的同心度要保持良好, 否则运转时会产生振动。测量联轴节不同轴度, 在联轴节端面和圆周上均匀分部的四个位置, 即0°、90°、180°、270°, 四个位置上进行测量, 装设专用工具和百分表顺次转至位置进行计算和调整。
做了一系列工作后, 这台离心压缩机试运转时, 电动机、增速机振动小于0.05 mm, 压缩机振动小于0.03 mm。投产后运行稳定、保持着正常生产。
四、结语
以上是关于离心压缩机安装调整工作经验, 是从实践中总结出来的, 对于检修安装工作有很好的指导作用。但是, 对于各部件安装、测量、调整是一项技术水平要求高而复杂的工作, 需要对工作中的每个环节认真对待, 这样才能保证整体安装的顺利完成, 延长设备的使用寿命。以上所述, 是笔者的一些个人体会, 不足之处还很多, 需要认真总结、不断学习。
参考文献
[1]机械设计手册[S].
[2]机械零件[Z].
有关离心压缩机的喘振问题分析 篇8
1 喘振的形成和危害
1.1 喘振的形成
离心压缩机属于旋转式设备。依据流体力学常识, 离心压缩机仅仅在最小流量上才能持续和正常工作。当离心压缩机工作流量小于最小的流量, 所输送的天然气气流在叶片的入口处跟叶片形成了一定的冲击, 致使叶片另外一侧气流边界层形成了十分严重的分离, 产生了漩涡区块, 导致了旋转脱离或者旋转失速的现象。
由于压缩机叶片难以提供足够的能量与离心压缩机导致的压能损失相等, 离心压缩机的出口压力大于进口压力, 致使气体反向流动, 从而在离心压缩机中产生了严重的脉动, 机器产生了喘振, 而在压缩机的颞部形成了气体的反向流动, 在压缩机中产生了严重的脉动, 形成了机械的喘振。而在离心压缩机内部, 机器的叶轮将增加天然气分子动能部分。天然气的实际流量将增加, 而扩压器是可将天然气分子动能转换为压能, 由此可了解到, 离心压缩机最先产生机械喘振的零件是扩压机而并非叶轮, 若是使用扇叶型的扩压机, 将具有更为明显的效果。
1.2 离心压缩机喘振危害
当离心压缩机出现喘振, 那么, 其将无法进行正常的工作。当这种情况发生后, 我们应将离心压缩机出口的压力减小。同时, 由于出口管道系统的压力大于离心压缩机的压力, 因此, 我们还要使天然气从管道系统中回流到压缩机系统, 直至管道中的压力小于压缩机出口的压力时方可停止, 这样才能让离心压缩机恢复正常工作。然而由于管道压力恢复到原有的水平时, 经过离心压缩机的气体流量进一步减少, 由此离心压缩机又将形成喘振, 如此反复将导致系统形成了周期振荡, 离心压缩机将形成了剧烈的振动, 还伴随着异常的噪声, 对机械的内部密封、叶轮以及轴承等其他的设备或者设施形成了极大的压力以及损伤, 严重时将导致离心压缩机的损坏, 同时也将于机组连接的管道系统构成了周期的振动, 致使输气管道系统中的压力表、温度表和流量计都形成了较大的摆动, 同时离心压缩机在很短的时间内部反复从空载转变为过载, 难以实现离心压缩机的运行。
2 防止喘振的措施
由于压缩机内部具有较低的实际流量, 气体容易形成旋转脱离, 常会造成离心压缩机不能进行正常的工作。这就是压缩机形成喘振的根源所在。在压缩机的现实使用中, 压缩机上面配有专门设置的喘振控制系统, 这种控制系统主要有防喘振以及自动控制系统构成, 不同生产厂商的压缩机都具有其各自的特点, 由此在实际的操作上有一定的区别, 但其运行的基本原理类似。为了防止回流的天然气温度过高防喘振回流入口的气体应通过空气冷却机进行冷却, 若是压缩机站没有空气冷却机那么需要设置专门的防喘振回流的空气冷却机。
3 防喘振控制系统的设计要求
每一套离心压缩机组带有机组控制系统, 能防止机械的喘振, 防喘振的单元由传感器、喘振控制器、变送器以及防喘振阀或回流阀几个部分构成。离心压缩机机组的喘振控制器是根据接收入口、出口压力和温度入口流量信号构成, 判断了离心压缩机的工作状态, 判断了防喘振阀和回流阀的开启或者关闭。要是缺乏了喘振控制, 离心压缩机从异常到实际喘振的发生时间十分短暂, 由此相应的设备和工艺涉及应做出准确而迅速的反应。
在离心压缩机防喘振的设计过程中入口流量设备应安装在对天然气扰动最小的为止, 同时将其设计为压缩机的满操作量程;变送器要安装在靠近测量设备尽可能近的为止, 便于减少系统的反应时间;同时还应选择合适的防喘振阀, 将其反应时间控制在1s内, 最多不超过2s, 其型号和尺寸应根据压缩机的性能以及操作的条件确定;在输送管道的实际设计过程中, 压缩机出口管道以及回流的管道容易应根据实际需求进行确定。
摘要：离心压缩机容易由于内部气体流量较低而导致的气体旋转脱离的现象, 导致了离心压缩机内部无法正常工作, 通过增加离心压缩机内部液体流量, 同时在出口处设置了单向阀防止气体倒流等措施, 则能有效防止离心压缩机的喘振, 有效保障了输气管道的持续正常运行。
关键词：离心压缩机,喘振,问题,分析
参考文献
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离心式压缩机喘振分析及解决措施 篇9
关键词：离心式压缩机 喘振 机理 影响因素 危害 判断 措施
0 引言
离心压缩机是速度式压缩机中的一种，由于具有排气量大，效率高，结构简单，体积小，气体不受油污染以及正常工况下运转平稳、压缩气流无脉动等特点，目前已广泛应用于石油、化工、冶金、动力、制冷等行业。离心压缩机的安全可靠运行对工业生产有着非常重要的意义。然而，离心压缩机对气体的压力、流量、温度变化较敏感，易发生喘振。喘振是离心压缩机固有的一种现象，具有较大的危害性，是压缩机损坏的主要诱因之一。早在
1945年于英国首先发现了离心压缩机的喘振现象并引起了人们的注意。
1 离心式压缩机的喘振机理及影响因素
1.1 离心式压缩机的喘振机理 离心压缩机工作的基本原理是利用高速旋转的叶轮带动气体一起旋转而产生离心力，从而将能量传递给气体，使气体压力升高，速度增大，气体获得了压力能和动能。在叶轮后部设置有通流截面逐渐扩大的扩压元件(扩压器)，从叶轮流出的高速气体在扩压器内进行降速增压，使气体的部分动能转变为压力能。可见，离心压缩机的压缩过程主要在叶轮和扩压器内完成。当离心压缩机的操作工况发生变动，而偏离设计工况时，如果气体流量减小则进人叶轮或扩压器流道的气流方向发生变化，气流向着叶片的凸面(工作面)冲击，在叶片的凹面(非工作面)的前缘部分，产生很大的局部扩压度，于是在叶片非工作面上出现气流边界层分离现象，形成旋涡区，并向叶轮出口处逐渐扩大。气量越小，则分离现象越严重，气流的分离区域就越大。由于叶片形状和安装位置不可能完全相同及气流流过叶片时的不均匀性，使得气流的边界层分离可能先在叶轮(或叶片扩压器)的某个叶道中出现，当流量减少到一定程度，随着叶轮的连续旋转和气流的连续性，这种边界层分离现象将扩大到整个流道，而且气流分离沿着叶轮旋转的反方向扩展，以至叶道中形成气流旋涡，从叶轮外圆折回到叶轮内圆，此现象称为旋转脱离，又称为旋转失速。发生旋转脱离时叶道中气流通不过去，级的压力突然下降，排气管内较高压力的气体便倒流回级里来。瞬间，倒流回级中的气体补充了级流量的不足，叶轮又恢复正常工作，重新把倒流回来的气体压出去。这样又使级中流量减小，于是压力又突然下降，级后的压力气体又倒流回级中来，如此周而复始，在系统中产生了周期性的气流振荡现象，这种现象称为“喘振”。
2 喘振的危害及判断
2.1 喘振的危害 喘振现象对压缩机十分有害，主要表现在以下几个方面：①喘振时由于气流强烈的脉动和周期性振荡，会使供气参数(压力、流量等)大幅度地波动，破坏了工艺系统的稳定性。②会使叶片强烈振动，叶轮应力大大增加，噪声加剧。③引起动静部件的摩擦与碰撞，使压缩机的轴产生弯曲变形，严重时会产生轴向窜动，碰坏叶轮。④加剧轴承、轴颈的磨损，破坏润滑油膜的稳定性，使轴承合金产生疲劳裂纹，甚至烧毁。⑤损坏压缩机的级间密封及轴封，使压缩机效率降低，甚至造成爆炸、火灾等事故。⑥影响与压缩机相连的其他设备的正常运转，于扰操作人员的正常工作，使一些测量仪表仪器准确性降低，甚至失灵。一般机组的排气量、压力比、排气压力和气体的密度越大，发生的喘振越严重，危害越大。
2.2 喘振的判断 由于喘振的危害较大，操作人员应能及时判别，压缩机的喘振一般可从以下几个方面判别:①听测压缩机出口管路气流的噪声。当压缩机接近喘振工况时，排气管道中会发生周期性时高时低“呼哧呼哧”的噪声。当进人喘振工况时，噪声立即大增，甚至出现爆音。②观测压缩机出口压力和进口流量的变化。喘振时，会出现周期性的、大幅度的脉动，从而引起测量仪表指针大幅度地摆动。③观测压缩机的机体和轴承的振动情况。喘振时，机体、轴承的振动振幅显著增大，机组发生强烈的振动。
3 压缩机的喘振预防及解决措施
三催化车间的气压机组是由美国DRESS-RAND公司制造的3M8-9两段压缩机和4U背压式汽轮机组成，该机组安装在公司120万吨/年催化裂化装置内，机组主要用来压缩气体、控制反应压力。当汽轮机调速系统出现故障可导致压缩机转数急剧下降，压缩机出口压力下降，从而使管网中高压气体倒流回压缩机引起喘振。
3.1 为了防止喘振发生，在操作中应注意到：①防喘振系统未投自动的情况下，机组的操作状态必须远离喘振区，留有足够的防喘余度。②气压机开停与调整时，必须严守“升压先升速，降速先降压”的原则。操作中应缓慢、均匀，多次交替完成升压和变速。③反映、分馏岗位应努力平稳操作，控制好冷后温度，力求控制富气参数在设计范围内。④操作中必须密切观察主蒸汽和背压蒸汽参数，发现不利趋势及时联系加以调整。
3.2 气压机不同工况下喘振现象的处理措施。①针对低流量工况，应立即适量打开反飞动阀。②针对出口阻塞工况，应立即适当打开出口放火炬阀。③针对由气体参数变化出现的喘振工况，应首先打开出口放火炬消除喘振状态后，再调整操作改变气体参数。④发生喘振工况时，气压机岗位操作员在情况判断不明的情况下，应先开出口放火炬消除喘振状态，再进行针对性处理的原则来操作。
4 结论
离心制冷压缩机故障分析及处理 篇10
离心式冷水机组是丙烯腈装置的重要设备, 结构示意图见图1。
1 故障现象及分析
该机组2001年8月投产, 始终运转平稳。2009年5月16日电机检修后投用, 制冷量不足, 同时振动异常, 对压缩机进行振动监测, 状态监测结果显示机组最高振幅2.42mm/s, 振动值合格, 但振动频谱有异常频率, 如图2所示。
由图2知, 压缩机振动频率以电机的1、2倍频50Hz、100Hz及高速轴转频160Hz为主, 同时压缩机有733Hz、783H频率的峰值, 733Hz、783Hz频率为压缩机的非整数倍频, 从压缩机的结构及常见故障分析, 可能存在齿轮啮合状态不良或紊流[2]。
啮合故障
按啮合不良的故障程度, 啮合故障激起的频率有三种情况:
a.轻微的啮合不良, 可激起以啮合频率为载频的故障特征。
b.中度的啮合不良, 可激起以齿轮自振频率为载频的故障特征。
c.严重的啮合不良, 可激起以齿轮箱部件自振频率为载频的故障特征。
紊流故障
紊流为压缩机正常的气体流动受到某些干扰或阻止时, 出现的流动现象, 紊流可产生随机的高频振动, 有时激起低频振动。
2 故障处理
按上述分析, 首先调整压缩机的流量、出入口温度及压力, 机组制冷量仍无改善, 可排除流体存在紊流现象。进一步确定为压缩机存在齿轮啮合状态不良故障, 压缩机需解体检查齿轮的啮合情况。
3 解体检查情况
2009年5月17日, 维修人员对机组解体大修, 发现存在主要故障如下:
3.1 高低速齿几乎磨平, 无法啮合, 即高速轴根本无法旋转。
3.2 高速轴瓦主推力面严重磨损。
结合压缩机损坏现象, 检查维修记录, 确定为电机反转, 致使齿轮啮合不良, 产生异常磨损。 (见图3、4)
4 故障原因的进一步分析
4.1 齿轮磨损原因分析
齿轮理想啮合接触线如图56所示。
维修工人在 安装过程中，对齿 轮正转啮合面进 行过精心调整，如 图 5 所示，齿面受 力均匀。而齿轮反 向啮合线由于没 有经过调整，若反 向旋转，齿面必然 产生点接触，如图 6 所示，齿面应力 集中，最终导致齿 轮严重损伤，如图 3 所示。
4.2 主推力瓦磨损原因分析
如 图 7 所 示，转子正转时， 高速轴由于叶轮 出入口压差而产 生 的 轴 向 力 为 F1，低速轴斜齿施 加于高速轴产生 的轴向力为 F2， 二者方向相反，合 力∑F=F1- F2 作 用于主推力轴瓦。
图8所示, 转子反转时, 高速轴由于叶轮出入口压差产生的轴向力为F1', 低速轴斜齿施加于高速轴产生的轴向力为F2', 二者方向相同, 叠加, 合力∑F'=F1'+F2'作用于主推力轴瓦[3]。
∑F'明显远大于∑F, 超过轴瓦承载能力, 致使主推力轴瓦严重磨损。
5 结论
应用状态监测与故障诊断知识, 分析振动产生的原因, 进行有针对性的检修。更换了齿轮及轴瓦, 2009年5月25日启动压缩机, 机组振动为1.2mm/s, 振动正常。
摘要：应用状态监测与故障诊断知识, 诊断离心制冷压缩机变速产生故障的原因, 确定为齿轮磨损故障, 更换损坏部件后, 机组运转正常。
关键词：压缩机,频谱,故障诊断,齿轮,推力轴瓦
参考文献
[1]董天禄.离心式/螺杆式制冷机组及应用, 2001, 10.
[2]沈庆根, 郑水英.设备故障诊断[M].北京:化学工业出版社, 2007, 9.
[3]任晓善.化工机械维修手册, 2003, 11.