大型离心压缩机（共10篇）
大型离心压缩机 篇1
一、概述
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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[4]陈长征.设备振动分析与故障诊断技术.北京:科学出版社, 2007
[5]王志清.透平压缩机的调节运行和振动.北京:机械工业出版社, 1996
离心式压缩机常见故障分析 篇2
【关键词】离心式压缩机；石油化工；故障分析
离心式压缩机的无论是从其设计图式、使用方式上，其的效率都是其质量优良标准评价的一个重要因素。一般来说，离心式压缩机的效率决定因素很大程度是由其的制造工艺来决定的。特别是在现在这样一个科学技术爆炸性发展的时代，各个能源类的企业的发展也是如同雨后春笋一般。这就给离心式压缩机的性能提出了高的要求，从而适应进步地时代所提出的新要求。离心式压缩机的发展在20世纪到现在一直以来就是其的发展黄金时期。正是在这样一个发展迅猛的时期，其的毛病故障也是层出不穷。
1.离心式压缩机的发展简史
1.1离心式压缩机的发展历史
离心式压缩机的故乡不在我们中国。它最早出现于世界上是18实际左右。当年，Papin通过了他的文章著作，最先提出了离心式压缩机的设计思想。也就是从这个时候开始，离心式压缩机开始逐渐的发展蓬勃壮大。19世纪左右，离心式压缩机有一个重要的技术突破。那就是在离心式压缩机中融合了逐渐成熟的叶轮机械理论。这就是意味着离心式压缩机中已经逐渐的将叶扩压器作为主要地离心手段。20世纪，离心式压缩机的工作性能也是得到了划时代性的提高。各种各样的关于离心式压缩机理论的研究已经是灿若繁星。也早已有专家学者们将自己的理论申请了专利。例如我国蜚声中外的科学家吴仲华教授的两簇流面理论，就为叶轮机械内部的三元流场问题的解决打下了坚实的基础。德国的Krain博士的三维气动设计方法对于改善离心式压缩机的三元叶轮的设计也是具有重要的作用。放眼于世界来说，中国目前的离心式压缩机的发展进程还是不如国外。我国整体的关于离心式压缩机的研究技术也是慢了国外发展进步的一大截。虽说如此，但是目前国内的各大高校对于离心式压缩机技术的人才培养也是给出足够的重视。我国的离心式压缩机技术相信也能够在不久的将来获得骄人的成绩。
1.2离心式压缩机的划时代进步里程碑
一个机器出现关于划时代进步的里程碑自然和其故障的分析解决的发展历史离不开。常见的离心式压缩机的故障毛病检测因素有：振动频率、振动时发热所引起的温度、以及其的压力大小，变形程度等。大多数的专家们会首要地选择离心式压缩机的振动测试。其原因不光是因为振动所发生的响应进而所带来的参数具有一定的代表性，更重要的是振动测试比较方便易行，操作简单。而且我国关于振动测试方面的仪器设计也比较成熟，能够很好地把握住机器的振动参数采集。振动故障的分析主要是以测试时间信号为主，对于得到的频谱进行分析，然后根据频谱来确定故障。振动测试故障分析技术的成熟简化了离心式压缩机的故障检验，加速了离心式压缩机的改良创新。不得不说是离心式压缩机发展史上一个重要的突破。
2.离心式压缩机的基本工作原理
2.1基本工作原理
如同前面所述，现今的离心式压缩机主要是采用了叶轮式的设计。那么当气体进入了离心式压缩机当中，在叶轮叶片的高速旋转作用之下，在与叶轮同时进行高速旋转的过程中向叶轮出口的部位流动。在过程中，由于叶轮自身所存在的扩压作用，使得气体的压力能量和动能都得到了增强。随后，气体便进入了扩压器当中，在扩压器当中，动能又将转化为压力能。气体再通过层层的弯道、回流器等流入了下一级叶轮再进行新一轮的压缩。这样一来便能够得到人们所要求的气体压力。这也就是离心式压缩机基本的工作原理。大自然运动的变化是复杂又不可预测的。气体再离心压缩机中的运动方式以及其的运动参数，不是笔者的三言两语能够道得清的。气体压力在符合人们标准之前，在不同截面上的运动情况各个相同。从绝对的坐标平面上来进行考虑，高速旋转的叶轮当中的气流所位于空间中任何一点的参数是周期性变化的。但是离心式压缩机的内部结构复杂，各个截面上的参数变化却是多样的。
2.2离心式压缩机的优点
离心式压缩机能够在18世纪出现至今还在广为使用，自然有着其不可替代的优点所在。经过了时代的优胜劣汰的选取，现今所使用的离心式压缩的一个最为显目的优点那就是流量大。离心式压缩机的大流量满足了石油化工企业的逐渐向着大负荷发展的方向要求。另外，离心式压缩机采用的叶轮设计的转速高，在使用过程当中，能够的利用率也很高。这一大优点也就使得石油化工企业能够直接驱动机器，省去了中间启动环节中的麻烦步骤，一来节约了能源，二来也便捷人们对于离心式压缩机的变速调节。第三大优点便是离心式压缩机的结构设计紧凑，占地面积小。一般来说，压缩机的容量大的话，那么其的活塞也会随着成正比例增长。刚刚所提高的离心式压缩机的容量大的优点并没有成为其活塞设计的制约因素，相反，离心式压缩机的活塞大小仅仅是同容量压缩机的十分之一。另外，离心式压缩的工作状态稳定，质量有保证排气也是均匀干净，没有被石油所污染。
3.离心式压缩机的常见故障分析
3.1振动故障分析
离心式压缩机是许多大型化工企业的关键设备，其所占地位非常重要。一旦出现故障，往往造成很大的经济损失。因此如何管好这些机器，保证机组安全、稳定长周期运行，一旦出现故障能迅速查明原因，加以排除就成为一个特别重要的课题。在离心式压缩机的各种故障中，最经常碰到的，影响最大的就是振动问题。引起振动的因素很多，最重要的就是找出各种振动的特点和规律，当出现振动故障时，能迅速找出原因，提出相应的对策。振动是造成工程结构损坏及寿命降低的原因。同时，振动将导致机器和仪器仪表的工作效率、工作质量和工作精度的降低，由此可见振动控制十分必要。
3.2离心转子的失衡问题
旋转机械的转子由于材料质量和加工技术等各方面的影响，转子上的质量分布对中心线不可能绝对地轴对称，因此任何一个转子不可能做到绝对平衡，转子质量中心与旋转中心线之间总是有偏心距存在。这就使转子旋转时形成周期性的离心力干扰，在轴承上产生动载荷，使机器产生振动，我们把旋转质量沿旋转中心线的不均匀分布称为不平衡。转子不平衡的特征有：一在转子径向测检的频谱图上，转速频率成分具有凸出的峰值。二转速频率的高次谐波值很低，因此反映在时域波形图上是一个正弦波。三对于普通两端支撑的转子，轴向测点上的振值并不明显。关于转子失衡的现象，不同的离心压缩机会有着不同的表现，这里就不再一一进行赘述。能够使得离心压缩机的转子出现不平衡的主要原因有：旋转体几何形状设计不对称，重心不在旋转轴线上；铸件有一气孔，造成材料内部组织不均匀，材料厚薄不一致，如：焊接结构由于厚度不同而造成质量不对称；焊接和浇铸上的造型缺陷。
4.结语
离心式压缩机最为现今石油化工企业生产活动的主流，其的装置设置，以及其的故障分析自然不能够马虎了事。离心式压缩机是炼油装置中一个重要组成部分。现在计算机科学技术普及，使得离心式压缩机的故障检测也将更加精准，这对于离心式压缩机的完善也有着促进作用。
【参考文献】
[1]高其烈.空气压缩机的技术进展和趋向.风机技术，2005，10（2）：53-56.
[2]花严红，袁卫星，王海.离心压缩机研究现状及展望.风机技术，2007，2（3）：45-48.
大型离心压缩机 篇3
离心压缩机是大型石化个业中关键的生产设备, 运转正常与否直接关系到企业的连续化生产。与许多大型运转设备一样, 离心式压缩机的运转状况监测与故障诊断一直是难题。
1 转子不平衡
1.1 致障机理
离心压缩机运行一段时间后, 由于转子部件质量偏心或转子部件摩擦等原因会出现转子不平衡现象。导致转子不平衡的原因很多, 按发生不平衡的过程可分为原始不平衡、渐变性不平衡和突发性不平衡。
原始不平衡是由于转子制造误差大、动平衡精度低、材质不均匀、转子零部件安装错误或配合松动及零部件泄漏等原因造成的。
造成渐变性不平衡的原因很多、转子结构不合理结垢、材质不合理腐蚀、介质中粉尘的不均匀沉积、介质中颗粒对叶轮的不均匀磨损、转子光洁度不够或表面处理不好结垢以及工作介质对转子的磨损腐蚀等。渐变性不平衡表现为振动值随运行时间的延长而逐渐增大。
突发性不平衡是由于转子上零部件脱落或叶轮流道有异物附着、卡塞造成, 也可能由于结构不合理应力集中、入口滤网制造缺陷、超速超负荷运行等造成。
转子不平衡诊断方法:
(1) 振动趋势不同。原始不平衡运行初期机组振动就较高;渐变性不平衡运行初期振动较低, 随时间推移逐渐升高;突发性不平衡运行中振动值突然升高, 然后稳定在一个较高值。
(2) 矢量域变化不同。原始不平衡矢量域稳定在某一允许范围内;渐变性不平衡矢量域逐渐变化;突发性不平衡矢量域某时刻突然变化, 然后稳定。
1.2 转子不平衡应对措施
(l) 对于原始不平衡要按要求对转子进行动平衡试验, 按技术要求安装转子的零部件, 及时消除转子上的部件松动。
(2) 对于渐变性不平衡要对转子定期除垢修复, 定期检修, 保证介质清洁防止腐蚀。
(3) 对于突发性不平衡要及时停机检修, 更换损坏的转子, 定期清理异物, 消除应力。
2 转子不对中
2.1 致障机理
转子不对中包括轴系不对中和轴承不对中。压缩机各转子之间用联轴节连接时, 如不处在同一直线上, 就叫做轴系不对中。产生轴系不对中的原因有冷态对中数据不符合要求、材质不均匀造成热膨胀不均匀、介质温度偏离设计值、基础或基座沉降不均匀等。压缩机轴系不对中是非常普遍的故障。
轴系不对中有两种情况:
(l) 轴线平行位移, 称为平行不对中;
(2) 轴线交叉成一角度, 称为角度不对中。
转子不对中诊断方法:
(l) 轴心轨迹为双环椭圆;
(2) 进动方向为正进动;
(3) 振动随转速变化明显;
(4) 振动随负荷变化明显;
(5) 振动随油温、介质温度、环境温度的变化而变化;
(6) 联轴器两侧轴承振动较大。
2.2 转子不对中应对措施
(1) 核对设计的冷态对中数据;
(2) 按要求调整轴承对中情况;
(3) 及时检查保温是否完好, 及时调整基础沉降。
3 转子弯曲
3.1 致障机理
转子弯曲是指转子的中心线处于不直状态。转子弯曲分为永久性弯曲和临时性弯曲两种情况。永久性弯曲是指转子轴呈弓形弯曲后无法恢复, 它是由于转子结构不合理、材质不均匀、制造误差大、转子长期存放不当而发生永久性变形, 或是未按规程检修有较大预负荷、热态停车时未及时盘车、转子的热稳定性差长期运行后自然弯曲等原因所造成。临时性弯曲是指可恢复的弯曲。转子临时性弯曲是由于转子上有较大预负荷、开机运行时暖机不足、升速过快、加载过快、转子热稳定性差等原因造成。
3.2 转子弯曲的应对措施
(l) 按要求进行动平衡试验;
(2) 按规定升速加载;
(3) 备机按时盘车;
(4) 及时校正转子。
4 油膜振荡
4.1 致障机理
离心压缩机一般采用滑动轴承支承转子系统, 机器运行的稳定性和轴承的类型关系密切。虽然高稳定性滑动轴承的应用使轴承的故障减少, 但油膜振荡仍是离心压缩机振动的主要原因, 而且产生的破坏性很大。油膜振荡是指滑动轴承中由于油膜的动力学特性而引起的旋转轴的自激振动。油膜振荡只有在机组运行转速大于二倍转子临界转速的情况下才可能发生, 可产生与转轴达到临界转速时同等的振幅或更加激烈。油膜振荡不仅会导致高速旋转部件的故障, 也可造成轴承或整台机组的破坏。导致油膜振荡的因素主要有:轴系参数设计不合理、轴承磨损腐蚀、润滑油豁度不当、轴瓦间隙不符合要求等。
4.2 油膜振荡的应对措施
(l) 避开油膜共振区域, 即设计时避免转子工作转速在一阶临界转速的两倍附近运转;
(2) 增加轴承比压, 相当于增大轴颈的偏心率, 提高油膜的稳定性;
(3) 减小轴承间隙, 提高发生油膜振荡的转速;
(4) 控制适当的轴瓦预负荷;
(5) 选用抗振性好的轴承;
(6) 调整油温, 适当升高油温, 减少油的勃度, 增加轴颈在轴承中的偏心率, 稳定轴颈。
5 旋转失速与瑞振
5.1 致障机理
旋转失速与喘振是离心压缩机特有的一种振动故障, 这种故障是由于流体流动分离造成的。旋转失速是叶轮导流器区域的一种非稳态流动, 对于涡轮流体机械而言, 旋转失速是一种特殊现象。引起旋转失速的原因有以下几方面:设备的各级流道设计不匹配;叶轮流道或气流流道或滤清器被堵塞;流量调节不当;流道结垢等。旋转失速按形成过程分为渐进型和突变型两种。渐进型旋转失速是压缩机气量减小, 气流堵塞区所占据面积逐渐扩大。突变型旋转失速是气量减小到一定程度后, 失速区迅速扩大, 占据较大面积, 它易引起较强气体压力脉动, 对压缩机性能和振动影响较大。旋转失速过程有滞后效应。
5.2 旋转失速与瑞振的应对措施
(l) 调整机组转速, 遵循升压先升速、降速先降压的原则;
(2) 检查入口过滤网, 及时清理异物;
(3) 开大回流阀, 保证入口流量和压力;
(4) 对于一些特殊介质, 打开出口放空阀。
6 机械松动
6.1 致障机理
离心压缩机的机械松动有三种类型。第一种类型的机械松动是指设备的底座、台板和基础存在结构松动, 或水泥灌浆不实以及结构或基础的变形。第二种类型的机械松动主要是由于设备底座固定螺栓的松动或轴承座出现裂纹引起的。第三种类型的机械松动是转子支承部件连接松动, 是由于支承系统结合面间隙过大、紧力不足、在外力或温升作用下产生间隙、固定螺栓强度不足导致断裂或缺乏防松措施造成的。
6.2 机械松动的应对措施
(l) 及时紧固螺栓;
(2) 更换受损部件;
(3) 消除基础变形;
(4) 按要求检修, 保证瓦背紧力。
7 结束语
总之, 随着石油化工行业的发展, 离心压缩机组的应用日益增多。离心压缩机越来越趋向于大型化、自动化、复杂化, 其状态监测和故障诊断尤为重要。状态监测和故障诊断系统应用于大型离心压缩机, 可有效的提高压缩机运行的可靠性、安全性、科学性, 保障装置的长周期稳定运行, 降低维修成本, 提高企业经济效益。
摘要：目前, 大型离心压缩机广泛应用于石油化工行业。大型离心压缩机功率大、转速高、流量大、压力高、结构复杂、监控仪表多、设备运行及检修要求高, 因而操作中稍有不当, 都会造成机组故障。大型离心压缩机组本身价格较高, 而其非计划停机又可能会引起整个生产装置的停产, 会给企业和国家造成巨大的经济损失。因此, 认真做好大型离心压缩机组的状态监测与故障诊断工作, 意义重大。
关键词：离心压缩机,故障诊断,非计划停机,经济效益,机组故障,技术先进,经济可靠
参考文献
[1]魏立东.基于智能控制的回转压缩机械故障诊断与研究[D].大连理工大学, 2006.
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[3]张思.振动测试与分析技术[M].清华大学出版社, 1992.
浅析离心式压缩机的喘振现象 篇4
【关键词】喘振现象、压缩机、危害、控制
【中图分类号】TH452 【文献标识码】A 【文章编号】1672-5158（2013）04-0128-01
前言
离心式压缩机对气体的压力、流量、温度变化较敏感，易发生喘振。喘振具有较大的危害性，是损坏压缩机的主要原因，虽然通过控制系统避开了绝大多数的喘振，但在设备的长期使用过程中，仍然不同程度地出现了喘振现象，因此，需要在实践中，逐步弄清喘振机理，掌握喘振的影响因素，采取有效的防喘振控制措施，消除喘振产生的条件，减少喘振出现的频次，提高压缩机的运行可靠性。
一、喘振现象的产生的机理
离心式压缩机是利用机器的作功元件如高速回转的叶轮对气体作功，使气体在离心力场中压力得到提高，同时动能也大为增加，随后在扩压流道中流动时这部分动能又转变成静压能，而使气体压力进一步提高，这就是离心式压缩机的工作原理或增压原理。
离心式压缩机在转速不变的情况下，当流量增大到某个最大值时，压比和效率垂直下降，出现阻塞现象。
当流量减小到某个值时，操作工况也会发生变动并偏离设计工况，这时进入叶轮或扩压器流道的气流方向就会发生变化，气流向着叶片的工作面冲击，在叶片的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了气流边界层分离现象并形成漩涡区，并向叶轮出口处逐渐扩大，气量越小，则分离现象越严重，气流的分离区域也就越大，由此会产生旋转脱离现象。
发生旋转脱离时，叶道中的气流通不过去，级的压力也突然下降，排气管内较高压力的气流便倒流回级里来，瞬间，倒流回级中的气体就补充了级流量的不足，使叶轮又恢复了正常工作，从而重新把倒流回来的气体压出去，这样又使级中流量减少，于是压力又突然下降，级后的压力气体又倒回级中来，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”。
二、造成喘振的原因
离心式压缩机的喘振现象的产生有两个主要原因：压缩机流量减少，它是喘振产生的内因；与压缩机联合工作的管网特性是喘振产生的外界条件；此外，被输送气体的吸入状态，也是使压缩机产生喘振的因素，一般讲，吸入气体的温度或压力越低，压缩机越容易进入喘振区。
影响离心式喘振的因素不是单一的，往往是多种因素综合作用的结果，运行中可能造成喘振的各种原因有：
1）系统压力超高
造成这种情况有：压缩机紧急停机，气体为此进行放空或回流；出口管路上的单向逆止阀门动作不灵活关闭不严；或者单向阀距压缩机出口太远，阀前气体容量很大，系统突然减量，压缩机来不及调节，防喘系统未投自动等等。
2）吸人流量不足
由于外界原因使吸入量减少到喘振流量以下，而转速，使压缩机进入喘振区引起喘振。这种情况的原因有：压缩机入口滤器阻塞，阻力太大，而压缩机转速未能调节造成喘振；滤芯太脏，或冬天结冰都可能发生这种情况；人口气源减少或切断，如压缩机供气不足，压缩机没有补充气源等等。所有这些情况如不及时发现及时调节。压缩机都可能发生喘振。
3）机械部件损坏脱落
机械密封，平衡盘密封，o型环等部件安装不全，安装位置不准或者脱落，会形成各级之间，各段之间串气，可能引起喘振；过滤器阻力太大，逆止阀失效或破损也都可以引起喘振。
4）操作中，升速升压过快，降速之前未能首先降压
升速、升压要缓慢均匀，降速之前应先采取卸压措施：如放空，回流等；以免转速降低后，气流倒灌。
5）工况改变，运行点落入喘振区
工况变化，如改变转速，流量，压力之前，未查看特性曲线，使压缩机运行点落入喘振区。
6）正常运行时，防喘振系统未投自动
当外界因素变化时，如压力下降或气量波动；电机转速下降而防喘振系统来不及手动调节；或来气中断等；由于未用自动防喘振装置可能造成喘振。
7）介质状态变化造成喘振
喘振发生的可能与气体介质状态有很大关系。因为气体的状态影响流量，从而也影响喘振流量，当然影响喘振。如进气温度，进气压力，气体成分即分子量等对喘振都有影响。当转速不变，出口压力不变时，气体人口稳度增加容易发生喘振；当转速一定，进气压力越高则喘振流量值也越大；当进气压力一定，转速不变，气体分子量减少很多时，容易发生喘振。
三、喘振的危害和判断
喘振产生的危害主要有以下几种：
1）气流脉动使压缩机的大部分动能转化为热能，致使压缩机内温度迅速上升。
2）压缩机性能恶化，压力、效率降低。
3）出现异常噪声、吼叫和爆音。
4）机组出现强烈振动，使得压缩机的轴承、密封损坏，转子和固定部件发生碰撞，造成机器严重破坏。
压缩机的喘振一般判定方法主要有以下几种：
1）听测压缩机出口管路气流的噪音
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”的噪音，当进入喘振工况时，噪音立即大增，甚至出现爆声。
2）观测压缩机出口压力和进口流量的变化
喘振时，出现了周期性的、大幅度的脉动，从而引起测量仪表大幅度地摆动。
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。
4）利用故障诊断和状态监测技术进行分析判断
喘振可以分为弱喘振和深度喘振，它们之间没有分界线，一般出现倒流的喘振肯定为深度喘振。弱喘振或级间喘振，仅靠观测故障现象还不能作出准确的判定，这时可以依靠频谱分析等先进的故障诊断和状态监测技术来进行分析判断。
根据出现振动时的频率特征来判断振动是否因喘振引发的，进而查找故障原因，压缩机接近或进入喘振工况时，振幅要比正常运行时大大增加，喘振频率一般为1～30Hz。
四、离心式压缩机的防喘振控制
为了防止离心式压缩机产生喘振而设置的控制方案称为防喘振控制方案。防喘振控制与一般的压缩机流量控制是不相同的，它的基本出发点是要控制压缩机的入口流量不低于某一个极限数值。根据这个极限数值是恒定、还是可变的不同要求，压缩机的防喘振控制方案分为固定极限流量法和可变流量极限流量法。
固定极限流量法是控制压缩机的入口流量不低于某一不变的极限值，以防止喘振现象的产生。这种方案的结构简单、运行安全可靠，投资费用较少。但产生喘振现象的流量极限值往往与压缩机的转速有关.因此，当压缩机的转速不是恒值时，不宜采用这种方案。
当压缩机的转速可变时，进入喘振区的极限流量也是变化的。这个极限流量可以根据压缩机的安全操作线（由制造厂家提供）经过一定的计算得到。
可变极限流量法就是控制压缩机的入口流量，使之不低于这个由计算得到的流量极限值，以防止喘振现象的发生。这种方案由于要根据现场数据来计算流量的极限值，比较麻烦。而且当安全操作线的方程不相同时，就应该有不同的计算方法和相应的控制方案。但这种方案在压缩机的转速不恒定，负荷需要变动的场合下，使用较可靠、较经济。
控制系统含有防喘振控制单元，该单元由传感器、变送器、喘振控制器以及防喘振阀或回流阀组成。在运行过程中，机组喘振控制器通过接收入口、出口压力和温度及人口流量信号，判断压缩机的工作状态，以决定防喘振阀或回流阀的关启。如果无机组喘振控制，压缩机从出现异常到发生喘振的时间很短，因此要求设备和工艺设计应满足准确和快速反应的特点。
结束语
离心式压缩机安装调整 篇5
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6
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
[1]王计栓, 苑文改.离心式压缩机喘振问题研究及解决方案[J].风机技术, 2005 (3) .
[2]魏龙, 袁强.离心式压缩机的喘振及控制[J].风机技术, 2004 (1) .
离心制冷压缩机故障分析及处理 篇7
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
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[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.
离心式压缩机常见故障分析 篇8
在离心式压缩机的各种故障中, 经常碰到的, 影响最大的就是振动问题。振动是造成工程结构损坏及寿命降低的原因。引起振动的因素很多, 最重要的就是找出各种振动的特点和规律, 当出现振动故障时, 能迅速找出原因, 提出相应的对策。
1 压缩机常见故障产生原因、振幅、振动效率
下面就压缩机常见的机械振动故障进一一列举, 以便在生产实践中对离心压缩机产生的振动原因做出迅速而正确的判断:
1.1 故障产生原因、振幅、振动效率及特征 (见表1)
一般说来, 对于因操作转速接近临界转速而引起的压缩机振动故障我们常采取变换操作转速或变更临界转速的方法加以校正。而结构性共振我们则采取改变部件的设计, 改变部件的自振频率来进行优化, 另外, 像不同心、轴弯曲、不见松动、齿轮缺陷、密封片摩擦、基础不坚等常见普通故障, 我们一般采取重新找正、直轴、紧固松动部件加防松部件、重新检查安装、修补基础等一般方法即可解决, 但是像油膜振荡、喘振、转子不平衡等这几种比较复杂且典型的振动故障, 则需要细致分析、加以处理。
2 压缩机典型振动故障分析
离心压缩机是一种高转速、高功率, 是制造精度非常高的动力机械。压缩机的振动故障诊断技术经过多年的发展, 已经形成了比较完整的一套方法, 下面就几种典型的压缩机振动故障进行进一步分析:
2.1 油膜振荡
油膜振荡是高速滑动轴承的一种特有故障, 它是由油膜力产生的自激振动。转子发生油膜振荡时输入的能量很大, 引起转子轴承系统零部件的损坏, 甚至整个机组的毁坏, 其防治措施主要有以下几种:
1) 避开油膜共振区:使压缩机工作转速避免在一阶临界转速的两倍附近运转。
2) 增加轴承比压:即增加轴瓦工作面上单位面积所承受的载荷。增加比压就等于增加轴颈的偏心率, 提高油膜的稳定性。
3) 减少轴承间隙:轴承间隙减小, 侧可提高发生油膜振荡的转速。
4) 控制适当的轴瓦预负荷:预负荷为正值, 就是轴瓦内表面上的曲率半径大于轴承内圆半径, 等于起到增大偏心距的作用。
5) 选用抗振好的轴承:圆柱轴承抗抗性最差, 其次是椭圆轴承最好的是三油楔和四油楔轴承。
6) 调整油温:升高油温, 减小油的粘度, 可以增加轴颈在轴承的偏心率, 有利于轴颈稳定。
2.2 旋转脱离
旋转脱离的机理:当离心式压缩机工况发生变化时如果流过压缩机的量减小到一定程度, 进入叶轮或扩压器的气流方向发生变化, 气流向着叶片工作面产生冲击, 在叶片非工作面上产生很多气流旋涡, 旋涡逐渐增多。使流道流通面积减少。假如2流道中旋涡较多, 多余的气体就会进1和3叶道, 进入1叶道的气体正好冲击叶片非工作面, 使旋涡减少, 而进入了叶道的气体冲击工作面使旋涡增多, 堵塞流道的有效流通面积, 迫使气流折向其他流道如此发展下去, 旋涡组成的气团转速反向传播, 并产生振动。
2.2.1 类型
旋转失速有渐进型和突变型两种。渐进型失速是随气量的减小, 气流堵塞区所占的面积是逐渐扩大的;突变型失速是在气量减少到一定程度后失速区迅速扩大, 占据较大面积, 更容易产生较大的气流脉冲, 会引起强烈的机器和管道的振动。
2.2.2 特征
(1) 失速区内气体减速流动, 依次在各个叶道内出现与旋转方向相反做环向移动, 叶轮内压力是轴不对称的。
(2) 旋转失速产生的振动基本频率, 叶轮失速0.5～0.8转速频率扩压失速在0.1～0.5转速频率。
(3) 压缩进入旋转速后, 压力发生脉动, 但流量基本不变。
(4) 旋转失速引起的振动, 强度比喘振小。
2.3 喘振
喘振是突变型失速的进一步发展。当气量进一步减小时, 压缩机整个流量被气体旋涡区所占据, 这时压缩机出口压力会突然下降。但是有较大容量的管网压力并不会马上下降, 出现管网气体向压缩机倒流现象。当管网压力下降到低于压缩机出口压力时, 气体倒流停止, 压缩机又恢复到原来压力后, 又会出现整个流道内的旋涡区。这样周而复始, 出现了压力和流量周期性的脉动, 并发出低频吼叫, 机组产生剧烈振动。其产生的原因可分为以下几类:
(1) 压缩机转速下降而出口压力未下降引起的喘振; (2) 管网压力升高引起的喘振; (3) 压缩机流量下降引起的喘振; (4) 压缩进气温度高引起的喘振; (5) 分子量减小引起的喘振; (6) 压缩机进气压力下降或入口管网阻力增大引起的喘振。这些情况都能使性能曲线下移而使工作点落到喘振动线上而使机组发生喘振。
2.4 转子不平衡
旋转机械的转子由于受到材料质量和加工技术等各方面的影响, 转子上的质量分布对中心线不可能绝对地轴对称, 转子质量中心与旋转中心线之间总是有偏心距存在。我们把旋转质量沿旋转中心线的不均匀分布称为不平衡。它又分为:
2.4.1 固有不平衡
即使制造过程中各个转子已做了动平衡, 但是在连接起来的转子系统中还是不可避免地出现某些固有不平衡。这种不平衡将引起稳定的每转一次的转速频率振动其幅值不随时间而变, 只是随某一给定转速下操作条件 (温度、压力、负荷等) 的变化, 这种固有的不平衡, 最有效的防治方法就是改善转子的平衡条件来降低激振力。
2.4.2 转子的飞缺
离心压缩机转子飞缺最常见的是转子结疤大量不均匀脱落, 使转子产生阶越式不平衡变化。在修理时单独测振幅不能确定区缺的发生, 因此还必须同时测向位。
3 改进措施
结合笔者在压缩机保养、维修的研究中所发现的如叶轮及隔板结疤、气封材料腐蚀、喘振、找正精确度低等问题, 建议对压缩机的使用做出如下改进:
(1) 压缩机的叶轮及隔板结疤较快, 严重影响打气量和转子的动平衡, 需经常揭盖清理。对生产影响较大, 造成很大的损失和浪费, 建议在进气口机组运行过程中加水, 利用转子的离心力把疤冲掉。但转速很高易产生水冲击破坏叶轮, 需对入气口所加水进行高压雾化, 使水均匀进入压缩机流道。
(2) CO2气在进入压缩机前进行充分除尘, 需要增加两台电除尘, 确保气体除尘量10mg/m3以下, 减少压缩机的结疤。
(3) 现在用的气封材料为铝, 在机组运行过程中易被氧化腐蚀, 且不耐冲刷, 经常断裂变形, 与转子产生摩擦引起压缩机振动。建议气封材料改为浸四氟, 这样可避免上述问题出现。
(4) 建议一、二段冷却器改为波纹管换热器, 这种冷却器使气体和水能够加剧湍流, 管内外不易结疤, 提高换热效果。从而避免因气体得不到充分冷却而使压缩机稳定工作范围变窄发生喘胀节, 避免压缩机受到外力作用, 在运行过程中不能自由膨胀而引起振动。
(5) 建议在压缩机进出管上安装波纹管膨胀节, 避免压缩机受到外力作用, 在运行过程中不能自由膨胀而引起振动。
(6) 为了提高机组检修时的找正精度, 建议使用激光找正仪, 使找正误差控制在0.02mm之内, 并且避免了找正过程中的视觉误差。并在每台压缩机上安装在线检测系统, 以便在机组运行过程中进行连续而有效的检测, 掌握它们的运行状态, 为操作、检修和改造提供依据。
4 结束语
随着石油化工技术的发展, 离心压缩机越来越多地应用到生产中, 并不断朝高速、高压力、大流量方向发展。对离心压缩机的振动原因、机理、故障等进行深入地分析有着重要的意义和价值。在实践中应妥善维护和检修, 改善压缩机的运行状况, 减少非计划停车的次数, 从而保证压缩机的长周期安全稳定运行。
摘要：详细地分析了引起压缩机振动的几种主要原因, 包括转子不平衡产生的振动的机理、轴系不对中产生的振动机理、油膜振荡与喘振产生的振动的机理等, 并结合笔者研究经验, 提出了改进措施。
关键词：压缩机,故障,分析
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离心式压缩机工作原理与故障维修 篇9
关键词：压缩机；工作原理；故障；维修
前 言
离心式制冷压缩机的构造和工作原理与离心式鼓风机极为相似。但它的工作原理与活塞式压缩机有根本的区别，它不是利用汽缸容积减小的方式来提高汽体的压力，而是依靠动能的变化来提高汽体压力。离心式压缩机具有带叶片的工作轮，当工作轮转动时，叶片就带动汽体运动或者使汽体得到动能，然后使部分动能转化为压力能从而提高汽体的压力。1炼厂离心式压缩机工作原理
1.1炼化装置常用压缩机
炼油厂常用压缩机按工作原理结构，基本可分成透平式和容积式压缩机两大类。透平式压缩机有离心式和轴流式两种，如催化装置的主风机采用的是轴流式的较多，而气压机均是离心式压缩机。容积式压缩机有往复式和回转式，如螺杆式压缩机。
1.2离心式压缩机结构特点
离心式压缩机由转子及定子两大部分组成，转子包括转轴，固定在轴上的叶轮、轴套、平衡盘、推力盘及联轴节等零部件。定子则有气缸，定位于缸体上的各种隔板以及轴承等零部件在转子与定子之间需要密封气体，之处还设有密封元件。叶轮是离心式压缩机中最重要的一个部件，驱动机的机械功即通过此高速回转的叶轮对气体作功而使气体获得能量，它是压缩
机中唯一的作功部件，亦称工作轮。叶轮一般是由轮盖、轮盘和叶片组成的闭式叶轮，也有没有轮盖的半开式叶轮。主轴是起支持旋转零件及传递扭矩作用的。根据其结构形式有阶梯轴及光轴两种。平衡盘，在多级离心式压缩机中因每级叶轮两侧的气体作用力大小不等，使转子受到一个指向低压端的合力，这个合力即称为轴向力。轴向力对于压缩机的正常运行是有
害的，容易引起止推轴承损坏，使转子向一端窜动，导致动件偏移与固定元件之间失去正确的相对位置，情况严重时，转子可能与固定部件碰撞造成事故。平衡盘是利用两边气体压力差来平衡轴向力的零件，它的一侧压力是末级叶轮盘侧间隙中的压力，另一侧通向大气或进气管，通常平衡盘只平衡一部分轴向力，剩余轴向力由止推轴承承受，在平衡盘的外缘需安装气封，用来防止气体漏出，保持两侧的差压。轴向力的平衡也可以通过叶轮的两面进气和叶轮反向安装来平衡。推力盘，由于平衡盘只平衡部分轴向力，其余轴向力通过推力盘传给止推轴承上的止推块构成力的平衡，推力盘与推力块的接触表面应做得很光滑，在两者的间隙内要充满
合适的润滑油，在正常操作下推力块不致磨损，在离心压缩机起动时，转子会向另一端窜动，为保证转子应有的正常位置，转子需要两面止推定位，其原因是压缩机起动时，各级的气体还未建立，平衡盘二侧的压差还不存在，只要气体流动，转子便会沿着与正常轴向力相反的方向窜动，因此要求转子双面止推，以防止造成事故。联轴器，由于离心压缩机具有高速回转、大功率以及运转时难免有一定振动的特点，所用的联轴器既要能够传递大扭矩，又要允许径向及轴向有少许位移，联轴器分齿型联轴器和膜片联轴器，目前常用的都是膜片式联轴器，该联轴器不需要润滑剂，制造容易。
1.3炼厂离心压缩机的工作原理
汽轮机或电动机带动压缩机主轴叶轮转动，在离心力作用下，气体被甩到工作轮后面的扩压器中去。而在工作轮中间形成稀薄地带，前面的气体从工作轮中间的进汽部份进入叶轮，由于工作轮不断旋转，气体能连续不断地被甩出去，从而保持了气压机中气体的连续流动。气体因离心作用增加了压力可以很大速度离开工作轮，气体经扩压器逐渐降低了速度，动能转变为静压能，进一步增加了压力。如果一个工作叶轮得到的压力还不够，可通过使多级叶轮串联起来工作的办法来达到对出口压力的要求。级间的串联通过弯通、回流器来实现。
2离心式压缩机故障诊断处理
2.1压缩机喘振
当压缩机发生喘振时，排出压力大幅度脉动，气体忽进忽出，出现周期性的吼声以及机器的强烈振动。如不及时采取措施加以解决，压缩机的轴承及密封必将首先遭到破坏，严重时甚至发生转子与固定元件相互碰擦，造成恶性事故。出现喘振的原因是压缩机的流量过小，小于压缩机的最小流量，管网的压力高于压缩机所提供的排压，造成气体倒流，产生大幅度的气流脉动。如压缩机原来进气温度为20℃，因生产中冷却器出了故障，使来气温度剧增到60℃，这时，压缩机会突然出现喘振，其原因就是因为进气温度升高，使压缩机的性能曲线下移，而管网性能曲线未变，压缩机的工作点落在喘振限上就会出现喘振；压缩机进气管被异物堵塞、生产中高压蒸汽供应不足、气体分子量改变等都会使压缩机出现喘振，应查明故障原因及时加以处理。如压缩机出口阻塞或出口止逆阀卡塞应设法降低出口压力；压缩机进口流量小应增大进口流量；氢氮比失调，氢气含量高应调节氢氮比等。
2.2压缩机空气压力不足
在电机运转，压缩机向储气罐充气的情况下，气压表指示气压达不到起步压力值。主要原因有：气压表失灵；空压机与电机之间的传动皮带过松打滑或空压机到储气罐之间的管路破裂或接头漏气；油水分离器、管路或空气滤清器沉积物过多而堵塞；压缩机排气阀片密封不严，弹簧过软或折断，压缩机缸盖螺栓松动、砂眼和气缸盖衬垫冲坏而漏气；压缩机缸套与活塞及活塞环磨损过甚而漏气等。压缩机与电机之间的传动皮带过松打滑或接头漏气等，如果上述试验无放气声或放气声很小，就检查压缩机皮带是否过松，从压缩机到储气罐、到控制阀进气管、接头是否有松动、破裂或漏气处。如果压缩机不向储气罐充气，要检查油水分离器和空气滤清器及管路内是否污物过多而堵塞，如果是堵塞，应清除污物。检查压缩机的排气阀是否漏气，弹簧是否过软或折断，气缸盖有无砂眼、衬垫是否损坏，根据所查找的故障更换或修复损坏零件。检查压缩机缸套、活塞环是否过度磨损。检查并调整卸荷阀的安装方向与标注箭头方向是否一致。
3压缩机主轴抱死及轴瓦或连杆瓦松旷
傳动的轴瓦或连杆瓦异常松旷。分析故障原因：一是润滑油变质或杂质过多，供油不足或无供油。二是轴瓦移位使压缩机内部油路阻断，轴瓦与连杆瓦拉伤或配合间隙过小。排除方法：检查润滑油的油质及杂质含量，与使用标准比较，超标时应立即更换；检查空压机润滑油进油压力、机油管路是否破损、堵塞，压力不足应立即调整、清理或更换失效管路；检查轴瓦安装位置，轴瓦油孔与箱体油孔必须对齐；检查轴瓦或连杆瓦是否烧损或拉伤，清理更换瓦片时检查曲轴径是否损伤或磨损，超标时应更换；检查并调整轴瓦间隙。
4 主机转子轴向窜
拆除止推盘前后止推轴承，用百分表测量转子轴向的端面，向前后2个方向轴向移动，直至转子内部件接触机壳部件位置。测量转子总窜量S，其值应等于转子与定子间左右两侧窜量之和。装上止推轴承工作侧瓦块，测量转子自工作侧向排气端的窜量S1，转子自工作位置向前窜量S2=S- S1，通过3个数据确定转子定心。比较S1、S2，必要时调整止推轴承触垫片。应旋转转子进行多次测量。
5 结束语
大型离心压缩机 篇10
一、转子反转风险分析
1. 对密封的影响
压缩机若装配了浮环式轴封, 如果转子反转, 只要保证正常的油气压差, 轴封一般不会发生泄漏事故。若装配干气密封, 对于单向旋转式密封, 密封环如图1所示, 只有逆时针旋转时密封槽才能形成密封动压, 一旦反转, 密封极易泄漏。因此, 操作技术规程明确规定“禁止反转”, 而对于双向旋转式密封, 密封环如图2所示, 由于密封槽为对称形式, 转向对动压的形成没有影响。由于同尺寸的端面, 单向旋转式密封正常运行的密封效果好于双向旋转式, 目前大部分机组安装了单向旋转式干气密封。
2. 对轴承的影响
大型压缩机均配置可倾瓦轴承。对于单向旋转型, 为了获得最大承载能力Lp/L, Lp是进油端到支点的瓦块弧长, L为全瓦块弧长 (一般取0.58~0.7) , 一旦反转可能引起轴承故障。对于双向旋转型, Lp/L为0.5, 反转不会对其寿命产生影响。目前, 大部分机组安装的是单向旋转式滑动轴承。
3. 产生振动
当转子反转转速达到一阶临界转速时, 振动明显增加, 一次紧急停机3次过临界转速, 易造成滑动轴承和迷宫密封磨损。图3是一台1995年投产某乙烯装置裂解气压缩机 (有在线振动监测系统) , 2008年5月紧急停机时的振动情况, 当转速2400r/min时, 振动明显增加 (正常运行V2001X为14.8μm, V2001Y为16.4μm) , 3次高峰的间隔分别是7s, 12s。
综上分析, 紧急停机过程中转子短时反转, 对轴承和迷宫密封损伤有限, 本压缩机组两年内发生6次紧急停机均未导致其直接损坏。紧急停机时压缩机转子反转对机组影响最大的是轴封。本压缩机装配了浮环式轴封, 6次紧急停机均未发生泄漏事故, 而2009年投产的另4台类似的压缩机装配了单向旋转的干气密封, 紧急停机时均发生不同程度损坏, 轻者密封环磨损, 重者密封环破裂。
二、转子反转判定方法
1. 转速
图4为在线振动监测系统记录的2008年5月紧急停机时的惰走图, 6次紧急停机, 惰走曲线类似。由图4可知最低转速为331r/min, 若CDE为反转, 则转速必降到零。此系统的采样周期为毫秒级, 当转速低于300r/min时, 系统默认为停机状态, 不进行采样记录, 图中B、C点无数据, 连线为系统自动生成。
清除无效的BC段, 将AB、DC沿各自曲率延长, 两曲线相交于横轴 (零转速) , 修正后的惰走曲线如图5所示, 本机6次紧急停机结果相同。
2. 轴心轨迹
轴心轨迹是指转子轴心相对于轴承座在其与轴线垂直的平面内的运动轨迹。正常运行时, 转子轴心轨迹的进动方向为正进动 (与转子的转向相同, 反之称之为反进动) 。紧急停机时, 联锁程序首先自动切断压缩机驱动动力。电机驱动的, 动力电源开关柜跳闸, 汽轮机驱动的, 蒸汽速关阀关闭, 其次压缩机出口阀 (一般与单向阀联合作用) 迅速关闭, 防止管网的高压气体返流到压缩机。机内的压缩气体, 特别多级压缩机, 段间冷却器和分离器内的压缩气体, 将向压力低的入口侧返流, 直至各部压力平衡。此时压缩机转子处于非稳定状态, 而驱动单元 (此时已转变为被驱动单元) 无论电机或是汽轮机, 转子处于相对稳定状态, 转子轴心的进动方向与转子转向相同, 若停机过程中发生反转, 轴心进动方向必将发生改变。
停机发生时转速快速下降过程中, 汽轮机轴心轨迹 (图6) 正常, 均为正进动。图7、图8为停机发生后转速上升和二次下降过程中, 汽轮机转子的轴心轨迹均为“反进动”。由图9可知, 停机过程中除过临界时振幅波动外 (最高24μm) , 振动平稳, 结合频谱图, 可排除转子发生严重碰磨。图9中转子的转向为状态监测系统人工设置, 轴心轨迹的进动方向代表了实际转子的转向, 即顺时针旋转, 与工作时的转向相反。
3. 能量平衡
压缩机紧急停机时, 联锁系统自动切断动力源和关闭出口阀后, 机内能量自动平衡。使转子正转的主要能量为转子 (包括透平转子或电动机转子) 的动能 (若为汽轮机驱动时还包括汽轮机和蒸汽管道内残留的蒸汽焓值) , 使转子反转主要能量为级间换热器、分离罐、管道和机体内的压缩气体的势能, 平衡后的能量高低, 以转子转速的变化形式来表现, 平衡后的能量被转子转动产生的摩擦力做功而消耗, 直至转速为零。无论动能、势能还是摩擦做功, 其变化均是连续平缓变化过程, 在没有外部能量输入的情况下, 转子的惰走曲线必为连续光滑过渡的曲线, 将前面图6中的CDE段记为负转速, 利用图像翻转法将其翻转, 图10所示, ABC′D′E′为实际惰性曲线图, 其中BC′为两点连线 (无实测数据) , 符合能量平衡变化趋势。
上述关于压缩机转子反转的判定方法为间接判定。用此法对2009年投产的另4台压缩机 (装配与本文机组相同的在线状态监测系统) 紧急停机的状态进行分析, 得出相同结论。4台压缩机有两台装配了电动盘车系统, 此系统由减速器 (蜗轮蜗杆组件) 、自动耦合器和联轴节 (设有安全保护销) 组成。自动耦合器为差速机械位移式, 当盘车装置输出轴转速大于压缩机转速时, 两者自动啮合, 反之自动分离。紧急停机后, 发现安全保护销已全部剪断。其原因是:转子反转后, 转速为零的盘车装置的输出转速“高于”转子的反转转速, 满足了啮合条件, 因蜗轮蜗杆减速器的自锁原理, 安全保护销被剪断, 此机组试车阶段 (一个月) 共发生3次紧急停机, 安全保护销每次均均全部剪断, 这一结果直接证明了紧急停机过程中压缩机转子发生了反转。
三、结论与建议
离心式压缩机紧急停车时转子反转, 对于装配单向旋转式干气密封的机组, 泄漏风险极高, 在确保安全的条件下, 应尽量采用控制停机方法进行停机。
建议将压缩机与生产装置作为整体进行研究分析, 无论是增加出口侧的泄流措施还是选用抗干扰能力强的设备, 既要考虑到正常运行时安全和效率, 更要重视紧急停机时的设备安全。