王同慶，鄒繼賢，王方舟，張校瑜

（中國航發(fā)四川燃氣渦輪研究院，四川綿陽 621000）

0 引言

壓縮機轉(zhuǎn)子是由轉(zhuǎn)軸、轉(zhuǎn)盤、軸套、推力盤、平衡盤等多個部件組成的機械設(shè)備，是實現(xiàn)壓縮機組增壓功能最核心的做功部件。隨著工業(yè)發(fā)展，對轉(zhuǎn)子設(shè)備的輕量化及性能要求越來越高，高溫、高壓、高轉(zhuǎn)速及高負荷等因素對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)造成的失效與故障問題愈發(fā)凸顯；部件松動是眾多轉(zhuǎn)子故障中的一種，通常松動故障一般是由于安裝質(zhì)量不高及長期的振動引起的。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的松動故障從其類型上可分為旋轉(zhuǎn)部件的松動和非旋轉(zhuǎn)部件的松動；從當前研究熱點以及工程實際故障看，多集中在非旋轉(zhuǎn)部件的松動故障方面，如基礎(chǔ)松動、軸承基座松動或軸承與軸承座的配合松動等，在實際運行過程中出現(xiàn)轉(zhuǎn)子盤軸松動故障的案例雖然相對較少，但也偶有發(fā)生[1-2]。由于松動故障存在一定程度上的隨機性及不確定性，通過平衡或?qū)χ刑幚淼炔o法解決故障問題，因此常導致故障處理反復且得不到根本處理[3-4]。

給出某離心式壓縮機振動爬升并發(fā)散的不穩(wěn)定振動故障，結(jié)合振動故障現(xiàn)象、拆檢排查以及振動頻譜特征等進行定位分析，鎖定導致機組振動不穩(wěn)定的因素源于轉(zhuǎn)子自身缺陷；最終通過拆檢發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子存在防轉(zhuǎn)頂絲失效導致推力盤鎖緊螺母松動的故障問題。

1 故障機組概況

發(fā)生振動故障的機組為MCL1003 型多級離心式壓縮機組；壓縮機由額定轉(zhuǎn)速為1500 r/min 的同步電動機經(jīng)增速機增速后拖動運行，壓縮機工作轉(zhuǎn)速為5867 r/min；驅(qū)動電機啟動方式為變頻啟動，實際運行數(shù)據(jù)看壓縮臨界轉(zhuǎn)速約為4576 r/min（對應變頻啟動系統(tǒng)頻率為39 Hz）。壓縮機、電機與增速機均采用膜片式柔性聯(lián)軸器連接，壓縮機軸承座為非獨立式軸承座，與壓縮機缸體一體，壓縮機驅(qū)動端為支撐軸承（1#），非驅(qū)動端為支撐軸承（2#）和止推軸承（3#）。壓縮機在1#、2#軸承各安裝兩個成90°夾角的電渦流軸振動探頭，用于監(jiān)測機組徑向振動；其中1#軸承兩個振動測點編號分別為VE13A/B，2#軸承兩個振動測點編號分別為VE14A/B；在3#推力軸承側(cè)安裝電渦流軸位移探頭用于監(jiān)測機組軸向位移，編號為XE12。壓縮機組軸系結(jié)構(gòu)如圖1 所示。

圖1 壓縮機軸系結(jié)構(gòu)

2 振動故障現(xiàn)象及排查

2.1 機組振動情況

在某次試驗運行中，機組在變頻啟動完畢轉(zhuǎn)入工頻運行后機組4 個徑向軸振動最大值不超過18.9 μm；與前一級機組串聯(lián)并轉(zhuǎn)入滿載后，隨著排氣壓力載荷增加，機組4 點軸振動同步以較快速率爬升至最大幅值47.5 μm，并有繼續(xù)爬升趨勢；為避免機組振動爬升觸發(fā)聯(lián)鎖停機對上一級機組造成影響，遂將機組退出單機節(jié)流運轉(zhuǎn)工況；在機組退出節(jié)流過程中及退出后機組振動仍未下降或趨穩(wěn)，最終觸發(fā)機組振動聯(lián)鎖防護值而停機，最高振動值達90 μm；機組在停機惰轉(zhuǎn)過程中，機組內(nèi)部有明顯的發(fā)悶、類似轉(zhuǎn)子抖動的聲音（其他同型機組停機過程中無該現(xiàn)象）；機組軸振動爬升趨勢見圖2。

2.2 機組拆檢及排查情況

為了鎖定導致機組振動問題的原因，在機組停機熱態(tài)狀態(tài)下立即對機組進行拆檢；同時對機組配套相關(guān)系統(tǒng)以及機組歷史運行機械及氣動等參數(shù)進行對比排查。具體內(nèi)容及排查情況如下：①對機組振動測量系統(tǒng)及工藝測量系統(tǒng)進行檢查，系統(tǒng)正常；②對壓縮機進行拆檢，著重對壓縮機轉(zhuǎn)子、定子、氣封及軸瓦進行針對性檢查：轉(zhuǎn)子無靜動件碰磨、外觀未見異常、熱態(tài)下轉(zhuǎn)軸撓度滿足設(shè)計要求；上下定子隔板、回流器、擴壓器及進排氣室外觀檢查正常、無異物堵塞；氣封間隙檢查滿足要求；軸瓦配合參數(shù)滿足要求、瓦塊靈活、無異常碰磨；軸承座殼體外觀檢查無異常、緊固可靠；聯(lián)軸器連接可靠、膜片組正常；機組下定子錨爪緊固螺栓及地腳螺栓緊固、未見松動；③對機組配套周邊設(shè)備進行排查：機組進出口管網(wǎng)法蘭緊固良好，管道未見異常變形、干涉等；機組配套工藝調(diào)節(jié)閥門開關(guān)機械閥位與上位機指示一致，管網(wǎng)內(nèi)部檢查無異物堵塞；④結(jié)合機組歷史運行數(shù)據(jù)與發(fā)生故障時的運行氣動參數(shù)進行對比分析，機組在啟動、低負荷及滿負荷工況下其運行氣動性能參數(shù)與正常運行時均具有良好的一致性。

機組振動系統(tǒng)檢查正常，4 點振動同步爬升，說明機組真實存在振動故障，排除振動測量系統(tǒng)自身故障而導致的誤測可能；通過機組本體拆檢，初步排除機組存在熱態(tài)彎曲、定轉(zhuǎn)子碰磨或聯(lián)軸器損壞以及軸承安裝不滿足要求等方面的可能性；同時結(jié)合機組配套工藝管網(wǎng)、調(diào)節(jié)閥門、氣動參數(shù)對比等排除機組流道堵塞導致機組發(fā)生喘振的可能。但從拆檢及排查情況仍無法鎖定導致機組振動問題的根因。

3 故障定位分析

3.1 機組振動頻譜特征

為支撐排故分析，決定機組恢復安裝后進行調(diào)試運行并進行振動測試；由于機組配套測振系統(tǒng)不具備頻譜分析功能，且由于機組結(jié)構(gòu)限制不具備外部測振儀器布置條件；因此決定利用機組自帶本特利探頭前置器引出信號接入外部測量分析系統(tǒng)，達到監(jiān)測并獲取轉(zhuǎn)子振動頻譜特性的目的；由于位移標定問題，該數(shù)據(jù)主要作為特征頻率分析支撐，幅值僅做參考。

圖2 機組軸振動趨勢

再一次調(diào)試運行，機組回流啟動完畢后，軸振動幅值在無工況變化情況下，轉(zhuǎn)子各點振動在10 min 內(nèi)爬升至聯(lián)鎖停機值；爬升過程中4 個振動測點振動幅值爬升趨勢一致，與拆檢之前故障現(xiàn)象類似，具體見圖3。啟動過程中過臨界頻率約34 Hz（對應變頻啟動系統(tǒng)頻率，折算轉(zhuǎn)速約為3989 r/min），最大振動響應點VE14A 點振動43 μm；其臨界轉(zhuǎn)速頻率明顯低于其他同型機組以及本機組正常時的臨界頻率39 Hz，且過臨界振動響應幅值高于其他同型機組（其他同型機組過臨界振動最大約25 μm）。

圖3 啟動至停機軸振動爬升趨勢

機組啟動升速過程以及轉(zhuǎn)為工頻運行后，轉(zhuǎn)子振動主要表現(xiàn)為以壓縮機基頻（96.8 Hz）成分為主，同時伴有有一定的高頻分量（2×、3×、4×…）；其中VE14A 和VE14B 測點（非軸伸端）及軸位移測點XE12 的高頻分量幅值較軸伸端明顯，并且表現(xiàn)出隨著分頻倍數(shù)的增大、幅值降低的特征；轉(zhuǎn)子振動頻率特征見圖4。

轉(zhuǎn)子振動頻譜瀑布圖見圖5；從中可以看出在運行過程中，僅轉(zhuǎn)子基頻成分幅值有明顯的爬升，其它頻率成分變化不明顯；說明導致轉(zhuǎn)子振動爬升的主要因素為基頻成分幅值的增加。轉(zhuǎn)子基頻分量及相位頻趨勢圖見圖6；從圖中可以看出在轉(zhuǎn)速穩(wěn)定運行階段，轉(zhuǎn)子5 個測點振動基頻分量不斷爬升，但相位總體穩(wěn)定基本保持不變。

圖4 轉(zhuǎn)子振動頻率特征

圖5 轉(zhuǎn)子振動頻譜瀑布圖

圖6 轉(zhuǎn)子基頻分量及相位趨勢

3.2 故障分析定位

根據(jù)機組振動故障現(xiàn)象、機組初步拆檢排查及頻譜特征，對振動故障發(fā)生的原因做了進一步分析定位。

①機組在啟動升速過程中，其臨界頻率較正常情況下及其他同型機組偏低，說明轉(zhuǎn)子支撐系統(tǒng)或轉(zhuǎn)子自身剛度發(fā)生了變化；同時機組過臨界的不平衡相應較其他同型設(shè)備明顯偏大，表明該轉(zhuǎn)子不平衡量比較相對偏大；②機組在升速以及運行過程中，轉(zhuǎn)子振動以基頻為主，并且伴隨明顯的倍頻成分；且在非軸伸端倍頻成分突出，表現(xiàn)為隨著分頻倍數(shù)的增大、幅值降低的典型特征；不排除機組支撐或轉(zhuǎn)子存在松動的可能；③轉(zhuǎn)子振動的爬升主要因素為基頻成分幅值的增加，但與常見的由動靜摩擦導致的轉(zhuǎn)子彎曲或轉(zhuǎn)子熱不平衡等不穩(wěn)定的強迫振動不同的是，其在振動爬升的過程中相位總體穩(wěn)定；④從拆檢及排查情況看，機組軸承配合參數(shù)正常、安裝符合要求；由此可以排除軸承安裝缺陷等導致支撐不良，進而引發(fā)機組出現(xiàn)上述異常振動的可能性。

綜合上述分析，與同型機組對比看該機組轉(zhuǎn)子不平衡量偏大，但僅是不平衡量超標，只能引發(fā)較高幅值的穩(wěn)定強迫振動；但在工作轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)子基頻分量持續(xù)增大導致轉(zhuǎn)子振動超限，表明轉(zhuǎn)子工作狀態(tài)不穩(wěn)定，還有其他可能導致轉(zhuǎn)子耦合激勵的因素在不斷輸入振動能量；在排除外部影響因素后，推斷轉(zhuǎn)子其自身可能存在松動或不可見缺陷，還需進一步排查[5]。

4 故障鎖定及處理

4.1 故障原因鎖定

根據(jù)分析結(jié)論，對機組轉(zhuǎn)子進行了進一步深入全面檢查，內(nèi)容主要包括：轉(zhuǎn)子全面著色檢查、電跳位剩磁檢測、同軸度及漂擺檢查以及低速平衡效驗；經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子推力盤鎖緊螺母（螺紋連接方式）存在明顯松動問題，用手即可旋動；導致其松動的原因為鎖母防轉(zhuǎn)頂絲失效，可能與原始安裝不到位有關(guān)，具體見圖7；同時通過平衡發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子不平衡量超標，不滿足設(shè)計要求。

圖7 轉(zhuǎn)子推力盤鎖緊螺母松動情況

4.2 處理措施及運行效果

針對轉(zhuǎn)子發(fā)現(xiàn)的問題，采取了如下處理措施：①將鎖母防轉(zhuǎn)頂絲破拆后對鎖緊側(cè)施加外力進行徑向加固，調(diào)整推力盤與鎖母接觸面間隙、控制鎖母與位移盤間隙約（0.10～0.11）mm 間隙且圓周均勻，滿足設(shè)計要求；加固后防轉(zhuǎn)頂絲擴孔套絲并加固沖死以保證緊固可靠；②轉(zhuǎn)子按要求重新進行低速平衡；平衡后進行高速平衡，支撐側(cè)振動速度0.27 mm/s，推力側(cè)振動速度0.48 mm/s（設(shè)計要求≤1.0 mm/s）；為了確定是否還存在其他松動可能，又重復進行2 次高速平衡效驗，并在工作轉(zhuǎn)速下持續(xù)5 min 運轉(zhuǎn)，各次測量結(jié)果一致，振幅在±0.08 mm/s 上下范圍波動，未形成上漲或過大的波動趨勢，滿足設(shè)計要求。

經(jīng)過上述處理、重新恢復機組后進行了調(diào)試驗證，機組升速過程中臨界頻率恢復為39 Hz，過臨界振動響應最大12.7 μm，較檢修前大幅降低；機組在低負荷及滿負荷工況下最大振動不超過20 μm，振動發(fā)散故障現(xiàn)象消失，振動穩(wěn)定、運行平穩(wěn)。

5 結(jié)束語

壓縮機轉(zhuǎn)子部件由于長期振動或裝配工藝不當?shù)?，存在造成配合失效進而導致轉(zhuǎn)子部件松動問題出現(xiàn)的可能。從本案例看，轉(zhuǎn)子推力盤鎖緊螺母松動導致轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速發(fā)生較為明顯的改變，并在運行中導致轉(zhuǎn)子出現(xiàn)耦合激勵的現(xiàn)象，進而導致轉(zhuǎn)子振動不穩(wěn)定、發(fā)散并惡化轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動情況，使機組無法正常運行。轉(zhuǎn)子部件松動導致的振動問題其故障特征通常又與轉(zhuǎn)子不平衡、不對中等故障類似，在工程上處理時容易以轉(zhuǎn)子平衡或?qū)χ胁涣脊收线M行處理，導致故障處理的反復并難以解決；因此在處理振動故障時應結(jié)合故障現(xiàn)象、數(shù)據(jù)及特征等進行綜合分析以縮小故障范圍定位，提高排故效率。