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某轴流压缩机试车振动2X倍频大的原因解析

李海鹏 吴士年 孙永明* / 西安陕鼓动力股份有限公司    

摘要:在旋转机械故障诊断中,普遍认为2X倍频大是机组不对中所致。针对某轴流压缩机在厂内机械运转试验时出现的2X倍频振动超标现象,结合波形频谱及综合诊断分析,找出引起振动超标的原因是测振带机械电气不圆度超差,对此进行修复后,机组一次试车成功。
关键词:轴流压缩机;轴振动;2倍频;机械运转试验
Abstract

中图分类号:TH453 文献标志码:A
Cause Analysis of Double-Frequency Vibration of a Axial Compressor in Mechanical Operation Test
Abstract: People generally think that the misalignment of rotary will cause big double-frequency in rotating machine fault diagnosis. Aiming at a big axial compressor shaft vibration in factory mechanical operation test, this paper analyzed the data of shaft vibration, and integrated spectrum and diagnostics, pointed out the shaft electrical deviation caused the big vibration. Then the paper put forward some solutions, finally, vibration of a axial compressor in mechanical operation test is good.
Key words: axial compressor; shaft vibration; double-frequency; mechanical operation test
0 引言
  我公司为某石化企业生产的27万吨四合一机组用轴流压缩机在厂内机械运转试验时,压缩机联轴器端两个测点轴振动值超标约为35~85μm,且转子低速惰走时仍出现较大的2倍频振动。通过振动现象、趋势变化、轴承箱振动烈度、静叶角度变化影响以及S8000在线监测专业谱图分析[1-2] ,认为引起机组轴振动超标的主要原因是转子测振带电气不圆度超标。经过修复后机组一次试车合格,各项指标均达到设计要求[3]
1 机组设计参数和试车方案
1.1 机组设计参数

  机组采用铸铁水平剖分机壳,轴承箱与下机壳为一体结构,支承轴承采用椭圆瓦轴承,止推轴承采用金斯贝雷轴承,安装于压缩机排气侧,该机组设计参数见表1。

表 1 机组设计参数表

设计参数

设计值

工作介质

空气

进口流量 / ( Nm 3 /h )

151 017

进口压力 / MPa ( A )

0.096

出口压力 / MPa ( A )

0.45

轴功率 / kW

11 342

工作转速 / ( r/min )

5 825

1.2 机组试车方案
  根据机组的设计参数和机械运转试验要求,在试车站5 600kW台位上进行试车,液力耦合器和变速箱之间采用齿式联轴器联接,变速箱和轴流压缩机之间采用膜片联轴器联接,试车参数见表2,机组测点布置图见图1。

表 2 试车基本参数表

试车介质

空气

风机类型

轴流风机

电机功率

5 600kW

试车转速/(r/min)

5 825

轴振要求[1]

≤31μm

轴承温度要求

≤ 85℃

一阶临界转速/(r/min)

2 650

二阶临界转速/(r/min)

8 600

试车连接方式

电机 + 液力耦合器 + 变速箱 + 轴流压缩机

注:图中 X 1Y 1 为进气侧轴振测点, X 2 Y 2 分别为排气侧轴振测点,

T 1 为进气侧轴承温度测点, T 2 为排气侧轴承温度测点,

T 3T 4 为主、副止推轴承温度测点, AX 为轴位移测点

图 1 轴流压缩机机械运转试验测点布置图

2 机组振动情况分析
2.1 振动现象分析

  轴流压缩机在机械运转试验时,轴振动值在35~85μm之间,尤其是联轴器端轴振超标严重,经过多次试车发现,机组在低转速下轴振动较大;当转速大于5 200r/min时,轴振严重超标;当机组停机后降转速运行时,轴振动并未迅速降低,且恢复不到升速过程同转速下的振动值,机组停机惰走约200~300r/min时,转子仍出现较大的振动值,且主要表现为2倍频。
2.2 振动变化分析
  以静叶角度为5%时某次机组试车为例,对试车过程中进、排气侧在不同转速下的轴振进行记录,见表3。

表 3 不同转速下机组轴振测量值

开机过程

转速/(r/min)

X 1 / μ m

Y 1 / μ m

X 2 / μ m

Y 2 / μ m

升速过程

0

0.5

0.3

0.6

0.2

2 005

9.8

15.6

11.2

10.5

3 013

16.1

31.3

30.3

21.9

3 809

16.9

29.0

27.0

23.4

4 503

16.2

26.3

22.1

23.2

稳速过程

5 814

16.6

32.5

39.7

33.4

5 825

23.7

34.4

44.5

34.4

降速过程

4 508

20.1

31.2

36.8

30.2

3 750

24.1

25.6

31.2

26.8

2 000

34.1

37.1

37.2

33.0

507

31.2

27.6

32.2

35.2

  通过表3可以看出,在低转速下,压缩机轴振动比较大,接近报警边缘(报警值31μm);到达工作转速5 825r/min后,机组轴振动值超标,尤其是联轴器端振动达到44.5μm;当机组因振动超标被迫停机后,在降速过程中机组振动值仍停留在20~37μm之间,与升速过程振动值相差较远;而且惰走过程中振动值跳动较大,由此初步断定振动超标可能是测振带电气不圆度超差引起的。
2.3 轴承座振动能量分析
  在机组工作转速下,采用便携式数字测振仪,对轴承座和变速箱壳体振动速度进行测量分析,测点位置及测量结果见图2。

图2 手持式测振仪测点位置及测量值图

  通过对压缩机进、排气侧机壳及轴承座振动能量分析,可以看出机组轴振动虽较大,但是机壳和轴承座振动速度较小,说明机组振动能量并不大。而且从齿轮箱高速轴振动速度看,垂直方向振动速度值为0.8mm/s,水平方向振动速度为0.6mm/s,均属优良状态,进一步排除了由齿轮箱振动间接引起压缩机振动的可能性。
2.4 静叶角度变化影响分析
  通过改变轴流压缩机静叶开启角度(22°、25°、27°),观察静叶角度变化对风机振动的影响,测量结果见表4和图3。

表 4 不同静叶开启角度振动的测量结果

静叶角度/%

转速/(r/min)

X 1 /μm

Y 1 /μm

X 2 / μm

Y 2 /μm

0%(22°)

2 000

24.3

26.7

40.6

36.2

4 500

21.9

20.6

29.7

29.7

5 825

22.5

27.6

46.5

35.7

5%(25°)

2 000

44.5

25.3

31.8

48.8

4 500

16.2

26.3

22.1

23.2

5 825

23.7

34.4

44.5

34.4

7%(27°)

2 000

23.4

24.4

35.6

37.4

4 500

22.0

23.3

28.5

27.7

5 825

23.4

29.2

46.1

34.9

  由表4和图3可见:在低转速下,静叶角度变化对机组振动影响较大,在工作转速下静叶角度变化对机组振动基本没有影响,可见气流激振亦不是引起轴振超标的主要原因。

图3 不同静叶开启角度下四个测振点振动变化曲线图

2.5 S8000振动图谱分析
  采用试车站S8000状态监测与故障诊断系统,对该机组振动过程的振动趋势图、频谱图、轴心轨迹图及伯德图等图谱进行分析[4-8] ,见图4~图7。

图4 振动趋势图(通频值)

图5 振动频谱图

图6 轴心轨迹图

图7 启停机伯德图

  由图4振动趋势图可以看出,该机组在低转速下轴振动值就比较大,随着转速的升高,机组的振动逐渐增大,当机组因振动超标被迫停机后,在低速惰走过程中振动仍较大,经过较长一段时间才后消失。由图5、图6可以看出,振动始终表现为典型的2X倍频,且2X振动超过1X,轴心轨迹呈典型的香蕉形和8字型,与不对中的振动特征非常相似。由图7可以看出,启停机过程机组轴振动重复性较差,相位始终保持在一定范围,并不随转速变化而变化,尤其是低速惰走时轴振动仍然较大,可见转子测振带电气不圆度超差的可能性很大。
2.6 机组振动原因解析
  通过以上分析,可以初步得出以下结论:
  1) 压缩机振动能量有限,工频振动较小,相位和转速关系不大,基本排除了转子失衡、弯曲等故障产生;
  2) 工作转速下所测齿轮箱的振动速度很小,说明齿轮箱振动良好,基本排除了因齿轮箱振动间接引起压缩机振动的可能;
  3) 静叶角度变化对机组振动影响较小,基本排除气流激振等影响;
  4) 结合S8000系统专业图谱分析,认为转子测振带机械电气不圆度超差的可能性很大,虽然图谱中表现为典型的2倍频振动,但通过关联分析和趋势分析,由不对中引起振动超标的可能很小。
3 机组整改措施
  由于开盖检修转子电气不圆度现场操作较困难,决定先对该机组对中进行复检试车,根据试车情况再决定是否开盖。
3.1 加固试车台位,核算找正曲线,调整机组找正[9]
  根据上述分析,对该机组试车台位进行加固,提高试车台位的联接刚度;对机组对中情况进行复检,发现风机比变速箱高0.20mm,风机偏外侧0.05mm。
  通过计算各单机温升变化、油膜厚度[10]以及变速器齿轮啮合力而产生的位移,重新核算机组找正曲线,要求风机比变速器高0.15mm,风机偏外侧0.05mm,找正曲线见图8。

图8 风机试车找正曲线图

  经过上述整改再次开机试车,机组振动仍然超标,前期出现的问题依然存在,振动现象没有根本改观,进一步说明不对中不是该机组振动超标和2倍频大的主要原因。
3.2 复查并修复转子机械电气不圆度
  结合文中分析,对轴颈处测振带椭圆度造成的机械偏差进行车削修复,对电气不圆度进行重新滚压,随后通过手工修复使电气不圆度完全合格。修复前后转子测振带机械偏差和电气不圆度见表5。

表 5 机械偏差和电气不圆度测量值

支撑端(进气侧)

推力端(排气侧)

机械偏差(跳动)/mm

电气不圆度/μm

机械偏差(跳动)/mm

电气不圆度/μm

修复前

0.020

28

0.030

30

修复后

0.009

13

0.006

8

手工修复后

0.009

6

0.006

8

  转子测振带机械电气不圆度修复后,轴流压缩机一次试车成功,振动稳定、运行平稳,各项机械运转指标均达到了设计要求。试车轴振动数据测量结果见表6。

表 6 整改后试车机组振动的测量结果

开机过程

转速/(r/min)

X 1 / μ m

Y 1 / μ m

X 2 / μ m

Y 2 / μ m

升速过程

0

0.2

0.5

0.5

0.6

2 025

14.8

13.9

18.2

18.8

3 013

15.3

10.8

14.2

10.7

3 880

15.6

11.3

16.1

13.4

4 573

14.4

11.2

18.8

11.5

稳速过程

5 894

15.8

10.9

21.1

14.7

5 896

16.5

10.9

19.7

15.3

降速过程

4 437

11.6

10.5

15.9

14.2

2 099

15.2

10.8

15.1

12.3

544

15.2

14.8

17.2

14.5

76

17.8

18.5

21.2

17.7

4 结论
  1) 在旋转机械状态监测和故障诊断[11]中,普遍认为2X倍频较大是机组不对中或者基础台位刚性不好所致[12] ,实践证明转子轴颈加工椭圆度偏差和电气不圆度超标也是造成2X倍频大的原因。
  2) 转子轴颈部位加工精度将直接影响到测振部位的电气不圆度,应该严格控制。在实际生产中应该精确测量轴颈的圆度和径向跳动值,以及测振部位与轴颈的同轴度要求值。这是保证准确测量振动的最基本要求。

参 考 文 献

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[5] 尚恩清,董友. 离心压缩机的振动分析及解决措施[J].风机技术,2011(4):69-72.
[6] 沈锦云. 离心风机振动干扰力的分析[J].风机技术,2011(6):73-76.
[7] 李斌,柴岩. 风机异常振动故障的诊断与治理[J].风机技术,2010(3):80-82.
[8] 安文英. 空压机轴振动原因分析及处理[J]. 风机技术,2010(4):64,70.
[9] 王兴伟. 丙烯压缩机试车中故障原因分析[J].风机技术,2012(3):86-88.
[10] 吴兴明. 高炉TRT发电机轴瓦振动故障诊断与处理[J].风机技术,2012(2):78-81.
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[12] 白晖宇,朱瑞,孟光. 透平压缩机转子系统常见振动故障分析及处理[J]. 风机技术,2012(4):85-88.

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  评论人:vhtionvwzvs   打分:85 分  发表时间:2015-7-7 2:24:28
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