离心压缩机故障分析及处理

周卫，李家兵,李庭建，易传涛

（湖北凯晖化工有限公司，湖北 钟祥431913）

离心压缩机是典型的速度式流体机械，通过叶轮、扩压器等过流部件实现能量转换过程。与往复式压缩机相比，具有结构紧凑、尺寸小、重量轻等优势，且除轴承外不需要内部润滑，不会污染被压缩的气体，在工艺系统中广泛应用。离心压缩机的结构主要包括定子、转子及其他部件。其中，定子与主机壳体固定，包括蜗壳、扩压器等；而转子随主轴旋转，包括叶轮、主轴等。受叶轮强度、转子动平衡等因素影响，离心压缩机的单级压比较低，通常需要多级压缩实现较高排气压力。根据结构和性能要求，采用共轴和多轴2 种结构方案均可实现多级压缩[1]。其中，共轴方案中多级叶轮公用主轴，具有相同的转速，此时叶轮气动设计较为复杂，各级参数匹配、级间泄漏等均影响其性能和可靠性。多轴方案则采用不同转速的主轴驱动不同叶轮，但各级主轴传动过程中的转子动力学特性更加突出。

离心压缩机的叶轮和主轴是核心部件，而轴承、密封等为易损部件。当设计不合理、长周期运行或极端工况下，轴承、密封等易发生故障，进而影响转子动平衡，甚至造成叶轮损坏、主轴断裂等恶性事故。根据设备故障现象溯源故障原因，研究针对性的检维修方法和手段，对提高离心压缩机运行可靠性，缩短维修时间具有重要意义。

1 典型故障

离心压缩机作为高速旋转的动力机械，其安全可靠运行是基础。由于转速较高，且主轴支撑条件和叶轮负载条件复杂，故对转子不平衡质量、零部件加工和装配精度等具有较高的要求。尽管如此，高转速、零部件多、结构复杂等，依然使离心压缩机运行过程中不可避免的伴有振动过强、转子失衡、轴承温度高、密封不佳等故障，造成性能降低、连锁停机甚至部件损坏[2]。

对于实际运行的离心压缩机，其故障的表现形式较复杂，部件损坏程度不同，但其本质多为如下原因：

1）转子不平衡。材料、加工等误差容易造成转子系统质量分布不均，产生局部不平衡质量，在高速旋转时产生附加的周期性惯性力，造成压缩机出现振动情况[3]。设计、材料、加工和装配等均可能造成转子不平衡，其中，设计原因一般指设计转子时忽视了偏心距或测量不准，导致转子几何形状不对称；材料原因一般指叶轮、主轴等材料在质量、厚度等方面一致性较差，局部存在砂眼、孔洞等，造成质量分布不均；加工原因一般是指转子在加工过程中局部切削不均、加工偏差大等；装配原因一般指转子部件间、转子与轴承间装配精度差引起的高速、高负载时产生的质量不均。转子不平衡是造成离心压缩机故障的主要原因，压缩机维修、维护后通常需要再次进行动平衡检查。

2）转子不对中。离心压缩机转子热膨胀不均匀、介质温度偏离设计量、基础或基座沉降不均匀等易造成压缩机运行过程中发生转子不对中、轴承磨损、油膜失稳和轴弯曲等故障，甚至进一步造成局部碰摩、叶轮损坏等事故[4]。实际中，转子不对中包括角度不对中、平行不对中以及组合不对中等，通过对比冷、热态转子对中数据，监测转子轴心轨迹，振动随转速、油温、介质温度、环境温度等的变化趋势能初步判断该故障。校准冷态对中数据、主机保温、调整基础沉降等是改善转子不对中故障的主要手段。

3）局部碰摩。在离心压缩机叶顶间隙和密封间隙越大则效率越低，减小各间隙能有效降低泄漏。但转子变形、部件磨损、装配误差、转子振动等常造成动、静部件间局部间隙减小，使转子与密封发生碰摩[5-6]。此外，润滑油压力或温度异常、轴瓦偏置和轴瓦局部磨损等会使破坏轴承内部油膜，转子与轴瓦易发生碰摩。碰摩发生时常伴有轴瓦破裂、密封损坏甚至叶轮破损，且破损部件在压缩机内部易发生二次损坏，造成恶劣事故。通常，碰摩发生前会表现为振动噪声异常、轴心轨迹突变等现象，在线监测并连锁停机是避免碰摩发生的主要手段。

4）油膜振荡。高速离心压缩机转子涡动频率与其固有频率重合时，将发生油膜振荡。发生油膜振荡时通常伴有强烈振动和异响、轴心轨迹发散，且振动对润滑油温度敏感而对转速不敏感等现象。提高油温、增大轴瓦油压、调整轴瓦位置等能有效改善油膜振荡。

2 检修实例

某氮气压缩机为4 级结构布置方式，其中第1级和第2 级为公用低速轴，而第3 级和第4 级为公用高速轴。2020年7月19日，压缩机4级振动量升高导致停机，初步判断为3级和4级转子动平衡性能下降，但校核动平衡后仍因第4级振动超标。进一步考虑轴承配合引起振动增大，故更换了高速轴的轴瓦后，在转速为1.5 kr/min 时做整体动平衡，修磨后第1—第4级的不平衡质量分别为41.4、20、28、422 mg。启动运行后，出口压力为2.04 MPa 时第1—第4 级振动量分别为15.3、7.7、9.7、20～25 μm，其中第4级振动量仍较高。可见，较大的不平衡质量时造成较高振动的主要原因。

2020年8月24日发生第1级叶轮损坏故障，其原因是进口导叶销强度不足，在高负荷下破裂脱落并进入第1 级叶轮，造成叶轮损坏。更换了第1级叶轮、扩压器和进口导叶销以及第2级和第3级拉杆后，重新调整了轴瓦间隙、轴串动量和齿轮间隙，再次对转子做动平衡以降低因新零件和重新装配造产生的不平衡质量。装配及动平衡参数如表1。

表1 压缩机主要维修参数Tab1 Main maintenance parameters of compressor

为了进一步确定转子平衡性，测量了不同转速时压缩机各级的振动量。工况1时两主轴的转速分别为6 342 r/min 和8 532 r/min，工况2 时两主轴的转速分别为8 456 r/min 和11 376 r/min。经测试，压缩机各级主轴振动仍较高，工况1 时第1—第4 级振动量分别为84、74、48、59 μm，工况2时分别为120、110、48、59 μm。尽管各级振动量较高，但尚未超过临界转速，无法判断振动量是否满足实际运行要求。但返厂试车时各级振动均超出正常运行量，无法正常启动运行。

经尺寸复核及分析，轴瓦间隙过大、拉伸杆变形和动平衡问题是造成振动量高的主要原因。高速、高精度的动平衡校核，复核各装配尺寸，降低轴瓦间隙是解决手段。新轴瓦装配后隙分别为0.9 mm和0.10 mm，高速平衡后1级叶轮的不平衡质量由修磨前的17.3～37 g 变为20～50 mg，2级叶轮则由修磨前的12.8～15.2 g 变为100～200 mg，装配后的整体不平衡质量约为25 mg，大幅度降低了转子系统的不平衡质量。空载启动（1次试车）后各级振动量明显降低，第1—第4 级的振动量分别为4.9、10.4、11.8、11.4 μm。加载后，当出口压力在小于0.7 MPa 时各级振动量均正常，4级振动量为17.3 μm 左右，但压力超过0.7 MPa 时第4级振动量上升导致停机。

测试各级振动量的变化如表2所示。

表2 压缩机各级振动量Tab 2 The vibration quantity of each stage of compressor

根据故障结果分析，4级叶轮与高速轴的过盈配合不足时会导致加载后产生不平衡质量，进而造成较高振动。增大过盈量并分别对部件和转子整体进行动平衡校核后，降低了不平衡质量。出口压力超过0.7 MPa 时第4 级振动量达到34 μm 并有上升趋势。可见，尽管从低速检测到2次空载运行时，转子不平衡质量和各级振动量已明显降低，但加载工况下第4级振动量仍迅速攀升。

加载工况下叶轮具有较大负荷，较高的振动量表明叶轮与轴的过盈量仍不足，进一步增大该过盈量并校核其它配合尺寸是解决途径，各校核参数如表3所示。

表3 压缩机主要配合参数Tab 3 Main matching parameters of compressor

维修后，压缩机空载运行时各级振动量正常，加载到1.85 MPa 时，第4 级振动量在23～26 μm 波动；加载到0.21 MPa 时第4 级振动量上升至30 μm，并在卸载后降低至11 μm。检测发现，碳环密封外壳O型圈断裂，且密封存在磨损。更换O型圈并重新加工密封后压缩机振动降低，可恢复运行正常。

可见，根据监测振动数据，降低零部件及转子系统的不平衡质量、降低轴承配合间隙、增加局部过盈配合量是降低压缩机转子振动量的主要途径。

3 结束语

介绍了某多级氮气压缩机的故障发生及检修过程。结果表明，离心压缩机振动量高造成的故障多为转子不平衡质量造成，对叶轮、主轴及转子系统进行高速动平衡校核，校核轴串动量和轴瓦等除的配合间隙，增加叶轮与主轴的过盈配合量降低了转子的不平衡质量，使压缩机各级振动量降低并正常运行。