离心压缩机之典型振动特征Word格式.docx
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上述故障可能通过振动传感器检测得到，也可以通过过程参数的改变表现出来。
所以工艺参数和振动参数同样重要，准确的故障诊断要求结合振动和工艺参数，进行相关分析。
压缩机的诊断需要的信息举例：
∙转子振动和轴中心位置
∙慢转速数据
∙轴承的金属温度
∙润滑油温度和压力
∙气体的流量、入口和出口的压力
另外，这里并没有列出阻塞极限区域相关的故障，它是给定的转速下压缩机能够处理的最大流量，因而列在这里不是作为一种故障考量，而是看做一种运行或者操作设计参数。
实践中压缩机不会出现阻塞工况，它只是简单地限制最大的流量。
如果出现，它可能出现在叶轮或者带叶扩压器的入口位置。
因为设计上它是不可能出现的运行区域，一般也不会有损压缩机，所以不在这里讨论。
喘振
喘振是压缩机内部的一种流体诱导失稳，主要开始发生在后端管网压力大于压缩机的出口气体压力，并在管网压力等于入口压力处上下波动。
喘振的特点就是压缩机内气体的倒流和顺流转换，并来回剧烈抽动。
压缩机的设计是压缩一定体积流速的气体使其达到给定的出口压力，希望单向稳定流动。
气体回流会导致振动提高、温度上升，并可能伴随特殊的“哮喘、吼叫”般噪声，容易导致压缩机跳机和不可逆损坏。
喘振的过程
A~B发生喘振，20~50ms；
C~D退出喘振，20~120ms,A-B-C-D-A一个周期大约0.3~3s。
∙压缩机到达喘振点A，失去压缩气体的能力
∙出口压力突降，出口管线的压力大于压缩机出口压力，发生喘振，气体回流，压缩机运行到B点（负流量）
∙回流导致气体的压力差下降，回流减小，负流量降低，工作点来到C点
∙系统的压力差继续降低，压缩机又可以克服出口后的管线压力了，压缩机的工作点回到性能曲线上的D点。
∙正流量重建，压缩机开始压缩气体，按照压力-流量曲线工作，重新到达喘振点A，完成一个周期，并继续重复下一个周期。
需要注意的是，喘振是一种压缩机与管网的耦合效应（如同电阻和电容）。
工作点是压缩机性能曲线和管网的共同作用的结果。
实质上，被上下游的管网压力所固定的压比决定了系统的流量。
喘振的可能原因
∙启机或者停机过程中
∙运行在低流量工况
∙运行在高压头
∙转速降低
∙运行操作错误
∙流程出问题
∙负荷改变
∙气体组分改变
∙级间冷却故障
∙滤网或者储罐问题
∙防喘系统故障
∙回流阀故障
∙驱动机问题
喘振的特征及其检测
∙轴向振动和轴位移变化明显，轴位移达到轴向间隙的极限点，可能损坏推力瓦。
∙喘振频率大约在0.3~3Hz，频率极低（等于气体回流频率）
∙径向振动的主导频率可能等于气体回流的频率
∙流速/流量的改变
∙动态压力的变化
径向振动的频率等于气体的回流频率，所以常常是次同步频率成分，一般为转速频率的10%~20%。
气体的回流改变着轴向载荷的方向，所以导致轴向振动的频率与回流频率相同，轴向振动还可能看到幅值调制，喘振时轴心轨迹图形状也会发生改变。
这些都是判断喘振的证据，只有正确地识别了故障，才能对症下药，才能药到病除。
喘振的后果
∙轴向推力的迅速变化可能导致推力瓦的损坏
∙过大的转子振动可能导致摩擦，如导致级间密封的失效等
∙气体的再压导致气体温度持续上升，进而过热。
∙负荷的突变可能损坏和驱动机相连的联轴器，使压缩机的叶轮失效，也可能损坏驱动机。
喘振控制
∙增加压缩机的气体流量
∙安装防喘阀（打回流）
∙减小出口压力
∙增加转速
喘振的一个图例
次同步分量可以通过瀑布图来识别。
图中12~30Hz的分量不是精确的单频率谱峰，而是一簇。
喘振线的现场测试
喘振限制线（SLL）在压缩机性能曲线中可能有多种不同的表达。
要根据OEM和最终用户的不同要求明确下来：
是优先保护机器还是照顾生产，以确保压缩机不会出现失稳或影响生产效率。
事先通过试验确定真实的喘振或者旋转失速的位置，就可以在在线性能曲线图中设定报警/控制区域，防止实际运行中出现流体诱导失稳，从而保护机器。
下面是应该现场修订性能曲线中的喘振线的理由和注意事项
∙流体失稳不仅和压缩机有关，与管网也有关系
∙需要流量测量设备
∙OEM在机组出厂前并不能精确知道喘振限在哪里，因为管网及其它工艺条件不同，需要现场实测确定
∙机组改造后，性能曲线包括SLL可能漂移，因为可能更换了内部部件、内部有结垢等，都可能改变性能曲线。
失速
失速有静止部件（扩压器内叶片）内的失速和转动部件（叶轮叶片）内的失速两种。
与喘振相比，失速是特定部位的失速，是特定部位的气体回流，流量、升压降低等等。
它可能只在某一级失速，常常伴随着次同步振动特征，以及压力的波动，导致该级的压力没有达到设计升压水平。
而喘振发生于整个压缩机，并常见非常高或者非常低的流速。
如果失速发生在叶轮，当入口流速增加时，流量的减小使叶轮的承压面压力趋近于零，叶轮流道相对流速的大幅度降低，使边界层建立并分离，从而导致失速。
∙通道内（叶轮、静止流道、或者两者之间）流团返流
∙失速会产生不均匀的流场，影响振动
∙失速常常是次生效应，是气流阻塞或者流道几何结构的破坏
∙失速不会给机器的部件带来显著的额外载荷，但振动变化影响机器的操作和运行
∙失速降低机器的效率
旋转失速
旋转失速可以描述为一个非均匀的环流场，其环流场的旋转速度与转子转速不同，该环流场产生一个作用在转子上的不平衡的径向动压力，进而导致转子径向振动。
因为该流场的旋转转速慢于转子的转速，所以它产生的是一个次同步的振动。
它是流体诱导失稳的一种，旋转失速密切相关于压缩机的运行参数，如上所述，旋转失速主要分为两种类型：
发生在叶轮
∙产生的次同步一般在0.5X至0.8X间
∙次同步与转子的转速相关
∙一般不会发生迟滞：
失速的来去与流速直接相关。
∙叶轮的旋转失速往往被看做是喘振的前兆，因为其发生点非常靠近喘振点，此时任何入口流量的降低或者压头的增加都可能马上导致喘振
发生在扩压器
∙次同步一般在0.06X~0.33X间
∙频率对流量敏感，流量减小时，频率增加
∙和转速有关，流量与转速之比为常数。
失速的共同特点
∙失速产生一个正进动的次同步径向振动
∙失速发生在叶轮和静件之间时，频率在0.5X左右
∙没有流体轴向回流，所以没有轴向振动
∙振动有幅值调制，而轴心轨迹图类似于喘振
上图是压缩机驱动端振动瀑布图，可以看到次同步在0.08X，产生于出口压力开始增加时，注意看频率分量和转速的锁定关系。
非喘振或失速原因的次同步振动
∙迷宫密封内的环流有潜力产生转子失稳，有时用蜂窝密封取代迷宫密封可以克服转子动力失稳问题。
这是一种自激振动，类似于油膜涡动和震荡
∙压缩机的叶轮本身也产生气动失稳力
∙如果转子轴承系统的动力稳定域不够宽，会产生次同步振动，其频率常常在震荡时锁定在转子轴承系统的第一阶固有频率。
上图是非喘振、失速的次同步振动例子。
可以看到这个次同步频率是3000cpm，不随转速的改变而改变。
它是转子轴承系统的低阶共振频率。
（此例中60Hz为电网频率），因为轴承为可倾瓦，失稳不大可能发生在轴承内，所以判断不稳定的根源来自密封或者叶轮。
更换轴承后，改进了轴承-转子系统的稳定裕度，次同步消失。
结垢
压缩机内的气体可能夹带灰尘、煤尘、盐分及其它颗粒物，经过一段时间的累积，这些污染物可能聚集在叶片、管道、和压缩机的内壁上。
结垢可能导致压缩机的性能下降。
聚集在叶片上的污垢可能影响到振动的1X趋势，结构物的脱离可能使得1X振动的突然变化。
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