潘強(qiáng)，蔣媛，胡建忠，呂劍超

（1.中國石油克拉瑪依石化公司，新疆克拉瑪依834000；2.中國石油烏魯木齊石化公司，新疆烏魯木齊831400）

新氫壓縮機(jī)主電機(jī)后端軸瓦振動問題分析與處理

潘強(qiáng)1，蔣媛2，胡建忠1，呂劍超1

（1.中國石油克拉瑪依石化公司，新疆克拉瑪依834000；2.中國石油烏魯木齊石化公司，新疆烏魯木齊831400）

針對克拉瑪依石化公司某加氫改質(zhì)裝置新氫壓縮機(jī)主電機(jī)后端軸瓦振動的問題，從設(shè)備本身的機(jī)械性能和工藝運(yùn)行工況兩方面進(jìn)行原因分析，最終通過現(xiàn)場實(shí)驗(yàn)，對比了8種不同工況下機(jī)組的運(yùn)行參數(shù)和振動數(shù)據(jù)的變化規(guī)律后發(fā)現(xiàn)，通過合理分配機(jī)組各級間壓縮比可有效地降低機(jī)組主電機(jī)后端軸瓦的振動，在此基礎(chǔ)上，優(yōu)化出機(jī)組運(yùn)行的最佳工況，有效地解決了機(jī)組主電機(jī)后端軸瓦振動問題，為今后同類設(shè)備處理類似振動問題提供新的思考角度和方法。

新氫壓縮機(jī)；主電機(jī)；振動；壓縮比

1　引言

振動問題是煉油化工企業(yè)大型機(jī)組運(yùn)行過程中常見的設(shè)備故障之一，引起振動的原因和機(jī)理較為復(fù)雜，大型設(shè)備出現(xiàn)振動異常時，如不及時發(fā)現(xiàn)處理，有可能造成機(jī)組損壞，裝置緊急停工。對于正常運(yùn)行中的大型機(jī)組，一旦振動問題出現(xiàn)后，判斷原因較為困難，現(xiàn)場設(shè)備工程師大多數(shù)情況下是從設(shè)備本身的機(jī)械性能上去分析和查找原因。例如：檢查設(shè)備地腳螺栓是否松動、設(shè)備對中是否良好、潤滑油是否乳化變質(zhì)、軸承是否磨損等［1］。本文針對克拉瑪依石化公司某加氫裝置新氫壓縮機(jī)主電機(jī)后端軸瓦振動異常的問題，分別從設(shè)備本身的機(jī)械性能和工藝運(yùn)行工況兩方面進(jìn)行了原因分析。首先對設(shè)備本身的機(jī)械性能進(jìn)行了檢查測試，在排除設(shè)備本身故障引起振動的原因后，進(jìn)一步從優(yōu)化工藝運(yùn)行參數(shù)角度去思考，通過現(xiàn)場實(shí)驗(yàn)，對比了8種不同工況下機(jī)組的運(yùn)行參數(shù)和振動數(shù)據(jù)的變化情況后，發(fā)現(xiàn)合理分配機(jī)組各級間壓縮比，可有效地平衡壓縮機(jī)曲軸和電機(jī)主軸上的慣性力，實(shí)現(xiàn)軸上載荷的合理分布，從而降低該機(jī)組主電機(jī)后端軸瓦水平振動的規(guī)律，在此實(shí)驗(yàn)的基礎(chǔ)上，優(yōu)選出機(jī)組運(yùn)行的最佳工況方案，通過合理調(diào)整機(jī)組運(yùn)行參數(shù)設(shè)定值，有效地解決了主電機(jī)后端軸瓦振動問題，為今后同類設(shè)備處理類似振動問題提供了新的思考角度和方法。

2　機(jī)組概況

克拉瑪依石化公司某加氫改質(zhì)裝置于2012年4月正式投入運(yùn)行，設(shè)有2臺往復(fù)式新氫壓縮機(jī)，運(yùn)行條件是一開一備，新氫壓縮機(jī)K-3101/A機(jī)負(fù)荷調(diào)節(jié)方式采用賀爾碧格公司的HydroCOM無級氣量調(diào)節(jié)，做為裝置運(yùn)行的主力機(jī)，不但節(jié)能效果顯著，而且調(diào)節(jié)手段靈活，可實(shí)現(xiàn)各級間壓縮比的調(diào)整分配，K-3101/B機(jī)負(fù)荷調(diào)節(jié)方式采用“三返一”旁路調(diào)節(jié)［2］，兩機(jī)組設(shè)計(jì)參數(shù)如下：

型號：D-34.66/19-132（J3D100E）；

結(jié)構(gòu)形式：三列對置不平衡固定式水冷機(jī)組，三列三級壓縮；

吸氣壓力：一級1.98 MPa、二級3.94 MPa、三級7.42 MPa；

排氣量：34000 Nm3/h；

排氣壓力：一級4.06 MPa、二級7.65 MPa、三級13.20 MPa；

電機(jī)功率：3150 kW；

電機(jī)型號：TAW3150-20/2600W；

工作介質(zhì)：氫氣。

3　故障過程

2014年9月13日，克拉瑪依石化公司某加氫改質(zhì)裝置新氫壓縮機(jī)K-3101/A機(jī)主電機(jī)后端軸瓦振動異常，水平振動值6.5 mm/s，最大的位置可達(dá)9.0 mm/s以上，測試該機(jī)組主電機(jī)前端軸瓦水平振動為2.0 mm/s，再對比裝置內(nèi)另一臺運(yùn)行的循環(huán)氫壓縮機(jī)主電機(jī)相同部位的振動數(shù)據(jù)均在2.0 mm/s以下。該機(jī)組主電機(jī)軸瓦由上、下2個半圓弧狀瓦通過螺栓聯(lián)接在一起，測振發(fā)現(xiàn)下半部軸瓦振動并不大，振動大的部位集中在上半部軸瓦上，而且上半部瓦越靠近頂部振動越大，頂部最大值達(dá)9.1 mm/s，底部為6.5 mm/s。

緊急停機(jī)后對該機(jī)組主電機(jī)后端軸瓦解體檢查，檢查內(nèi)容為：測量軸瓦間隙、檢查電機(jī)地腳螺栓是否松動、測試飛輪與聯(lián)軸器聯(lián)接螺栓預(yù)緊力、測試電機(jī)軸同心度、更換前、后端軸瓦潤滑油、研磨修復(fù)下部軸瓦表面損傷。通過以上檢查測試，除發(fā)現(xiàn)電機(jī)下半部軸瓦與主軸有輕微摩擦的損傷痕跡進(jìn)行了研磨修復(fù)外，并無其它異常問題，顯然電機(jī)下半部軸瓦與主軸有輕微摩擦的痕跡也并不是引起機(jī)組主電機(jī)后端軸瓦振動的原因，所以，因設(shè)備本身機(jī)械性能故障造成的振動可能性較?。?］。檢查完畢后進(jìn)行再次開機(jī)試運(yùn)行，開機(jī)后該振動問題沒有消除。

4　振動問題分析

4.1機(jī)組本體診斷分析過程

針對2014年9月13日新氫壓縮機(jī)K-3101/A主電機(jī)后端軸瓦水平振動，通過測量軸瓦間隙、檢查電機(jī)地腳螺栓是否松動、測試飛輪與聯(lián)軸器聯(lián)接螺栓預(yù)緊力、測試電機(jī)軸同心度、更換前、后端軸瓦潤滑油、研磨修復(fù)下部軸瓦表面損傷等措施后，再次開機(jī)振動依然未消除這一問題，于2014年9月16日對該機(jī)組主電機(jī)和曲軸箱進(jìn)行了一次全面的振動監(jiān)測，以進(jìn)一步分析可能引起振動的其它原因［4］。

設(shè)備結(jié)構(gòu)與測點(diǎn)布置簡圖見圖1；振動數(shù)據(jù)，見表1～2；頻譜圖見圖2～3。

由表1振動數(shù)據(jù)可見，電機(jī)各測點(diǎn)振動值均高于上次（2014年9月10日），其中電機(jī)軸瓦后端水平方向測點(diǎn)（測點(diǎn)M-OB-H）振動值超過一級報(bào)警值。

分析設(shè)備歷史運(yùn)行工況，2013年8月6日電機(jī)后端軸瓦水平振動值突然增加，超過一級報(bào)警值，當(dāng)時機(jī)組負(fù)荷為65%，當(dāng)負(fù)荷升高時此測點(diǎn)振動有所下降（見表1），當(dāng)時頻譜圖中的頻率成分及各頻率的幅值變化情況與此次相同（見表2）。

分析2次監(jiān)測該測點(diǎn)的振動頻譜圖可知（見圖2、圖3），頻譜圖中主要頻率成分為10Hz和150Hz，分別是轉(zhuǎn)速頻率的2X（2倍頻）和30X（30倍頻）。從表2可知，隨著該測點(diǎn)振動通頻值的增加（由3.0 mm/s升至6.4 mm/s），2X幅值變化不大，振動值的增加主要是由于150 Hz頻率的幅值增加所致（見表2），此頻率是轉(zhuǎn)速頻率的30倍，分析此頻率可能是軸承結(jié)構(gòu)的自振頻率。

圖1　壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)及測點(diǎn)示意圖

表1　設(shè)備本體各測點(diǎn)振動值（單位：mm/s）

表2　電機(jī)軸瓦后端水平測點(diǎn)M-OB-H振動通頻值及頻譜圖中各頻率幅值（振動值mm/s和頻率Hz）

圖2　測點(diǎn)M-OB-H振動頻譜圖（9月10日）

圖3　測點(diǎn)M-OB-H振動頻譜圖（9月16日）

通過以上分析可知，此次電機(jī)后端軸瓦水平方向振動值的增加主要是由于150 Hz頻率幅值的增加所致。以上分析中的150 Hz如果是軸承結(jié)構(gòu)的自振頻率，那么此頻率幅值的增加，其原因是：一方面可能是與設(shè)備負(fù)荷，2013年8月負(fù)荷為65%曾引起此頻率幅值的增加，當(dāng)負(fù)荷增大時幅值下降，此次運(yùn)行負(fù)荷已經(jīng)達(dá)到機(jī)組正常負(fù)荷82%，查閱以往該負(fù)荷下的振動數(shù)據(jù)，均在優(yōu)良范圍，進(jìn)一步排除該負(fù)荷下引起振動大的可能性；另一方面可能與運(yùn)行參數(shù)設(shè)定有關(guān)，查閱歷史運(yùn)行參數(shù)，設(shè)備運(yùn)行參數(shù)基本未改變，現(xiàn)唯一可以改變的參數(shù)是機(jī)組各級間的壓縮比設(shè)定［5］。

4.2現(xiàn)場實(shí)驗(yàn)過程分析

實(shí)驗(yàn)過程簡介：新氫壓縮機(jī)K-3101/A正常運(yùn)行時，通過改變二、三級間入口表壓設(shè)定值來調(diào)整各級間的壓縮比分配，初始工況二級入口表壓設(shè)定值為3.6 MPa，三級入口表壓設(shè)定值為6.9 MPa，此時測振數(shù)據(jù)作為初始狀態(tài)值，之后依次將二級入口表壓設(shè)定值逐漸遞增，依次設(shè)定為3.7 MPa、3.8 MPa、3.9 MPa、3.95 MPa，三級入口表壓設(shè)定值也逐漸遞增，依次設(shè)定為7.0 MPa、7.1 MPa、7.2 MPa、7.3 MPa，二、三級設(shè)定參數(shù)的改變可以交替組合出8種不同的運(yùn)行工況，對這8種不同工況依次測試電機(jī)前、后端軸瓦的振動、機(jī)組機(jī)身振動、氣缸軸向振動數(shù)據(jù)作比對分析，期待從實(shí)驗(yàn)中找出振動的變化規(guī)律。

實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析：由表3的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)可知，通過逐漸提高一級壓縮比、逐漸減小二、三級壓縮比后，機(jī)組機(jī)身振動略有上升，一、二、三級缸缸頭軸向振動也有變化，但均在設(shè)備優(yōu)良運(yùn)行范圍內(nèi)，唯一變化較大的是電機(jī)后端軸瓦的水平振動，通過表3的振動實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析已發(fā)現(xiàn)，通過調(diào)整二、三級入口設(shè)定壓力來實(shí)現(xiàn)各級間壓比的合理分配可以有效降低電機(jī)后端軸瓦水平振動的規(guī)律。為了便于更直觀分析，本文篩選出表3中的幾個關(guān)鍵參數(shù)——機(jī)身振動、電機(jī)后端軸瓦水平振動值、一級壓力比、二級壓力比、三級壓力比的趨勢變化單獨(dú)繪入圖4中進(jìn)行對比分析。結(jié)合圖4可以進(jìn)一步看出，工況7：二級入口表壓設(shè)定為3.9 MPa，三級入口表壓設(shè)定為7.3 MPa，一級壓比：2.103，二級壓比：1.875，三級壓比：1.797，電機(jī)后端水平振動可降至3.1 mm/s，已滿足往復(fù)設(shè)備振動監(jiān)測良好的標(biāo)準(zhǔn)，最終優(yōu)選工況7作為目前運(yùn)行工況，但是電機(jī)后端軸瓦水平振動值減小后，相應(yīng)的機(jī)組機(jī)身振動會略有增加，由正常的2.9 mm/s增至3.1 mm/s，但也控制在了良好的范圍內(nèi)。

表3　新氫壓縮機(jī)K-3101/A不同工況下的振動實(shí)驗(yàn)測量數(shù)據(jù)

圖4　新氫壓縮機(jī)K-3101/A主電機(jī)后軸瓦不同工況下的振動趨勢圖

實(shí)驗(yàn)結(jié)論：由以上實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)分析可知，機(jī)組主電機(jī)后端軸瓦水平振動不是由設(shè)備本身機(jī)械性能故障引起的，再次證明了先前結(jié)論分析的正確性，通過調(diào)整機(jī)組各級間壓縮比的合理分配可有效降低該振動值，說明此振動與電機(jī)軸和曲軸上（連為一體）的載荷力分布有關(guān)，隨著各級間壓縮比的改變，整個軸上的慣性載荷力發(fā)生改變，從而使軸上的振動分布也發(fā)生改變和轉(zhuǎn)移。

5　結(jié)語

（1）通過優(yōu)化機(jī)組運(yùn)行工況，合理分配各級間壓縮比，可有效地平衡壓縮機(jī)曲軸和電機(jī)主軸上的慣性力，實(shí)現(xiàn)軸上載荷的合理分布，有效降低該機(jī)組主電機(jī)后端軸瓦的振動。

（2）為解決振動問題提供了新的思考角度和方法。振動故障需要具體問題具體分析，大型機(jī)組振動的原因和機(jī)理較為復(fù)雜，僅僅從設(shè)備本身機(jī)械性能上去找原因是不夠的，有時會陷入瓶頸，而換一種思考問題的角度和方法，往往會取得事半功倍的效果。

（3）解決設(shè)備振動問題，尤其是大型設(shè)備的振動，需要從設(shè)備本身和工藝運(yùn)行等多角度去分析，只有抓住了故障的主因，問題才會迎刃而解。

［1］莫才頌.乙烯空分裝置C001A軸振動原因分析［J］.壓縮機(jī)技術(shù)，2013，239（3）：53-55.

［2］潘強(qiáng).氫氣壓縮機(jī)振動的原因分析及減振措施［J］.壓縮機(jī)技術(shù)，2013，242（6）：57-60.

［3］Qin Hongbo.Compressed Air System Performance Measurement and Analysis Method Study［A］.The 5th International Conference on Compressor and Refrigeration［C］.Xi An：Xi an Jiaotong University，2005：30-35.

［4］郁永章.中、大型往復(fù)壓縮機(jī)系統(tǒng)中的管道振動與消除［J］.壓縮機(jī)技術(shù)，2013，240（4）：46-48.

［5］Dai Yande.Energy Efficiency and Market Potential of Electric Motor System in China［M］.Beijing：China Machine Pressure，2001：101-110.

Analysis and Treating of New Hydrogen Compressor Main Motor Rear Bush Vibration Problem

PAN Qiang1，JIANG Yuan2，HU Jian-zhong1，LYU Jian-chao1
（1.PetroChina Karamay Petrochemical Company，Karamay 834000，China；2.PetroChina Urumqi Petrochemical Company，Urumqi 831400，China）

According to the problem of main motor rear bearing vibration occurred in a hydrogenation upgrading device of new hydrogen compressor for Karamay Petrochemical Corporation，the paper analyzed the reasons from two aspects of mechanical and process operation conditions of the equipment itself，finally it is through the field experiments.It is found that the rational allocation unit at all levels between the compression ratio can effectively reduce the vibration unit main motor rear bearing vibration based on comparing the varying rules of operation parameters and vibration data under 8 different conditions of unit.On the basis above，the best condition of unit operation is optimized，which effectively solves the problem of main motor rear bearing unit vibration，and provides a new thinking and method for treating similar vibration problem for similar equipment.

hydrogen compressor；main motor；vibration；compression ratio

TH45

B

1006-2971（2015）05-0057-05

潘強(qiáng)（1982-），男，四川內(nèi)江人，工程師，碩士，在中國石油克拉瑪依石化公司從事設(shè)備技術(shù)管理工作，已在國家核心期刊和論文交流會議上發(fā)表論文10余篇。E-mail：panqiang@petrochina.com.cn

2015-04-09