王同慶，陳宏輝，劉榮福，賈厚林，唐 軍，張 斌

（中國燃氣渦輪研究院，四川江油 621703）

0 引言

壓縮機由于其轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的復雜性，支撐條件的特殊性和存在多種非線性因素影響，在工作中經(jīng)常會出現(xiàn)各種故障[1]。用于氣源設(shè)備中的離心式壓縮機組存在支撐端軸承座軸向振動嚴重超標的故障，支撐端軸承座水平、垂直方向振動值超過允許值的十多倍。對故障問題分析，最終決定從減小激振力和增加軸承座軸向剛度兩方面著手。處理后的機組，振動明顯減小，機組運行狀態(tài)良好，同時也驗證了所選檢修方法的合理及有效性。

1 故障問題介紹及分析

故障機組由驅(qū)動電機通過齒輪箱增速后驅(qū)動，其中電機與齒輪箱、壓縮機與齒輪箱都是由齒套式聯(lián)軸器連接。齒套式剛性連接結(jié)構(gòu)，對于軸系對中精度提出了更高的要求，增加了軸系的調(diào)整難度。壓縮機支撐端與止推端軸承座由螺栓連接在獨立底座上。壓縮機組軸系簡圖見圖1。

圖1 故障機組軸系簡圖

1.1 檢修前振動情況分析

故障機組檢修前，齒輪箱和電機運行狀態(tài)較好，各向振動水平都保持在2.8 mm/s以下，故障主要體現(xiàn)在壓縮機支撐端軸承座軸向振動嚴重超標這一問題上。故障機組檢修前穩(wěn)定狀態(tài)下壓縮機支撐端和止推端軸承座振動情況見圖2。

從機組的歷史運行數(shù)據(jù)看，檢修前支撐端軸承座在垂直和水平方向振動情況良好，均值維持在2.5 mm/s左右，但其軸向振動值最大值在穩(wěn)定工況下高達22.5 mm/s，振動值是垂直和水平方向振動值的10倍左右；止推端軸承座軸向振動雖然較垂直和水平方向偏高，最高達3.8 mm/s，但維持在允許范圍內(nèi)。

圖2 故障機組檢修前壓縮機軸承座振動情況

壓縮機支撐端和止推端軸承座軸向振動都較垂直和水平方向高，可能是由軸向激振力偏大所導致的；從支撐端軸向振動遠大于止推端軸向振動這一情況看，支撐端軸承座可能存在軸向剛度不足的缺陷。

1.2 機組拆檢及原始配合參數(shù)測量

在對機組進行全面的檢修工作之前，進行了機組的拆檢工作機組以及對原始配合參數(shù)進行了測量。

機組第二級轉(zhuǎn)子進口葉片的第一個鉚釘損壞，葉片在鉚接處出現(xiàn)裂縫，并有橫向撕裂趨勢；由于磨損導致的大部分氣封、油封左右側(cè)間隙不一致且嚴重超差；隔板中分面間隙在0.45～1.4 mm，間隙超標；壓縮機與齒輪箱對中存在超差；轉(zhuǎn)子葉片撕裂，增加了轉(zhuǎn)子的動不平衡量，進而導致激振力變大；氣封和隔板間隙超標增加了級間串氣量，在一定程度上增加了軸向激振力；此外徑向?qū)χ泻洼S向?qū)χ械某钜矌砹祟~外的激振力，尤其是軸向?qū)χ械某钤谝欢ǔ潭壬峡赡芤饳C組軸向振動的增加。

2 機組檢修方案及實施

2.1 減小激振力

從機組拆檢及原始配合參數(shù)測量的結(jié)果看導致轉(zhuǎn)子激振力偏大的因素有：轉(zhuǎn)子葉片撕裂導致的轉(zhuǎn)子動不平衡量的增加；氣封的磨損以及隔板間隙過大引起的級間串氣導致的軸向激振力增加；壓縮機與齒輪箱對中超差導致的激振力增加。

采取相應(yīng)處理措施：對撕裂的轉(zhuǎn)子葉片及對角葉片進行挖除打磨處理，并進行動平衡處理；對間隙超差的氣封進行照配更換；根據(jù)壓縮機隔板中分面各位置的間隙值，在下殼體隔板處鋪直徑1.8 mm或直徑2.5 mm的鉛絲并涂黃油固定，以減小級間漏氣量；對壓縮機與齒輪箱的對中參數(shù)按要求進行調(diào)整。

2.2 增加軸承剛度

DA1000壓縮機組軸承座為獨立支撐結(jié)構(gòu)，在安裝合理的情況下，軸承座的剛度滿足機組運行要求。由于地震給機組基礎(chǔ)帶來不可恢復性變形，基礎(chǔ)變形、強度下降，在一定程度上導致了軸承座剛度下降；鑒于現(xiàn)場施工條件和檢修周期的限制，不具備對軸承座基礎(chǔ)加固處理的條件。只能從兩個方面著手，檢查壓縮機軸承座是否自身存在缺陷，如地腳螺栓是否有松動等；調(diào)整好軸承壓蓋與上瓦背的過盈量配合。

經(jīng)檢查，機組軸承座自身結(jié)構(gòu)完好，不存在缺陷；機組支撐端軸承座有一顆地腳螺栓松動，對其進行緊固處理。在恢復軸承端軸瓦時，將軸承壓蓋與上瓦背的接觸面研磨至要求；并且通過增減上瓦背部的調(diào)整墊片將軸承壓蓋與上瓦背的過盈量調(diào)整為要求的偏上限值，以保證運行過程中由于軸承初始安裝不當或長時間運行后，軸承壓蓋與上瓦背之間的緊力喪失而致使軸瓦松動而導致的振動超標問題。

3 檢修效果

檢修后調(diào)試運行額定工況穩(wěn)定狀態(tài)下止推端和支撐端軸承座振動情況見圖3。

圖3 機組第一次檢修后軸承座振動情況對比

機組經(jīng)過針對性的檢修處理后，在滿載荷穩(wěn)定工況下其支撐端軸向振動由檢修前的22.5 mm/s降至12.9 mm/s，檢修效果明顯；支撐端垂直振動值變化不大，維持在良好的振動范圍內(nèi)，但水平方向振動較檢修前稍有增大，最大值達5.2 mm/s。止推端在檢修后軸承座各向振動都有所增加，雖然都維持在允許范圍內(nèi)但增加量較明顯，尤其是軸向和水平方向，其中軸向由檢修前的3.8 mm/s增至6.7 mm/s、水平方向由檢修前的2 mm/s增至4 mm/s。

調(diào)試運行后對機組壓縮機的軸承進行了拆檢工作，檢查初次運行后各軸瓦的磨損情況；考慮到止推端軸承各向振動較檢修前增加，懷疑可能由于該處軸承回裝不良而導致了振動增加；經(jīng)過拆檢處理后調(diào)試，止推端軸承座各向振動降低至檢修前的振動水平，問題得到處理。

后續(xù)的調(diào)試中發(fā)現(xiàn)，支撐端軸向振動較拆檢前明顯加大，且軸向振動值在穩(wěn)定工況下有隨著運行時間增加而增加的趨勢；在對支撐端軸承進行拆檢恢復的后續(xù)調(diào)試中，發(fā)現(xiàn)機組支撐端和止推端各向振動都較之前振動有所增加；且機組支撐端軸向振動惡化最為明顯，最差達到25.4 mm/s，較檢修前狀態(tài)更差。為了找到導致壓縮機支撐端軸向振動惡化的原因，對機組進行了全面的振動測試分析。

圖4頻譜顯示，導致壓縮機支撐端軸向振動主要以1倍頻為主，推斷是壓縮機轉(zhuǎn)子在經(jīng)過兩次調(diào)試后發(fā)生了不平衡量的變化。對于4倍頻，經(jīng)分析是由于撕裂轉(zhuǎn)子葉片部分切除處理后導致的氣動激振力，是無法處理消除的；因此故障問題的處理從1倍頻處理著手。經(jīng)過分析決定對壓縮機轉(zhuǎn)子進行動平衡處理，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子的原始不平衡量較上次動平衡后發(fā)生了很大變化；經(jīng)過處理后轉(zhuǎn)子的動平衡精度達G0.4等級。經(jīng)過第二次轉(zhuǎn)子動平衡后，機組調(diào)試運行額定工況穩(wěn)定狀態(tài)下，止推端和支撐端軸承座振動情況見圖5。

圖4 壓縮機組支撐端軸向振動頻譜圖

圖5 轉(zhuǎn)子動平衡處理后振動情況對比

從動平衡處理后機組調(diào)試運行結(jié)果看，動平衡后激振力的減小，使支撐端軸向振動由動平衡前的25.4 mm/s降低到平均水平9 mm/s左右（工況不同振動維持在6.3～12.8 mm/s），能夠滿足運行要求（按照ISO 3945要求，尚可振動范圍為11.2～18 mm/s），檢修效果明顯；止推端軸承座振動維持在良好的振動范圍內(nèi)（各向振動最大值≤4 mm/s）。

4 結(jié)束語

壓縮機在正常運轉(zhuǎn)工作時，其轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動穩(wěn)定在合理的范圍內(nèi)；當壓縮機有故障出現(xiàn)時，會表現(xiàn)為壓縮機軸系振動的增加。壓縮機運行時關(guān)注軸承座水平、垂直方向振動的同時其軸向振動也不容忽視。對于壓縮機組軸向振動故障可以根據(jù)故障特征從減小軸向激振力和增加軸承座剛度兩方面綜合考慮，以達到事半功倍的檢修效果。此外在機組檢修過程中，軸承回裝不良，會在一定程度上導致軸承座振動增加。在機組故障診斷過程中，綜合振動測試分析結(jié)果和機組自身特性，可以提高機組故障診斷的效率和精確度。

［1］ 孟光.轉(zhuǎn)子動力學研究的回顧與展望［J］.振動工程學報，2002，（1）：1-14.

［2］ 袁鳳華.壓縮機滑動軸承常見振動故障的分析及處理［J］.風機技術(shù)，2004.