王志華,張 聰,劉文華

（1.武漢理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，武漢 430063；2.武漢新芯集成電路制造有限公司，武漢 430205）

大型往復(fù)式壓縮機(jī)組屬于石化行業(yè)中的關(guān)鍵性動(dòng)力設(shè)備，具有轉(zhuǎn)速高、流量大、功率和傳遞扭矩大的特點(diǎn)，任何故障停車都會(huì)影響整個(gè)流程的正常生產(chǎn)，造成重大的經(jīng)濟(jì)損失甚至人員傷亡[1]。而壓縮機(jī)的曲軸-連桿-活塞結(jié)構(gòu)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)具有天然的不平衡性，其所產(chǎn)生的不平衡力和力矩以及旋轉(zhuǎn)部件的離心力使得扭振共振問題成了壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中不可忽視的問題，尤其是在石化行業(yè)壓縮機(jī)的高負(fù)載工況下，任何扭振共振都會(huì)引發(fā)較大的扭矩波動(dòng)，極易導(dǎo)致軸系連接螺栓負(fù)載扭矩過大，嚴(yán)重時(shí)可能發(fā)生疲勞斷裂[2]。

某氣田壓縮機(jī)組在運(yùn)行1 230 h后，多臺(tái)同類型機(jī)組的聯(lián)軸器螺栓發(fā)生斷裂，由于多臺(tái)機(jī)組的聯(lián)軸器螺栓均發(fā)生斷裂，極大地影響到了工廠的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。本文以此天然氣壓縮機(jī)的故障診斷為例，介紹對(duì)該高頻次的螺栓斷裂故障的原因進(jìn)行全面深層次探究并消除故障的理論和方法。首先對(duì)斷裂螺栓作金屬材料的理化分析，判斷螺栓斷裂類型（疲勞斷裂、腐蝕斷裂、韌性斷裂、脆性斷裂等）并評(píng)估螺栓質(zhì)量是否合格；其次對(duì)壓縮機(jī)組進(jìn)行扭振仿真計(jì)算和扭振與扭矩的實(shí)測(cè)分析，研究機(jī)組的振動(dòng)狀態(tài)、是否發(fā)生扭振共振和扭矩超標(biāo)等；最后針對(duì)相關(guān)分析的結(jié)果采取針對(duì)性的故障消除措施，再對(duì)消除故障后的設(shè)備進(jìn)行扭矩和扭振的測(cè)試分析，評(píng)估措施的有效性。需要說明的是無論螺栓質(zhì)量是否合格均應(yīng)進(jìn)行扭振和扭矩的相關(guān)計(jì)算和測(cè)試分析，因?yàn)闊o法確定螺栓質(zhì)量為螺栓斷裂的單一性原因。

本文對(duì)于機(jī)組軸系扭矩采用無線扭矩遙測(cè)的方式進(jìn)行測(cè)試，機(jī)組扭振的測(cè)試則是直接利用磁電式傳感器對(duì)軸帶飛輪的等分齒形結(jié)構(gòu)進(jìn)行測(cè)試，具體的扭振角位移計(jì)算原理見第1小節(jié)。

1 扭振的脈沖時(shí)序法測(cè)試原理

扭振的計(jì)算采用脈沖時(shí)序法，其具體原理為：選用非接觸式傳感器測(cè)量旋轉(zhuǎn)軸上的齒盤時(shí)，傳感器會(huì)產(chǎn)生一個(gè)脈沖串。當(dāng)軸平穩(wěn)旋轉(zhuǎn)時(shí)（即不發(fā)生扭振），脈沖串的位置就反映了各齒在齒盤圓周上的排列位置；若當(dāng)有扭振發(fā)生時(shí)，各脈沖的位置就會(huì)發(fā)生變化，這實(shí)際上就是脈沖串信號(hào)的相位調(diào)制，即扭振使得準(zhǔn)周期的脈沖信號(hào)發(fā)生了相移，準(zhǔn)確測(cè)量這一時(shí)刻變化量即可算出扭振[3]。

設(shè)齒盤的齒數(shù)為N，則齒盤每旋轉(zhuǎn)一周傳感器可產(chǎn)生N個(gè)脈沖信號(hào)，設(shè)第i個(gè)脈沖上升沿時(shí)刻為ti，旋轉(zhuǎn)一周的開始時(shí)刻和結(jié)束時(shí)刻分別為t1和tN，則軸旋轉(zhuǎn)一周內(nèi)的平均角速度為

同時(shí)可將每個(gè)單獨(dú)脈沖的平均角速度視為瞬時(shí)角速度：

則扭振引起的轉(zhuǎn)速波動(dòng)即為瞬時(shí)角速度與平均角速度之差

圖1 扭振計(jì)算流程圖

則軸在第i個(gè)脈沖內(nèi)的扭振振幅（即扭轉(zhuǎn)角）為

這樣就將扭振的測(cè)量轉(zhuǎn)換為對(duì)脈沖串各脈沖時(shí)刻的測(cè)量，虛擬測(cè)試儀采用軟件方法對(duì)各個(gè)脈沖串的具體時(shí)刻進(jìn)行計(jì)算，從而完成扭振的計(jì)算，具體的扭振計(jì)算流程圖如圖2所示。

2 斷裂螺栓的金屬理化分析

首先針對(duì)螺栓的斷裂面作金屬材料試驗(yàn)分析，判斷其斷裂類型并評(píng)估螺栓質(zhì)量，具體步驟包括：斷面宏觀觀察、斷口形貌掃描電鏡拍照、金相顯微組織與硬度分析以及化學(xué)成分分析[4]。

(1)對(duì)螺栓斷面進(jìn)行拍照宏觀觀察，如圖2所示，螺栓斷裂面存在海灘狀與疲勞臺(tái)階，同時(shí)1區(qū)光滑細(xì)膩，3區(qū)具有纖維狀特征，存在明顯的疲勞擴(kuò)展區(qū)、瞬斷區(qū)和終斷區(qū)，表明其為一疲勞斷口。

圖2 螺栓斷面宏觀示意圖

使用掃描電鏡對(duì)清洗后斷面處進(jìn)行掃描電鏡拍照，如圖3所示為1區(qū)域的微觀形貌，可以明顯看出二次裂紋和疲勞裂紋特征。

圖3 螺栓斷面掃描電鏡拍照?qǐng)D

(2)對(duì)裂紋源A處和芯部切取樣品作硬度測(cè)試和金相顯微拍照觀察，結(jié)果顯示：基體金相顯微組織為回火索氏體，芯部和表面硬度均合格；對(duì)樣品取樣作化學(xué)成分分析，結(jié)果表明聯(lián)軸器螺栓材質(zhì)為42CrMo，與螺栓廠家給定參數(shù)一致。

綜合分析結(jié)果顯示：該聯(lián)軸器材質(zhì)為42CrMo，熱處理為調(diào)質(zhì)處理，成分、金相顯微組織和硬度都合格；螺栓斷裂形式為疲勞斷裂。

3 壓縮機(jī)組扭振理論計(jì)算

發(fā)動(dòng)機(jī)-聯(lián)軸器-壓縮機(jī)組所組成系統(tǒng)的扭振計(jì)算采用集總參數(shù)簡化模型，具體劃分為17個(gè)具有轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的慣量塊，各慣量塊間以扭轉(zhuǎn)彈簧連接，具體如圖4所示。

圖4 發(fā)動(dòng)機(jī)-聯(lián)軸器-壓縮機(jī)組系統(tǒng)扭振分析模型

其中電動(dòng)機(jī)主要部分由5個(gè)慣量塊構(gòu)成，即圖中的END到MBR，其各扭轉(zhuǎn)剛度和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量由解析方法計(jì)算求得，并與廠家提供的數(shù)據(jù)進(jìn)行比較。聯(lián)軸器由2個(gè)慣量塊表示：圖中的CP1和CP2，CP1轉(zhuǎn)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的一半，再加上電動(dòng)機(jī)軸前端部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；CP2轉(zhuǎn)盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的一半，再加上飛輪和壓縮機(jī)軸前端部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；兩者之間由扭轉(zhuǎn)彈簧連接，其剛度值由聯(lián)軸器扭轉(zhuǎn)剛度并考慮聯(lián)軸器連接方式經(jīng)過修正后得到。壓縮機(jī)組為4缸單級(jí)壓縮機(jī)，可簡化等效為10個(gè)慣量塊，如圖4中的MN1到AUX所示，其具體的結(jié)構(gòu)及慣量塊劃分處理如圖5所示，采用ANSYS有限元方法計(jì)算扭振特性[5]。

表1所示為計(jì)算所得的發(fā)動(dòng)機(jī)-聯(lián)軸器-壓縮機(jī)組系統(tǒng)簡化模型的前10階轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速(無阻尼固有頻率)。

圖5 壓縮機(jī)組等效簡化結(jié)構(gòu)及慣量塊劃分

圖6 壓縮機(jī)組簡化模型扭轉(zhuǎn)剛度的有限元計(jì)算

表1 計(jì)算的轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速

圖7表示了在最大功率工況下，系統(tǒng)聯(lián)軸器扭矩相對(duì)運(yùn)行時(shí)間的動(dòng)態(tài)響應(yīng)曲線。.當(dāng)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)功率與壓縮機(jī)所需功率達(dá)到平衡時(shí)，系統(tǒng)進(jìn)入穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)。在穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)沒有發(fā)現(xiàn)扭振共振現(xiàn)象。

圖7 聯(lián)軸器扭矩相對(duì)運(yùn)行時(shí)間的動(dòng)態(tài)響應(yīng)(最大功率工況)

4 壓縮機(jī)組的扭振及扭矩測(cè)試

根據(jù)聯(lián)軸器螺栓的高頻次斷裂以及斷裂面的形狀及疲勞斷裂等故障特征，初步判定該故障可能是由軸系扭振引起的，故而采用軸系扭振及軸功率虛擬測(cè)試儀[3]對(duì)系統(tǒng)的軸扭矩和扭振進(jìn)行測(cè)試：軸扭矩測(cè)點(diǎn)選定在電機(jī)輸出軸端，采用TT10K應(yīng)變式扭矩遙測(cè)儀完成測(cè)試任務(wù)；扭振測(cè)點(diǎn)選定在聯(lián)軸器后端齒輪盤處，測(cè)試方法為“測(cè)齒法”，即直接采用磁電式傳感器對(duì)等分齒輪進(jìn)行測(cè)試，具體的測(cè)試裝置圖如圖8所示。

圖8 某氣田壓縮機(jī)組扭矩和扭振測(cè)試裝置

機(jī)組設(shè)備主要包括正壓型三相異步電動(dòng)機(jī)、RDS氣體壓縮機(jī)、聯(lián)軸器以及其它附件和管道，其中電動(dòng)機(jī)和壓縮機(jī)的相關(guān)參數(shù)如下。

表2 正壓型三相異步電動(dòng)機(jī)參數(shù)表

表3 RDS氣體壓縮機(jī)參數(shù)表

壓縮機(jī)組的負(fù)載是由進(jìn)氣管道上的旁通調(diào)節(jié)閥控制的，由于現(xiàn)場(chǎng)的限制，僅對(duì)機(jī)組空載（即旁通閥全開）和滿載（旁通閥全閉）這兩個(gè)工況下的扭振和扭矩進(jìn)行測(cè)量。測(cè)試分析所得的壓縮機(jī)組扭矩和扭振的相關(guān)結(jié)果如圖9所示。

由圖9可以看出：壓縮機(jī)組扭振幅值在有負(fù)載時(shí)其第1、3、5階次有較大峰值，而且隨著負(fù)載增大（空載變滿載），第13階次幅值基本保持不變，而第5階次幅值從0.08 deg增大到0.25 deg，表明機(jī)組扭振的激勵(lì)發(fā)生在第5階次；而從扭矩階次譜也可以看出，除了0 Hz處的平均扭矩外，動(dòng)態(tài)扭矩能量主要發(fā)生在第5階次，空載時(shí)五階次扭矩峰值為22 505.5 N?m，為空載有效扭矩8 451N?m的2.66倍；滿載時(shí)5階次扭矩峰值為65 245N?m，為滿載時(shí)均值扭矩21 553N?m的3倍，即扭振引發(fā)了較大扭矩的波動(dòng)。由圖8(d)的滿載時(shí)扭矩時(shí)域波形可以看出扭矩的峰值達(dá)到了110kN?m，超出了聯(lián)軸器的許用峰值扭矩90kN?m，且每秒超過許用值的次數(shù)達(dá)到了17次，大大超出了聯(lián)軸器使用許可范圍，而這也是聯(lián)軸器螺栓斷裂等故障發(fā)生的直接原因。

此外，額定轉(zhuǎn)速下扭振第5階次所對(duì)應(yīng)的頻率為83 Hz，對(duì)比計(jì)算所得的壓縮機(jī)組扭振的前10階固有頻率可以發(fā)現(xiàn)其第1階固有頻率為81.1 Hz，兩者相差僅1.7 Hz（2.1%），基本可以判定壓縮機(jī)組發(fā)生了扭振共振，這即為發(fā)生故障的內(nèi)在原因。

5 故障消除措施

由上述分析結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)壓縮機(jī)組螺栓多發(fā)性斷裂的原因?yàn)闄C(jī)組的扭振激勵(lì)頻率接近于系統(tǒng)的第一階固有頻率，導(dǎo)致發(fā)生了扭振共振，使得扭矩波動(dòng)大幅增大，峰值扭矩超過了聯(lián)軸器的許用值，從而導(dǎo)致了螺栓的疲勞斷裂。為了消除扭振共振，較為可行的方案為對(duì)機(jī)組的固有頻率進(jìn)行調(diào)頻，通過考察，可在壓縮機(jī)組曲軸中部的光軸段（見圖5中J6段）加裝一個(gè)慣性飛輪（轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為23.73 kg?m2）[7]。對(duì)改裝后的壓縮機(jī)組作同樣的扭振和扭矩測(cè)試，測(cè)試工況與之前保持一致，測(cè)試結(jié)果見圖10。

從圖10可以看出：加裝慣量飛輪后扭振諧次譜中的5諧次峰值大大減小，空載下從0.08 deg降到了0.02 deg，滿載下從0.25 deg降到了0.05 deg。而從扭矩諧次譜中可以看出，空載時(shí)5諧次扭矩峰值為5 268N?m，僅為均值有效扭矩9 205N?m的0.57倍；滿載時(shí)5諧次扭矩峰值為12 529N?m，僅為均值有效扭矩20 970N?m的0.6倍；扭振引起的扭矩波動(dòng)大大減??；同時(shí)由圖10(d)所示的滿載時(shí)扭矩時(shí)域波形可以看出滿載時(shí)的峰值扭矩變?yōu)?7 500N?m，小于聯(lián)軸器的許用峰值扭矩，表明加裝慣性飛輪具有非常顯著的效果，通過調(diào)整系統(tǒng)固有頻率避免了扭振共振的發(fā)生，降低了扭振所引起的扭矩波動(dòng)，基本解決了扭振共振的問題。

6 結(jié)語

以發(fā)生多發(fā)性斷裂故障的某氣田壓縮機(jī)組聯(lián)軸器為例，本文深入全面介紹了故障診斷及故障消除的理論和方法，即先從斷裂螺栓的金屬理化分析出發(fā)，結(jié)合機(jī)組的扭振仿真計(jì)算以及機(jī)組扭振和扭矩的實(shí)測(cè)分析，得出結(jié)論：

(1)該聯(lián)軸器螺栓的材質(zhì)、熱處理手段以及硬度等指標(biāo)均符合相關(guān)指標(biāo)，為合格產(chǎn)品；

圖9 實(shí)測(cè)壓縮機(jī)組扭矩和扭振的時(shí)域波形與階次譜

圖10 改裝后壓縮機(jī)組的扭振和扭矩的時(shí)域波形與階次譜

(2)聯(lián)軸器螺栓斷裂的根本原因?yàn)橄到y(tǒng)軸系發(fā)生了轉(zhuǎn)速第5諧次扭振共振，使得軸上扭矩波動(dòng)增大，峰值扭矩超過聯(lián)軸器許用值，在高負(fù)載的周期扭矩作用下螺栓發(fā)生了扭轉(zhuǎn)疲勞斷裂。通過在壓縮機(jī)曲軸中部光軸段加裝慣性飛輪(轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為23.73 kg?m2)進(jìn)行扭振固有特性調(diào)頻處理后，扭振共振現(xiàn)象消失，扭矩波動(dòng)大幅降低，完美地解決了扭振共振的問題，而在后續(xù)的1 500 h運(yùn)行中也再?zèng)]發(fā)生過聯(lián)軸器螺栓斷裂的故障，表明該故障完全解除。該故障診斷方法有效，可用于解決同類問題。