（沈陽鼓風機集團股份有限公司）

0 引言

離心壓縮機組開車時，時常會出現(xiàn)機組在工作轉速附近振動緩慢爬升的現(xiàn)象，即使轉速保持不變，振動依然無法保持穩(wěn)定。該振動頻率主要表現(xiàn)為工頻，且聯(lián)軸器側的振動較大。解決該類問題的辦法通常是首先檢查軸系對中和軸瓦間隙情況，如果都滿足設計要求，就需要進行現(xiàn)場動平衡，甚至轉子返回廠家進行高速動平衡處理[1-2]。

通過調整軸系對中、軸瓦間隙及做現(xiàn)場動平衡依然無法解決該問題。經(jīng)過理論分析及現(xiàn)場檢查，發(fā)現(xiàn)導致該類問題的原因為聯(lián)軸器質量過重及聯(lián)軸器重心距離臨近的支撐軸承過遠，使軸系的懸臂振型在很低的轉速下被激發(fā)出來，該振型的固有頻率與壓縮機工作轉速頻率過于接近，即隔離裕度不夠導致機組振動無法穩(wěn)定[3-4]。

1 實例介紹

某廠合成氣壓縮機，電機驅動，行星齒輪式變速箱，設計工作轉速11 900r/min，一階臨界轉速4 850r/min，二階臨界轉速18 160r/min，聯(lián)軸器為膜盤聯(lián)軸器，該聯(lián)軸器質量較重，且聯(lián)軸器的重心位置距離臨近的壓縮機支撐軸承較遠。變速箱為行星齒輪式，變速箱與壓縮機之間的軸系沒有支撐軸承，故會使壓縮機跨距之外的軸系部分支撐剛度減弱，會使軸系懸臂振型對應的固有頻率降低[5-6]。

壓縮機轉子總長為2276mm，支撐軸承跨距為1744mm，轉子上裝配有葉輪、圓盤、推力盤、平衡盤等主要旋轉部件，這些部件的詳細參數(shù)見表1。

表1 轉子上主要部件參數(shù)表Tab.1 Main components parameters of rotor

圖1為機組開車時的振動趨勢圖，機組整個開車過程大約持續(xù)3分鐘，當轉速超過8 000r/min時，聯(lián)軸器側振動開始劇烈升高，非聯(lián)軸器側振動相對較小。當轉速達到工作轉速10 900r/min附近時，壓縮機振動仍然呈現(xiàn)往上爬升現(xiàn)象，即使轉速穩(wěn)定一段時間，壓縮機振動依然無法穩(wěn)定，聯(lián)軸器側的振動最大達到117μm，非聯(lián)軸器側振動最大達到33μm，壓縮機有振動過大聯(lián)鎖停車的跡象。

圖1 壓縮機開車時振動趨勢圖Fig.1 Vibration trend while compressor opearting

如圖2所示，機組達到工作轉速11 900r/min時，頻率主要以200.3Hz工頻為主，無其他頻率成分，由于轉速保持在11 900r/min附近時，振動依然緩慢爬升，故不平衡對機組振動影響的可能性較小，因為在判斷轉子不平衡對機組振動的影響時，最常用的辦法是提升轉速或者降低轉速，以改變不平衡量產(chǎn)生的離心力對轉子的作用，如果振動隨轉速的變化而變化，基本就能說明轉子確實存在一定的不平衡因素[7-9]。

圖2 壓縮機振動聯(lián)鎖時頻譜圖Fig.2 Frequency spectrum diagram of compressor vibration interlock

如圖3所示，振動在上升過程中，工頻振動矢量相位角基本保持不變，即不平衡矢量的方向沒有發(fā)生變化，這更能排除轉子不平衡對機組振動的影響。轉子在出現(xiàn)突發(fā)性不平衡時，如葉片斷裂、葉輪松動和轉子進入異物等情況，其工頻振動矢量的相位角會產(chǎn)生劇烈波動，然后穩(wěn)定在某個數(shù)值下。另外，轉子在出現(xiàn)某種持續(xù)、漸變的不平衡時，如轉子熱彎曲，轉子的工頻振動矢量的相位角會隨著熱彎曲的加劇發(fā)生連續(xù)的變化。故通過分析本實例的振動頻譜特征，即振動相位角為穩(wěn)定和轉速不變時振動幅值依然在緩慢爬升這兩種情況，基本上可以排除了不平衡的原因[10-11]。

圖3 振動上升過程中相位圖Fig.3 Phase diagram during vibration ascent

2 聯(lián)軸器改造前轉子動力學分析

通過前面的分析基本上已經(jīng)排除了一些常見的故障原因，為找到機組振動的真正原因，需對轉子進行動力學分析，首先對聯(lián)軸器改造前的轉子進行模態(tài)分析和不平衡響應分析，然后再對聯(lián)軸器改造后的轉子進行同樣的分析。

改造前聯(lián)軸器結構如圖4所示，重心位置距離壓縮機轉子軸頭約為93.1mm，軸頭長度為114mm，重心質量為33kg，聯(lián)軸器重心位于轉子外部。利用相關軟件對轉子進行了模態(tài)分析和不平衡響應分析，轉子的建模特征如圖5所示。

圖4 改造前聯(lián)軸器結構圖Fig.4 Structural diagram of coupling before transformation

圖5 改造前轉子模型圖Fig.5 Rotor model before transformation

各階無阻尼振型如圖6所示，在軸承支撐剛度為1.4e+008N/m的情況下，轉子的一階振型對應轉速為4 056rpm，轉子的二階振型對應轉速為7 797rpm，該轉速對應的頻率即為懸臂振型的固有頻率。為驗證轉速7 797rpm對應的頻率為懸臂振型的固有頻率，下面進行在外激勵影響下的轉子不平衡響應分析[12-13]。

圖6 聯(lián)軸器改造前轉子無阻尼振型圖Fig.6 Undamped modal of rotor before coupling transformation

在外激勵影響下，通過不平衡響應分析可得到圖7所示的不平衡響應曲線，可以看到轉子的臨界轉速約為8 000rpm，與無阻尼模態(tài)分析得到的懸臂振型的固有頻率轉速基本一致。由于轉子懸臂振型下固有頻率對應的轉速為8 000rpm，與工作轉速11 900rpm過于接近，隔離裕度無法滿足API的相關要求。所以在壓縮機轉速從8 000rpm達到工作轉速11 900rpm的過程中，振動會一直向上爬升，無法保持穩(wěn)定，即機組發(fā)生了共振現(xiàn)象。

3 聯(lián)軸器改造后轉子動力學分析

改造后的聯(lián)軸器結構圖如圖7所示，重心位置距轉子軸頭為-54mm，即改造后的聯(lián)軸器重心已位于轉子內(nèi)部，且通過對聯(lián)軸器的改造，將聯(lián)軸器螺栓把合位置移至壓縮機軸端內(nèi)，并對套筒進行了適當減薄處理，把原聯(lián)軸器質量33kg縮減到23kg。聯(lián)軸器改造后轉子的建模特征如圖9所示。

改造后轉子各階無阻尼振型如圖10所示，在軸承支撐剛度為1.4e+008N/m的情況下，一階振型對應轉速為4 069rpm，二階振型對應轉速為11 076rpm，三階振型對應轉速為15 236rpm，該轉速對應的頻率即為聯(lián)軸器改造后懸臂振型的固有頻率。

在外激勵影響下，如圖11所示的不平衡響應曲線可知，轉子的臨界轉速約為16 530rpm，與無阻尼模態(tài)分析得到的懸臂振型的固有頻率對應的轉速基本一致。由于轉子懸臂振型的固有頻率對應的轉速為16 530rpm與工作轉速11 900rpm隔離裕度滿足API的相關要求。所以機組再次開車時，壓縮機在達到工作轉速時振動能夠保持穩(wěn)定，振動幅值大小滿足API要求，說明通過聯(lián)軸器重心位置內(nèi)移和質量減輕的方法可以減輕懸臂振型的影響。

圖7 聯(lián)軸器改造前不平衡響應曲線Fig.7 Unbalanced response curve before coupling transformation

圖8 修改后聯(lián)軸器結構圖Fig.8 Structural drawing of coupling after transformation

圖9 改造后轉子模型圖Fig.9 Rotor model after transformation

圖10 聯(lián)軸器改造后轉子無阻尼振型圖Fig.10 Undamped vibration diagram of rotor after coupling transformation

圖11 聯(lián)軸器改造后不平衡響應曲線Fig.11 Unbalanced response curve after coupling transformation

4 結語

通過實例分析可以得出以下結論：

1）當聯(lián)軸器重心距離臨近的壓縮機支撐軸承過遠且質量較重時，激發(fā)出轉子懸臂振型所需要的轉速往往會較低，當該轉速與工作轉速非常接近時，就會很容易引發(fā)轉子系統(tǒng)共振，且振動無法保持穩(wěn)定，呈現(xiàn)持續(xù)上升的特點。減少聯(lián)軸器重心質量和縮短聯(lián)軸器重心與臨近的壓縮機支撐軸承的距離，可以增加懸臂振型的固有頻率，避免了與機組工作轉速過于接近而產(chǎn)生的共振現(xiàn)象，即工作轉速與臨界轉速的隔離裕度不夠。

2）這種振動現(xiàn)象從頻譜上看，主要表現(xiàn)為工頻振動大，工頻振動矢量的相位角基本保持穩(wěn)定，振動不會隨著轉速的變化而變化，即使轉速不變，振動也會增大。

所以在壓縮機組基礎裝置設計時，應該盡量縮短軸頭間距，減輕聯(lián)軸器的質量，避免軸系的懸臂振型在較低的轉速被激發(fā)出來，使機組在工作轉速時發(fā)生共振，影響機組正常生產(chǎn)運行。