楊樹華 太興宇 孟繼綱 肖忠會(huì) 馬志宏 王曉放 周 慧

（1.沈陽鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)股份有限公司；2.大連理工大學(xué)能源與動(dòng)力學(xué)院）

0 引言

離心壓縮機(jī)作為提供壓縮氣體的高效節(jié)能設(shè)備，在工業(yè)生產(chǎn)中有著廣泛的應(yīng)用[1]。作為核心設(shè)備，現(xiàn)代工業(yè)對(duì)于壓縮機(jī)的安全性要求也越來越高[2]，API 617標(biāo)準(zhǔn)中要求，離心壓縮機(jī)產(chǎn)品（包括輔助設(shè)備）應(yīng)確保其最短使用壽命為20年，不間斷連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間至少為5年[3]。

離心壓縮機(jī)的穩(wěn)定性一直是一個(gè)重點(diǎn)關(guān)注的問題。國(guó)外知名的壓縮機(jī)廠家，如GE、Siemens、MHI、MAN等都對(duì)高壓壓縮機(jī)組的穩(wěn)定性和振動(dòng)問題進(jìn)行了深入的研究[4-9]。API 684中介紹了很多可能導(dǎo)致轉(zhuǎn)子失穩(wěn)的原因，有來自系統(tǒng)的，比如軸承、油封、內(nèi)摩擦等，也有來自外部的，比如氣體激振、碰摩、熱失穩(wěn)等[10]。

對(duì)于常規(guī)機(jī)組來說，低頻失穩(wěn)產(chǎn)生的原因多為密封的氣流激振導(dǎo)致，尤其是平衡盤密封處。對(duì)于密封動(dòng)力特性的研究也有很多，其研究成果也很突出[11-13]。而文獻(xiàn)[14]中認(rèn)為在進(jìn)行離心壓縮機(jī)潛在的擾動(dòng)力應(yīng)該來源于葉輪和密封。Moore等人[15-17]對(duì)葉輪氣動(dòng)效應(yīng)做了大量的仿真分析。

本文以某離心壓縮機(jī)組高壓缸轉(zhuǎn)子為研究對(duì)象，基于現(xiàn)場(chǎng)實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)情況，在以往分析的基礎(chǔ)上，分析了現(xiàn)有分析手段的不足。之后，將葉輪氣動(dòng)效應(yīng)作為主要失穩(wěn)源之一進(jìn)行了進(jìn)一步穩(wěn)定性分析，與實(shí)際運(yùn)行情況相符。并基于分析結(jié)果，提出改善措施。

1 某離心壓縮機(jī)運(yùn)行狀態(tài)分析

1.1 機(jī)組基本信息

該壓縮機(jī)組為兩缸布置，其布置形式為高壓缸壓縮機(jī)組+變速機(jī)+汽輪機(jī)+低壓缸壓縮機(jī)組，如圖1 所示。高壓缸壓縮機(jī)軸承為可傾瓦軸承，采用兩段“背靠背”布置形式，出口壓力87.03Bar，轉(zhuǎn)子1階臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算值約為6 500r/min。

圖1 某離心壓縮機(jī)組布置圖Fig.1 The layout diagram of a centrifugal compressor unit

1.2 振動(dòng)特征

壓縮機(jī)高壓缸自2018年啟機(jī)后，振動(dòng)值不斷上漲，幅值最高達(dá)55μm 左右，而且波動(dòng)頻繁、劇烈，最終于2019年停車檢查，其振動(dòng)譜圖如圖2和圖3所示。從振動(dòng)圖譜中可以看出，轉(zhuǎn)子振動(dòng)出現(xiàn)0.63 倍頻，大概為6 975r/min，與轉(zhuǎn)子的1階臨界值相近。并且，軸心軌跡為正進(jìn)動(dòng)，高壓缸未達(dá)到滿負(fù)荷，且隨流量調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)子振動(dòng)現(xiàn)象變化不大。因此可以基本判斷高壓缸轉(zhuǎn)子發(fā)生失穩(wěn)。

圖2 驅(qū)動(dòng)端振動(dòng)數(shù)據(jù)Fig.2 Vibration data of DE

圖3 非驅(qū)動(dòng)端振動(dòng)數(shù)據(jù)Fig.3 Vibration data of NDE

在機(jī)組設(shè)計(jì)過程中，對(duì)該高壓缸轉(zhuǎn)子進(jìn)行了穩(wěn)定性分析，分析模型如圖4所示。

圖4 轉(zhuǎn)子計(jì)算模型Fig.4 Simulation model of rotor system

按照API 617 的規(guī)定，首先對(duì)該轉(zhuǎn)子進(jìn)行1 級(jí)穩(wěn)定性分析，結(jié)果如圖5 和圖6 所示。從結(jié)果中可以看到，該轉(zhuǎn)子的預(yù)期交叉剛度為3.96kN/mm，最小和最大軸承間隙下的對(duì)數(shù)衰減率分別為0.317 和0.769。由于該轉(zhuǎn)子的CSR值落在B區(qū)，所以需要對(duì)該轉(zhuǎn)子進(jìn)行2級(jí)穩(wěn)定性分析。

圖5 對(duì)數(shù)衰減率-交叉耦合剛度曲線圖Fig.5 Curves of Log.dec.vs cross-coupling stiffness

圖6 穩(wěn)定性篩選圖Fig.6 Stability screening criteria

轉(zhuǎn)子2 級(jí)穩(wěn)定性分析主要是考慮各種擾動(dòng)源對(duì)轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性的影響，這里只考慮軸承和密封氣體激振的影響。該轉(zhuǎn)子葉輪口圈和平衡盤密封均采用迷宮密封。最終，得到轉(zhuǎn)子在1 階正進(jìn)動(dòng)下的對(duì)數(shù)衰減率為0.184。按照API 617 的規(guī)定，該轉(zhuǎn)子1 階正進(jìn)動(dòng)對(duì)數(shù)衰減率大于0.1，其穩(wěn)定滿足要求[3]，并且存在很大的裕度。但是與實(shí)際運(yùn)行情況并不相符，說明對(duì)于該機(jī)組，只考慮密封作為失穩(wěn)源是不夠的。

2 葉輪氣動(dòng)效應(yīng)

葉輪氣動(dòng)效應(yīng)的原理是流體-固體相互作用力所產(chǎn)生的影響，與密封相同。所考慮的區(qū)域主要為葉輪蓋盤與隔板形成的葉輪前腔，如圖7所示。

圖7 葉輪氣動(dòng)效應(yīng)模型Fig.7 Model of impeller aerodynamic effect

文獻(xiàn)[15]根據(jù)大量CFD結(jié)果，對(duì)得到的葉輪氣動(dòng)交叉耦合剛度進(jìn)行了參數(shù)化研究，得到了交叉耦合剛度的表達(dá)式，如下所示：

其中，Cmr=7.3；ρdis為出口流體密度；U為葉輪周速；Lsh為葉輪頂部到口圈密封的蓋盤軸向長(zhǎng)度；Q為實(shí)際進(jìn)口流量；Qde sign為設(shè)計(jì)流量。

3 轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性分析

3.1 模態(tài)氣動(dòng)交叉耦合項(xiàng)

Memmott[7-8]認(rèn)為將葉輪的交叉耦合剛度直接進(jìn)行代數(shù)疊加然后施加在轉(zhuǎn)子中部，對(duì)于轉(zhuǎn)子的2級(jí)穩(wěn)定性分析來說是不合適的。因?yàn)檗D(zhuǎn)子的2 級(jí)穩(wěn)定性根據(jù)轉(zhuǎn)子的1階固有頻率有很明確的模態(tài)效應(yīng)，而在轉(zhuǎn)子中部算數(shù)疊加后的對(duì)數(shù)衰減率要低于實(shí)際值。如果要采用在轉(zhuǎn)子中部或者是1階模態(tài)位移最大位置加載的方式，一個(gè)準(zhǔn)確的方法是對(duì)每個(gè)葉輪的交叉耦合剛度進(jìn)行模態(tài)疊加，得到一個(gè)MPACC(Modal Predicted Aero Cross-Coupling)值，表達(dá)式如下所示：

式中，n為葉輪數(shù)；qa為第i個(gè)葉輪的氣動(dòng)交叉耦合項(xiàng)；x為第i個(gè)葉輪處轉(zhuǎn)子1階正進(jìn)動(dòng)模態(tài)正則化位移。其中，單個(gè)葉輪的氣動(dòng)交叉耦合項(xiàng)采用公式(1)進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如表1 所示。最終，得到MPACC為1.74kN/mm。

表1 葉輪交叉耦合項(xiàng)計(jì)算結(jié)果Tab.1 Results of impeller cross-coupling terms

3.2 轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性分析結(jié)果

根據(jù)轉(zhuǎn)子的1 階振型，將MPACC加在模態(tài)位移最大的位置，如圖8所示。根據(jù)轉(zhuǎn)子對(duì)數(shù)衰減率隨交叉耦合剛度的變化曲線和實(shí)際的MPACC值，可以得到轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的最終對(duì)數(shù)衰減率為0.053，如圖9 所示。根據(jù)API 617的規(guī)定，考慮葉輪氣動(dòng)效應(yīng)后，該轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性不能滿足要求，存在失穩(wěn)風(fēng)險(xiǎn)，這也恰好與實(shí)際運(yùn)行情況相吻合。

圖8 MPACC加載位置Fig.8 Location of MPACC

圖9 穩(wěn)定性圖Fig.9 Stability plot with MPACC

4 改善措施

雖然壓縮機(jī)本身的設(shè)計(jì)對(duì)穩(wěn)定性影響很大，很多時(shí)候，受到性能和結(jié)構(gòu)等方面的限制，壓縮機(jī)自身無法達(dá)到很好的穩(wěn)定性。這時(shí)就需要一些其它結(jié)構(gòu)來增加轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性。改善穩(wěn)定性的方法有很多，根據(jù)轉(zhuǎn)子失穩(wěn)的特點(diǎn)，可將其分為兩種：一種是增加阻尼，另外一種是減小氣體激振力[9]。

工程上一般通過增加反旋流結(jié)構(gòu)來改變密封的動(dòng)力學(xué)特性，降低密封間隙內(nèi)氣流對(duì)轉(zhuǎn)子的激振作用，從而在根本上改善轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)力穩(wěn)定性[11]。通常采用的反旋流裝置包括阻旋柵和反吹孔。該機(jī)組在口圈密封和平衡盤密封處添加阻旋柵結(jié)構(gòu)，重新計(jì)算后的穩(wěn)定性結(jié)果如圖10所示。

添加阻旋柵后，不考慮MPACC時(shí)的對(duì)數(shù)衰減率提高為0.481，考慮MPACC后，最終對(duì)數(shù)衰減率為0.346，如圖10所示。

目前該機(jī)組還在改造中，后續(xù)將進(jìn)行機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)和性能試驗(yàn)。

圖10 改善后的穩(wěn)定性結(jié)果Fig.10 Improved stability results

5 結(jié)論

本文針對(duì)離心壓縮機(jī)組高壓缸在運(yùn)行過程中出現(xiàn)次同步振動(dòng)現(xiàn)象，進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)該轉(zhuǎn)子發(fā)生了失穩(wěn)?；贏PI 617，對(duì)該轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行了穩(wěn)定性分析，并發(fā)現(xiàn)了現(xiàn)有穩(wěn)定性分析的不足，應(yīng)該將葉輪氣動(dòng)效應(yīng)作為轉(zhuǎn)子失穩(wěn)的重要因素。最后通過添加阻旋柵，來增加該轉(zhuǎn)子的對(duì)數(shù)衰減率，以增加穩(wěn)定性。