摘 要 為解決某石化公司離心式壓縮機的振動故障問題，分析其工作時的頻譜圖與工況參數(shù)，判斷該故障屬于喘振，并結(jié)合壓縮機工作參數(shù)及振動幅值，給出壓縮機性能曲線和進口溫度變化曲線。研究結(jié)果表明，壓縮機停機時有部分工作點位于喘振區(qū)，對應(yīng)時刻進口溫度驟增、振動劇烈，分析可知，工質(zhì)分子量減小、進口溫度驟升、轉(zhuǎn)速降低過快是引起喘振的主要原因。最后提出安裝防喘振閥和安全閥、增加回流管、降低停機時的轉(zhuǎn)速降低速率、安裝防喘振系統(tǒng)等解決措施。

關(guān)鍵詞 離心式壓縮機 喘振 壓縮機性能曲線 解決措施

中圖分類號 TQ051.21" "文獻(xiàn)標(biāo)志碼 B" "文章編號 0254?6094（2025）02?0315?07

離心式壓縮機具有輸出平穩(wěn)均勻、供氣充足及運行效率高等優(yōu)點，是石化行業(yè)廣泛應(yīng)用的動力機械設(shè)備[1，2]。但離心式壓縮機易受工作介質(zhì)溫度、質(zhì)量流量、進出口壓力及分子量等參數(shù)變化的影響，引起入口質(zhì)量流量減小的問題，當(dāng)入口質(zhì)量流量減小，壓縮機排氣壓力隨之改變，當(dāng)?shù)陀诠芫W(wǎng)壓力時，極易引起出口處的工質(zhì)向進口處倒流，此過程壓力與質(zhì)量流量循環(huán)波動，出現(xiàn)喘振[3～7]。喘振嚴(yán)重時將造成設(shè)備緊急停機，導(dǎo)致設(shè)備損壞[8]。

針對離心式壓縮機的喘振問題，國內(nèi)外學(xué)者進行了大量相關(guān)研究。賀秋梅對離心式壓縮機喘振原因、機理及特征判斷做了詳細(xì)闡述，并從設(shè)計參數(shù)、壓力、雙參數(shù)及質(zhì)量流量控制工藝等方面提出防喘建議[9]。TOYAMA K等研究了離心式壓縮機的不穩(wěn)定性，測量了壓縮機內(nèi)部不同位置在喘振時的壓力變化[10]。史云昊等建立了一氣腔模型，模擬了不同工況下壓縮機出口處壓力和質(zhì)量流量變化情況，進而分析喘振的影響因素及其規(guī)律[11]。ABDULKAREEM A W A和RASHA H H建立了變轉(zhuǎn)速的離心壓縮系統(tǒng)模型，研究了壓縮機各部件的能量損失，推導(dǎo)出了壓縮機的變速特性，進而研究了變轉(zhuǎn)速下喘振的主動控制問題[12]。

然而，大多數(shù)學(xué)者對失速和喘振的描述和判斷均基于理論分析和模擬，而對于工程實踐中壓縮機失速喘振案例分析探討卻很少，也極少將工程中壓縮機運行時的工作點直接與性能曲線結(jié)合在同一走勢圖中進行協(xié)同對比分析。筆者采用測振動法和壓力波動法[13]對某石化公司的離心式壓縮機進行測試，將其各工作點的相關(guān)參數(shù)直接與壓縮機性能曲線協(xié)同分析;通過研究進口溫度、轉(zhuǎn)速、工質(zhì)分子量和進出口壓力對壓縮機的影響規(guī)律，將理論知識運用到工程實踐中，并結(jié)合實際提出解決壓縮機喘振問題的方法，為壓縮機故障檢測與診斷提供一定的指導(dǎo)。

1 壓縮機振動原因分析

觀察某石化公司離心式壓縮機的運行工況記錄，發(fā)現(xiàn)自該壓縮機啟動以來，以氮氣為介質(zhì)啟動時，壓縮機出口壓力可達(dá)1.1 MPa，運行正常，壓縮機未見較大振動。當(dāng)工作介質(zhì)改為混合氣體時，壓縮機驅(qū)動端x方向振動幅值最高達(dá)到了132.97 μm，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過正常工作時的最大振幅25.98 μm，壓縮機非驅(qū)動端y方向同樣振動劇烈，振幅最高達(dá)到了219.80 μm。為了找到振動原因并解決該問題，針對這一不正常運行工況進行分析計算。

振動是一個復(fù)雜的運動，導(dǎo)致振動的原因有很多種，喘振是常見原因之一，同時喘振還會伴隨軸承異常振動，壓縮機入口質(zhì)量流量、溫度與壓力異常波動等變化[14，15]。DAY I認(rèn)為，喘振前壓縮機內(nèi)部壓力會突然下降，進而引起倒流，可以作為判斷喘振的指標(biāo)。故筆者對該壓縮機的運行參數(shù)進行分析[16]。

1.1 頻譜圖及物性參數(shù)分析

以混合氣體為工質(zhì)的離心式壓縮機轉(zhuǎn)子振動頻譜圖如圖1所示?？梢钥闯?，除了在工頻處存在明顯的振動峰值外，壓縮機具有較為嚴(yán)重的亞異步振動，振動頻率復(fù)雜;最大振動幅值出現(xiàn)在0.2～0.4倍頻（14.36～28.72 Hz）處，且振動幅值大于工頻（71.80 Hz）處的幅值。

將壓縮機不同工況下的相關(guān)參數(shù)及各工質(zhì)氣體分子量參數(shù)列于表1、2。

由表1可以看出，當(dāng)工質(zhì)為混合氣體時，進氣溫度為33 ℃，以氮氣為工作介質(zhì)時，進氣溫度為20 ℃，混合氣體的進氣溫度明顯大于氮氣，氣體溫度增加將引起密度降低，進而造成入口質(zhì)量流量減小，導(dǎo)致管網(wǎng)中的氣體向離心壓縮機倒流，該過程引起機組運行不穩(wěn)定，最終造成喘振[17]。由表2可知，使用氮氣啟機時，工質(zhì)的平均分子量為28.01，在標(biāo)準(zhǔn)操作條件下，混合氣體工質(zhì)的平均分子量為22.82，可見使用混合氣體工質(zhì)的平均分子量較氮氣減小了18.53%。

多變變壓縮能量頭h的計算式如下：

式中 m——多變變指數(shù);

M——工質(zhì)氣體分子量;

p、p——壓縮機的進、出口壓力，Pa;

R——氣體常數(shù);

T1——進氣溫度，℃。

同一離心式壓縮機運行時壓縮氣體的工質(zhì)容積和流量是恒定的，耗費的壓縮機能量頭h不變，多變變指數(shù)m也不變，由式（1）可知，當(dāng)工質(zhì)氣體其他參數(shù)恒定，分子量M減小時，氣體常數(shù)R將增大，因此將引起出口壓力p降低，壓縮機性能曲線下移，導(dǎo)致壓縮機的喘振極限流量增大進而引起喘振[18，19]。

1.2 振動數(shù)據(jù)分析

離心式壓縮機啟動工況部分?jǐn)?shù)據(jù)見表3，可以看出，在開機升速過程中，轉(zhuǎn)速增加較平穩(wěn)，最高每秒增加31.6轉(zhuǎn)，整體比較穩(wěn)定，振動幅值不大，屬于壓縮機安全工作范圍之內(nèi)。

離心式壓縮機穩(wěn)定工況部分?jǐn)?shù)據(jù)見表4，可以看出，穩(wěn)定工作時壓縮機轉(zhuǎn)速約4 310 r/min，此時振動數(shù)據(jù)變化較為平緩，沒有突變的現(xiàn)象，壓縮機驅(qū)動端x方向振動幅值穩(wěn)定在18～29 μm之間，y方向振動幅值穩(wěn)定在15～23 μm之間;壓縮機非驅(qū)動端x方向振動幅值基本維持在20～37 μm之間，最大可達(dá)37.34 μm，y方向振動幅值穩(wěn)定在20～38 μm之間，最大可達(dá)37.25 μm。由設(shè)計參數(shù)可知，壓縮機振幅在50 μm處報警，100 μm處聯(lián)鎖，根據(jù)表4可知壓縮機此時屬于正常工作范圍內(nèi)。

離心式壓縮機停機工況部分?jǐn)?shù)據(jù)見表5，可以看出，當(dāng)壓縮機轉(zhuǎn)速下降到1 800～3 263 r/min時，振動發(fā)生了突變，壓縮機驅(qū)動端x方向振動幅值最高甚至達(dá)到132.97 μm，遠(yuǎn)超工作轉(zhuǎn)速時的最大振幅25.98 μm，振幅增大了411.8%，驅(qū)動端y方向振動幅值最高達(dá)145.64 μm，較穩(wěn)定工況時的最大振幅（22.99 μm）增大了533.5%;壓縮機非驅(qū)動端x、y方向最大振幅分別為215.56、219.80 μm，與穩(wěn)定工況時的最大振幅（37.34、37.25 μm）相比各增長了477.3%、490.1%。由表5可知，停機過程中，在振幅達(dá)到219.80 μm的這段時間內(nèi)轉(zhuǎn)速降低過快，每秒降低444轉(zhuǎn)，管路壓力偏高導(dǎo)致介質(zhì)發(fā)生湍流脈動。

根據(jù)頻譜及停機過程中的振動突變，可初步判斷為機組發(fā)生了喘振。為了證明該振動屬于喘振，分析壓縮機連續(xù)兩日的相關(guān)工況參數(shù)，包括進氣溫度、進出口壓力、入口質(zhì)量流量及壓縮機各測點振動幅值等。

1.3 進氣溫度

離心式壓縮機進氣溫度隨時間的變化關(guān)系如圖2所示，可以看出，進氣溫度在15：52：37開始出現(xiàn)急劇上升，由式（1）可知，因同一臺壓縮機工作時功率恒定，做功不變，即h和m不變，則進氣溫度T1增大，工質(zhì)氣體分子量M減小，都會使得壓縮機出口壓力降低，導(dǎo)致其性能曲線下移，造成壓縮機工作點更易進入喘振區(qū)發(fā)生喘振[20，21]。

1.4 壓縮機性能曲線

為便于采集、分析機組振動信息，對比分析了壓縮機工作參數(shù)變化趨勢，如圖3所示。可以看出，當(dāng)轉(zhuǎn)速快速降低時，隨著出口壓力快速降低，入口壓力快速增大，此階段質(zhì)量流量急劇減少，壓縮機振動幅值異常升高。結(jié)合壓縮機振動幅值和入口壓力變化情況可知，壓縮機進口處發(fā)生了氣流倒流現(xiàn)象，且隨著倒流現(xiàn)象消失，振動恢復(fù)正常，應(yīng)為典型的壓縮機喘振或者旋轉(zhuǎn)失速現(xiàn)象[22]。

為驗證診斷結(jié)果，將壓縮機工作點繪制到性能曲線圖中，如圖4所示。由于正常工作時的介質(zhì)是混合氣體，故選擇以吸入壓力為1.1 MPa、分子量為22.85的回收氣體啟動的性能曲線作為參考。其中，實線是壓縮機正常工作時的性能曲線，點線是通入介質(zhì)以后壓縮機的各工作點。由圖4可知，當(dāng)質(zhì)量流量小于喘振邊界點即進入喘振區(qū)，壓力超過性能曲線即進入喘振區(qū)，只有工作點位于性能曲線下方壓縮機才能正常工作。

根據(jù)圖4可驗證，壓縮機從啟機到停機這段時間內(nèi)，有一部分工作點的流量小于喘振極限流量值1 261 000 kg/h，對比可知這部分工作點是由于停機時轉(zhuǎn)速下降過快流量過小造成的。根據(jù)該壓縮機近日工作參數(shù)和性能曲線可得出：該壓縮機的振動屬于喘振，壓縮機在停機時轉(zhuǎn)速降低過快，導(dǎo)致入口質(zhì)量流量減小，而管網(wǎng)容積很大，壓力變化很慢，管網(wǎng)壓力仍高于其排氣壓力，在巨大壓差的作用下使得氣體向著離心壓縮機入口

處倒流，該過程循環(huán)從而引起機組運行不穩(wěn)定，導(dǎo)致喘振。

2 壓縮機喘振常見解決措施

針對該離心式壓縮機的喘振現(xiàn)象，提出以下解決措施：

a. 安裝防喘振閥和安全閥。由于該機組未安裝防喘振閥，建議安裝防喘振閥和安全閥，在壓縮機因喘振引起異常振動時，可以及時報警和調(diào)節(jié)防喘振閥的開閉。

b. 增設(shè)工藝旁路。若機組未設(shè)置防喘振閥，可在壓縮機出口安裝回流管連接到進口處，當(dāng)管網(wǎng)壓力過高時，可通過回流管將氣體向進口抽走一部分，從而增大進口流量[23]。

c. 增加入口質(zhì)量流量。壓縮機入口質(zhì)量流量的減小是引發(fā)其喘振的根本原因，根據(jù)性能曲線可知，增加壓縮機入口質(zhì)量流量，使工作點向穩(wěn)定工作區(qū)偏移，可以有效避免喘振的發(fā)生。

d. 停機時緩慢降低轉(zhuǎn)速。由測得數(shù)據(jù)可知，在振幅達(dá)到219.80 μm的過程中轉(zhuǎn)速降低過快，每秒降低444轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速的快速降低造成進口質(zhì)量流量迅速減小，壓縮機出口壓力大幅下降，導(dǎo)致氣體在壓差作用下倒流發(fā)生喘振。因此可以緩慢降低轉(zhuǎn)速，例如由每秒444轉(zhuǎn)減小到每秒100轉(zhuǎn)。

e. 安裝防喘振系統(tǒng)。如果壓縮機的工作轉(zhuǎn)速范圍小，為了節(jié)約投資可以減小防喘流量裕度，選用固定極限流量法控制;如果壓縮機轉(zhuǎn)速波動較大，負(fù)荷經(jīng)常變化，可以采用可變極限流量法防喘振控制;當(dāng)進入壓縮機的氣體物性參數(shù)（例如壓力、溫度、分子量）經(jīng)常變化時，建議使用通用性能曲線防喘控制系統(tǒng)[24]。

3 結(jié)論

3.1 通過頻譜圖和振動幅值可以發(fā)現(xiàn)，壓縮機最大振動幅值出現(xiàn)在0.2～0.4倍頻之間，且振動幅值大于工頻（71.80 Hz）處的幅值。啟動和穩(wěn)定工作時振幅正常，停機時壓縮機各端振動發(fā)生了突增，各端振動最大增幅均達(dá)到80%以上。

3.2 分析壓縮機性能曲線，確定該異常振動為喘振引起的。對工質(zhì)工況分析發(fā)現(xiàn)，分子量降低、入口溫度增大、轉(zhuǎn)速降低過快導(dǎo)致負(fù)荷變化劇烈是引起喘振的主要原因。

3.3 結(jié)合該離心式壓縮機現(xiàn)狀，建議采取安裝防喘振閥、安裝回流管、增大入口質(zhì)量流量、減小停機時的轉(zhuǎn)速降低速率、安裝防喘系統(tǒng)等措施，從而避免喘振的發(fā)生。

參 考 文 獻(xiàn)

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