新型离心压缩设备的震荡的判断剖析

　　一个平衡得很好的转子，在一定的转速范围内，轴颈中心处在轴承中某一稳定位置上。随着油膜力的作用和转速的升高，轴颈中心可能不再保持在一个稳定位置上，而是被迫绕其平衡位置涡动，开始发生半速涡动。半速涡动一旦发生，就在很广的转速范围内维持下去，并保持转子涡动角速度Ξ基本等于转子转动角速度Ξ′的一半。随着转子转速的升高，涡动的角速度也升高，但振幅不大。当转速升高到二倍一阶临界转速时，半速涡动的角速度恰好等于一阶临界转速。因涡动频率和转子固有频率重合。而发生共振性振荡，造成转子剧烈振动，这就是油膜振荡。油膜振荡的振幅，比半速涡动大得多，它一旦发生，就保持一阶临界转速的频率不变，不再随转子转速的升高而变化。

　　油膜振荡一旦发生，往往会使轴承巴氏合金烧损、龟裂，引起油膜破坏，导致轴承损坏，进而引起整个机组破坏。

　　二、机组运行情况及现象

　　1.机组概况

　　E I80023. 4 0. 98离心压缩机为单缸两段，带中间冷却器，采用圆柱轴承，进口流量为800m 3 m in，出口压力为0. 3334M Pa （绝压） ，主轴转速8373r m in，一阶临界转速为3100r m in，轴功率为2500kW.其轴振动测点布置示意图，轴振动测量采用电涡流传感器、WB28100E二次仪表及计算机数据采集系统。

　　2.**次试车

　　此台压缩机试车台位较高，试车风管较长，管径较大。**次试验，开机后轴振动*大值为A x 1 = 15Λm ，A y 1 = 11Λm ，A x 2 = 28Λm ，A y 2 = 25Λm ， 5分钟后振动值逐渐变大， 25分钟时振动值为A x 1 = 50Λm ，A y 1 = 43Λm ，A x 2 = 35Λm ，A y 2 = 67Λm ，约40分钟时轴振动值增大至150Λm以上，随即停车。

　　3.第二次试车

　　经过对转子进行动平衡校正，对试验风管及安装基础进行紧固，机组重新打表找正后进行第二次试验，轴振动值A x 1 = 129Λm ，A y 1 = 126Λm ，A x 2 = 83Λm ，A y 2 = 138Λm ，约15分钟后各振动值又增加了约40Λm ，轴瓦温度*高为48℃，随即停车。检查轴承间隙符合要求，对中符合要求。分析认为引起振动值大的原因是油膜振荡或试验风管热膨胀，为排除热膨胀，拆掉试验风管进行试验。

　　4.第三次试验

　　第三次试验轴振动值依然较大，与第二次基本相同，在运转中出现间歇性的吼叫声，运转约15分钟后停车检查对中符合要求，轴承间隙符合要求，但巴氏合金局部损伤，排除热膨胀的原因，确认引起振动值大的原因是油膜振荡。

　　5.第四次试验

　　将该机组原采用的圆柱轴承重新加工，改造成错位圆柱轴承再进行试验，运转约半小时后测得轴振动*大值为A x 1 = 23Λm ，A y 1 = 31Λm ，A x 2 = 35Λm ，A y 2 = 26Λm.达到了设计要求。随后安装试验风管，进行热力性能试验，试验持续3个多小时，测试的轴振动值*小为9Λm ，*大为35Λm ，轴瓦温度*高为63℃。该压缩机试车圆满结束。

　　三、油膜振荡的分析及诊断

　　针对该离心压缩机，主要从以下几方面进行了分析及诊断。

　　1.轴振动的频谱图图中a为**次试车25分钟前的频谱图； b为25分钟后及第二、三次试车的频谱图； c为第四次试车的频谱图。从图中可以看出，**次试验前25分钟振动的主频为工频f，并伴有0. 2 f， 0. 5 f， 2 f； 25分钟后的主频为0. 37 f，而0. 37 f对应转速约等于转子的一阶临界转速，由此可看出，在前25分钟转子虽运转正常，但伴有半速涡动，随着运转条件的变化（进气条件变化，机组热胀，轴瓦间隙变化，油温变化等） ，半速涡动转变成油膜振荡。第二、三次试验与**次试验25分钟后的频谱图相同，主频同样为0. 37 f。而第四次试验运转正常后的频谱图主频为工频f。

　　2.振动波形图中a为**、二、三次试验的波形图； b为第四次试验的波形图。油膜振荡发生时振动的波形重复性较差，波动较大。从图中可以看出，第二、三次试验的波形重复性较差，波动较大，而第四次试验运转正常时的波形重复性较好，波动较小。

　　3.轴心轨迹图中a为第二、三次试验的轴心轨迹； b为第四次试验的轴心轨迹。转子正常运转时的轴心轨迹是稳定的，收敛的，而发生油膜振荡时的轴心轨迹是发散的。从图中可以看出，第二、三次试验的轴心轨迹是一个发散的轨迹，而第四次的轴心轨迹是稳定收敛的。

　　4.轴承结构该压缩机采用圆柱轴承，这种轴承在低速重载时，轴颈处于较大的偏心下工作，因而工作是稳定的。但是在高速轻载的情况下，就处于非常小的偏心下工作，因而表现出极大的不稳定性。油膜振荡一旦发生，就很难抑制。而改用错位圆柱瓦轴承后使上瓦油压得到充分利用，使下瓦负荷增大，从而提高了轴承的稳定性，防止了油膜振荡的发生。

　　5.机器运转的声音发生油膜振荡时，由于转子运转极不稳定，轴颈与轴瓦可能发生干摩擦而发生吼叫声。在第二、三次试车过程中，可以清楚地听到机器发出间歇性的吼叫声，而第四次更换轴承后，机器的吼叫声也消除了。

　　6.压缩机设计该压缩机设计工作转速为8373r m in，**阶临界转速为3100r m in，工作转速大于二倍一阶临界转速，加之采用圆柱轴承，增加了发生油膜振荡的可能性和必然性。

　　四、防止油膜振荡的措施及方法通过对该压缩机发生油膜振荡的分析与诊断，对油膜振荡产生的原因及分析方法有了进一步的认识和提高。对于防止油膜振荡的发生，主要有以下措施和方法。

　　1.设计时尽可能提高（如果结构上允许并有可能）轴系的临界转速使工作转速在整个转速范围内不与二倍一阶临界转速相遇。

　　2.对于圆柱轴承偏心率k > 0. 8时，转子工作时不产生半速涡动。因而也就难以产生油膜振荡。

　　使轴承偏心率k变大的方法有：（1）在轴承中间开槽，改变长径比，提高轴承的承载系数；（2）提高油温，使润滑油的粘性系数降低；（3）提高进油压力；（4）调整轴承间隙。

　　3.采用多油楔轴承、可倾瓦轴承、错位瓦轴承和椭圆轴承等抑振性能比较好的轴承。