離心式壓縮機是石化、電力等工業領域中應用極為廣泛的壓縮機類型，在生產中往往處於核心地位，其運轉可靠性直接影響到企業的經濟效益。如何設計和使用好離心壓縮機，出現故障時如何能夠迅速辨識並採取防範措施，使其安全、穩定、長週期運行，成為製造廠、工程公司以及生產用戶非常關心的問題。下面老薑就帶大家瞭解一下，離心壓縮機組振動故障的相關知識！
轉子不平衡
原因
離心式壓縮機是旋轉式壓縮機，當轉子存在不平衡時將產生振動。由於受原材料、加工工藝等因素的限制，轉子存在原始不平衡；在機組運轉過程中發生物料的不均勻結垢或者葉輪不均勻磨損/腐蝕，會產生漸發性不平衡；零部件損傷脫落或進入異物會帶來突發性不平衡。可以說，不平衡是離心壓縮機不可避免的一種特性 。當不平衡質量產生的偏心距達到一定程度，將使轉子旋轉時形成比較明顯的週期性離心力，從而使機器產生較大振動。
辨識
識別離心壓縮機振動是否由轉子不平衡產生，主要通過振動頻譜圖、時域波形和相位進行判定。
從轉子不平衡產生的原因可知，質量不平衡所產生的離心力始終作用在轉子上，轉子每旋轉一週，就產生一次響應，即轉子不平衡的表徵是振動頻率與轉子的基頻相等，也就是說振動頻率等同於轉速頻率。
上圖為典型的不平衡振動頻譜圖，由此圖可以看出：基頻成分的幅值明顯佔據主導地位，這是判斷振動是否由不平衡引起的最重要依據。圖中出現的多倍頻成分是由軸系振動的非線性所產生。從理論上來說，不平衡帶來的振動不可能引起基頻以外頻率的振動。此外，不平衡振動的振幅對轉速比較敏感，轉速下降，振幅將隨之明顯下降。
單純由不平衡帶來的振動體現在時域波形圖上都是相對規則的正弦波，這是因為轉速多倍頻的幅值都很小，對波形影響小，如下圖所示。
轉子不平衡振動的相位比較穩定，軸心軌跡多為橢圓或圓形，轉軸同一截面相互垂直的2個振動監測探頭測得的相位差是90°。
預防和應對措施
對於原始不平衡，除應在壓縮機設計中避免不合理的結構設計、採用先進的加工工藝來降低製造過程的誤差之外，還應採取合適的動平衡措施並達到足夠的精度。API617中對石油化工用離心壓縮機組的動平衡做出了比較詳細的規定，例如：在轉子裝配前，葉輪、平衡鼓、軸等主要轉動部件都應按ISO1940的G0.67或更高等級進行單面動平衡；轉子裝配時要在多個校正平面內進行動平衡，每裝上1~2個主要轉動件後就必須進行一次動平衡，且平衡校正只能在剛裝上的零件上進行。每個平面上最大殘餘不平衡量應根據式（1）或式（2）進行計算。
對於漸發性不平衡，可以在設計中採取減緩結垢或腐蝕/磨蝕的措施，例如：乙烯裝置中裂解氣壓縮機往往採用壓縮機注油、注水、加註阻聚劑等措施，來減緩機體內的介質結垢。國內外一些壓縮機廠也研發了防止葉片結垢的塗層技術，效果很好，但塗層的使用壽命還無法與壓縮機的設計壽命一致，往往使用幾年後就需要重新噴塗，而且噴塗成本較高。當壓縮機轉子結垢或腐蝕/磨蝕到一定程度，就需要停機進行維護。發生突發性不平衡時，往往振動會突然增大，需要進行停機檢查。
轉子不對中
原因
轉子不對中也是誘發壓縮機振動的常見因素之一。產生轉子不對中的原因除了在壓縮機設計過程中熱膨脹計算與實際有誤差之外，往往是由於壓縮機在安裝或檢修過程中沒有完全按照壓縮機制造廠的安裝標準進行，導致其產生較大的對中誤差 ；即使安裝時對中好，在壓縮機運轉使用中操作不當或壓縮機負荷過高，也會使壓縮機的轉子位置產生偏移，從而破壞對中。此外，如果壓縮機的導向系統不能很好地鎖緊，那麼轉子也不能很好地對中。
常見的轉子不對中類型有3種：聯軸器兩端軸存在一定的平行度時是平行不對中；兩端軸存在夾角時是角度不對中；二者並存時為組合不對中。
辨識
由於不對中引起的壓縮機振動，可以從如下幾方面進行辨識：
1）振動趨勢上，由不對中引起的振幅隨著轉子負荷的提高而增大。
2）振動頻率上，壓縮機振動的頻率是轉子工作頻率2倍左右。
3）相位上，聯軸器同側成90°夾角的2個方位上，基頻相位差恰好是2倍頻的一半。聯軸器兩端同方位處的相位在平行不對中、角度不對中和組合不對中時分別為0°、180°和0°~180°。
4）當發生不對中時，中心高相對低的軸承被架空，油膜穩定性降低，因此中心高相對低的軸承振幅比中心高相對高的軸承振動要大。
5）最大振動往往是在發生不對中的聯軸器兩端的軸承上產生。
預防和應對措施
為了避免不對中帶來的振動故障，應當在機組設計時考慮精確對中的措施，如設計定位凸臺、圓柱定位銷或鍵等。安裝時應嚴格按照壓縮機廠的標準來進行；認真核對冷態和熱態的對中數據；檢查調整基礎沉降情況。在運行過程中，注意監測壓縮機負荷波動時軸承油膜壓力的變化趨勢，油膜壓力升高，說明軸頸外表面與下半軸承體內表面之間的間隙變小，與此相反就說明間隙變大；通過監測和分析振動信號來判斷不對中故障，並及時採取應對措施。
半速渦動和油膜震盪
原理
半速渦動及油膜振盪都是壓縮機的流體動壓軸承高速旋轉時所產生的特有故障，是由油膜壓力分佈不均所導致的自激式振動。
壓縮機運轉過程中，受到外界擾動使得轉子中心發生偏離時，軸承中高速流動的潤滑油的壓力分佈就會發生變化，產生一個垂直於偏移方向的失穩分力。這個失穩分力會破壞轉子在軸承內的轉子穩定性，使轉子產生渦動，且頻率接近轉速的1/2，故稱為半速渦動。
轉子出現半速渦動已經意味著失穩，但對有些輕載轉子，半速渦動在較低轉速就產生了，卻沒有產生較大的振動，這是因為油膜自有剛性和阻尼會對轉子渦動產生抑制作用。轉速逐漸升高的同時，半速渦動的幅度也會變大，當轉速接近於2倍的第一階臨界轉速時，渦動頻率恰好等於一階臨界轉速，此時半速渦動將伴隨共振的產生而迅速被放大，二者相互促進，轉子表現為劇烈的振動，這就是油膜振盪。
辨識
半速渦動的頻率為轉速的一半或略低。半速渦動與轉速有直接關係，轉子轉速達到失穩轉速後，振幅會突然增加，但轉速下降，振幅不會立即下降，而是繼續下降到某一數值時，振動突然降低而消失。半速渦動往往與油溫的變化有明顯關係。
當轉子載荷不同時，半速渦動和油膜振盪會產生不同的表現，如下圖所示。
從上圖可以看出：
1）輕載轉子在轉速尚未達到一階臨界轉速（△處）時半速渦動就已經產生，但從振幅上看卻並不明顯；當轉速與一階臨界轉速重合時，轉子發生共振，振幅激增，但衝過臨界點之後振幅就會銳減；轉速升高到接近2倍的一階臨界轉速時，半速渦動的頻率和一階臨界頻率重合，振幅急劇增加，說明此時發生了油膜振盪。
2）重載轉子會在軸承中產生比較明顯的偏心，這有利於提高轉子穩定性，因此在轉速不是特別高時不會發生半速渦動，有時即使轉速達到2倍的一階臨界轉速振幅也不明顯，只有轉速繼續升高到某個門檻值時，油膜振盪才出現，並且升速、降速2個過程中油膜振盪出現/消失的轉速值往往不同。
判斷振動是否為油膜振盪所引起的，關鍵是看當時的壓縮機轉速是否接近振動頻率的2倍，但動靜部件的碰磨也為半頻振動，判斷時需要注意將二者區分開來，
首先甄別振動頻率幅值是否以工頻為主，波形圖上是否存在“削波”然後再判別半速渦動有無發生。此外，油膜振盪會在頻譜、波形、軸心軌跡上表現出明顯特徵，即油膜震盪發生時徑向振動振幅明顯，（0.42~0.5）倍頻分量在頻譜中特徵明顯；渦動頻率下軸向振動分量不明顯；觀察軸心運動軌跡雜亂而不固定或呈雙橢圓形；振動的週期性信號在時域波形上佔主導，轉子每轉一週峰值往往少於一個，不存在明顯的加速度衝擊。預防和應對措施
發生油膜振盪時，由於會與共振彼此促進，導致轉子產生很高的振幅，造成壓縮機部件的損壞，如燒燬軸承、損壞幹氣密封甚至造成整個機組的毀壞，因此必須從以下多個環節進行有效防治：壓縮機操作時應避開共振區，避免工作轉速接近2倍一階臨界轉速；提高軸承比壓，增強軸承油膜穩定性；降低軸承間隙以提高產生油膜振盪的轉速門檻；軸瓦設計時使瓦塊內表面曲率半徑大於軸承內圓半徑，增加轉子偏心距；選擇減振效果好、運行更穩定的多油楔軸承等。
密封流體激振
原理
近年來密封流體激振引起的失穩在大型高速葉輪機械上時有發生，已成為影響大功率高速葉輪機械轉子工作可靠性的重要原因之一。密封流體激振和半速渦動、油膜振盪類似，都屬於自激振動，都是由於腔室內流動介質的周向壓力分佈不均所導致的。氣相介質在壓差的作用下通過各個密封腔，不但軸向速度大，而且會在轉子高速旋轉等因素的影響下產生較高的周向速度，這使氣流在轉子周向上的壓力分佈和轉子/密封腔間隙值之間的變化趨勢存在不一致，從而導致其在與偏心位移相垂直的方向上產生一個切向力。在該切向力的作用下轉子會產生渦動。這個切向力是導致自激振動的激振力，當該力高於系統阻尼力時就會發生失穩，造成壓縮機損壞。
辨識
近年來，國內外對葉輪機械的密封激振問題進行了深入研究，發現密封氣體激振一般有如下特徵：
1）主要振動頻率往往低於轉子工頻，即多為亞異步振動。
2）存在門檻值，當轉速或負荷頻率高於該值時，振幅迅速增大；反之則振動明顯變弱。而且這種振動一旦發生，轉速升高會導致振幅增大，但振動頻率不受影響。
3）對壓縮機的負荷變化比較敏感，且具有良好的復現性。
4）受氣流激振力影響，機組工作在額定轉速/負荷以內時，轉子振動的低頻成分在頻譜圖上可以觀察到，但此時的幅值一般較小，只有當機組負荷達到特定界限才會突然增大，此時壓縮機發生劇烈振動。
5）振動的能量來自系統自身產生的激振力，無法用動平衡來消除振動的能量來源。6）流體流過密封腔體時的速度、壓力等數值越高，產生的切向激振力越大。因此，這類振動多發生在一些高參數、大型機組的高、中壓轉子上。
預防和應對措施
通常從2個方面考慮減弱或消除密封流體激振：
1）設法降低腔體內流體產生的激振力；
2）提高轉子穩定性。
1
改進密封結構
密封體的物理結構會影響密封的剛度、阻尼，進而影響產生的激振力的大小、轉子臨界轉速。近年來壓縮機密封技術不斷髮展，刷式密封、蜂窩密封、孔型密封等動力學特性更優的高效阻尼密封，抑振效果明顯。
2
增大系統阻尼
轉子系統的穩定性與系統能夠提供的阻尼大小密切相關，大阻尼會提高系統抵抗外界干擾的能力。壓縮機最主要的阻尼來自於軸承，設計、研發人員往往從軸承著手來提高系統穩定性，如：為機組選用穩定性更好的軸承（如可傾瓦軸承），這會降低油膜交叉項與自身激振力之間的耦合程度；調整軸承的長徑比、採用粘度合適的潤滑油可以增大軸承阻尼；增大軸承比壓等。
3
減小氣流激振力
API684中介紹了降低密封氣流激振力的幾種方法，其中比較典型的是反旋流法和止渦法，這2種方法都是為了減小密封腔中氣流的周向旋轉速度。此外，還可以適當增大密封與靜止部件之間的間隙，這樣也會明顯降低流過腔體的氣流速度。減小轉子偏心位移等也可達到減小氣流激振力的效果。
喘振
原理
喘振是離心式、軸流式壓縮機、風機運行中最嚴重的問題，由旋轉失速進一步發展所產生。當離心式壓縮機負荷降低，進氣流量降到低於設計操作區域邊界時，被壓縮的氣體會脫離葉輪或擴壓器的流道表面，帶來顯著的衝擊損失。這既使機組效率變低，又會降低壓縮機的出口壓力，使管網中的氣流在壓差作用下倒流回機體內，引起壓縮機、管道的劇烈振動，發出類似“哮喘”的聲響，這就是“喘振”。管網系統容積的大小會影響喘振頻率和振幅，越大的容積意味著內部氣體積蓄的能量越高，能夠產生的振幅就越大，但喘振頻率卻會變低。
辨識
壓縮機發生喘振時，有如下明顯特徵：
1）喘振的振動頻率較低，一般為1~30Hz。
2）發生喘振時，進氣端的流量與排氣端的壓力會產生較大的週期性脈動。
3）管道中產生的噪音加劇，而且時高時低。
4）喘振時，殼體與軸承處的振幅均明顯變大，呈現週期性變化的特點。與其它振動不同的是，喘振會帶來明顯的軸向振動，軸位移變大，推力軸承荷載增加。
預防和應對措施
喘振造成的後果往往非常嚴重，會使壓縮機的轉子經受交變應力而斷裂，使得壓縮機強烈振動，導致密封及軸承損壞，動靜部件碰撞，造成嚴重事故。運行過程中應盡力防止壓縮機出現喘振。
預防喘振現象，首先是在壓縮機本體設計時加寬穩定操作範圍，同時還應當為離心式壓縮機組設置防喘振放空或迴流旁路。設置迴流旁路是目前石油化工裝置上離心壓縮機組的常用做法。其次是在壓縮機性能曲線上保留足夠的裕度來設置防喘振控制線。API617規定以預期的喘振流量的10%來設置防喘振控制線，並在進、出口設置壓力變送器、溫度變送器、流量變送器，通過防喘振控制器進行防喘振閥門的自動控制。操作人員在開車、停車或者負荷調整操作中應嚴格遵循“升壓過程先升速，降速過程先降壓”的原則，負荷調整操作應緩慢、均勻。
喘振發生後，一般不需要馬上停車，而應立刻打開防喘振控制閥，加大入口流量，消除喘振現象，這個過程一般由防喘振控制系統自動實現。然後再檢查發生喘振的原因，採取相應的消除措施。如果喘振重複出現，或造成了設備損壞，就需要停車檢查。
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