葉輪與葉片擴壓器耦合引起管路振動分析

王胤龍 全紅飛 李慧峰 郭九梅

（沈陽鼓風(fēng)機集團有限公司，遼寧 沈陽 110869）

一、壓縮機運行情況

某空氣壓縮機，型號為MCO1404，結(jié)構(gòu)如圖1所示，工作轉(zhuǎn)速：5 050r/min，臨界轉(zhuǎn)速：1 834/3 451/7 941r/min；電機功率：22 500kW；進/出口壓力：0.084/0.65MPa；流量：220 000m3/h；一級葉輪（懸臂輪）葉片數(shù)：13；一級葉片擴壓器葉片數(shù)：22。

圖1 壓縮機結(jié)構(gòu)圖

該壓縮機安裝完畢，機械運轉(zhuǎn)各項指標正常，投負荷連續(xù)運轉(zhuǎn)85h后，一級出口管路膨脹節(jié)發(fā)生斷裂。開始認為是由于膨脹節(jié)存在缺陷或設(shè)計參數(shù)有偏差，委托膨脹節(jié)制造廠重新核算并加工新的膨脹節(jié)，新膨脹節(jié)連續(xù)運行約120h后出現(xiàn)裂縫，現(xiàn)場用手感覺膨脹節(jié)附近管路振動劇烈，壓縮機軸系振動在設(shè)計范圍內(nèi)。由于生產(chǎn)流程的需要，采取了臨時固定措以維持短時期內(nèi)氣量供應(yīng)，在此期間利用便攜式振動分析儀對管路與壓縮機殼體進行振動測試。

二、振動特征

利用CSI2130便攜式振動分析儀測量壓縮機及膨脹節(jié)附近管路，通過對測量數(shù)據(jù)的分析，管路振動具有如下特征。

1.測試位置、幅值、頻率（表1）。

從表1可以看出，振動主要表現(xiàn)為膨脹節(jié)附近管路的橫向振動，不穩(wěn)定、時大時?。挥捎诠苈氛駝記]有相關(guān)的標準，因此無法定性分析，直觀上感覺振動非常劇烈；蝸殼振動超出ISO10816振動標準（11mm/s）。

表1 振動測試數(shù)據(jù)

2.振動波形頻譜圖如圖2所示，蝸殼振動以葉片通過頻率1 090Hz為主，有時也存在2倍或3倍的葉片通過頻率，而管路上則集中在0～20Hz，振動波形沒有明顯的周期。

圖2 波形頻譜圖

3.一出管路出口法蘭到膨脹節(jié)位置管路溫度很高，通過探棒感覺振動也同樣劇烈。

三、振動分析

在排除膨脹節(jié)問題的情況下，對蝸殼振動頻譜進行詳細分析，CSI2130頻譜分析中羅列了振動幅值從大到小的20個頻率，主要為葉片通過頻率及其邊頻，利用LABVIEW重新生成振動波形，對波形細化發(fā)現(xiàn)了多源拍振現(xiàn)象，如圖3所示，拍振周期都在20Hz以內(nèi)，利用同樣方法，對一臺未發(fā)生管路振動，但也存在葉片通過頻率的空壓機重新生成波形，沒有出現(xiàn)拍振，進而確定了管路的振動是由拍振引起的。

圖3 LABVIEW仿真波形

所謂拍振是指兩個頻率相近（1

表2 蝸殼振動頻率成分

由于蝸殼處存在多源拍振，且從波形上看拍振頻率低于20Hz，蝸殼的振動亦超出了旋轉(zhuǎn)機械振動水平，因此誘發(fā)了蝸殼出口處管路的20Hz以內(nèi)的劇烈振動，膨脹節(jié)相對薄弱，出現(xiàn)了斷裂的現(xiàn)象。

四、解決措施

根據(jù)上述分析，可以確定是由于葉輪與擴壓器之間耦合、相互干涉引起的多源拍振，葉輪與擴壓器的相互作用是個非常復(fù)雜的過程，可通過數(shù)值模擬得出葉輪葉片表面靜壓隨時間周期性變化，如圖4所示，葉片擴壓器對葉輪有著一定的沖擊，當(dāng)流量減少時沖擊強度更大。

圖4 葉輪葉片表面靜壓隨時間變化

為了削弱葉輪與擴壓器的相互作用，將原有擴壓器葉片高度106.5mm改為53mm，即將全高擴壓器改為半高擴壓器，如圖5所示，去掉虛線橢圓所圈的黑色填充部分。在生產(chǎn)廠加工新的擴壓器，準備更換。

更換新擴壓器后，從DCS提供的數(shù)據(jù)看壓縮機氣動性能影響甚微，一段出口管路振動明顯降低，運行至今再未出現(xiàn)膨脹節(jié)斷裂現(xiàn)象。

圖5 擴壓器改進示意圖

五、結(jié)語

解決本管路振動問題的關(guān)鍵是發(fā)現(xiàn)多源拍振，查根溯源進一步確定葉輪與擴壓器耦合作用引起，壓縮機管路振動問題多為支撐、減振措施不當(dāng)引起，鮮有葉輪與葉片擴壓器耦合作用引起且作用效果非常嚴重的情況，因此傳統(tǒng)的設(shè)計方法在某些細節(jié)上已不能滿足如今離心壓縮機向著高轉(zhuǎn)速、高壓力、大流量發(fā)展的需要，進行有效的數(shù)學(xué)計算與仿真是非常必要的。

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