天然氣管道離心壓縮機(jī)振動(dòng)高故障的診斷分析

高晞光，江志農(nóng)，王輝，蘇建峰

（1.中國(guó)石油管道分公司，河北廊坊065000；2.北京化工大學(xué)，北京100029；3.中國(guó)石油西部管道蘭州輸氣分公司，甘肅蘭州730030）

天然氣管道離心壓縮機(jī)振動(dòng)高故障的診斷分析

高晞光1，江志農(nóng)2，王輝3，蘇建峰1

（1.中國(guó)石油管道分公司，河北廊坊065000；2.北京化工大學(xué)，北京100029；3.中國(guó)石油西部管道蘭州輸氣分公司，甘肅蘭州730030）

某壓縮機(jī)站剛投產(chǎn)的離心壓縮機(jī)振動(dòng)高不能正常啟機(jī)，使用振動(dòng)監(jiān)測(cè)診斷系統(tǒng)采集了啟機(jī)全過程的振動(dòng)信號(hào)，分析發(fā)現(xiàn)振動(dòng)信號(hào)表現(xiàn)出同頻分量占主導(dǎo)、軸心軌跡近似橢圓形、隨轉(zhuǎn)速升高逐步增大等特征，判斷故障原因是轉(zhuǎn)子不平衡。對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行了解體，發(fā)現(xiàn)有異物進(jìn)入壓縮機(jī)內(nèi)部產(chǎn)生了轉(zhuǎn)子不平衡量，驗(yàn)證了信號(hào)分析的結(jié)果。

振動(dòng)信號(hào)分析；離心壓縮機(jī)；故障診斷

1　引言

在旋轉(zhuǎn)設(shè)備的日常維護(hù)和安裝調(diào)試過程中，經(jīng)常會(huì)遇到因振動(dòng)過大無(wú)法正常運(yùn)行的情況，產(chǎn)生振動(dòng)高的原因錯(cuò)綜復(fù)雜，僅依靠耳聽、手摸等原始方式，很難進(jìn)行準(zhǔn)確全面的分析和判斷。各類檢測(cè)分析設(shè)備和技術(shù)是人為經(jīng)驗(yàn)的很好補(bǔ)充，旋轉(zhuǎn)設(shè)備的大部分故障都會(huì)在振動(dòng)信號(hào)中有所反映，如不平衡、不對(duì)中、油膜渦動(dòng)、熱彎曲及軸承松動(dòng)、偏心等，通過對(duì)振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行幅域、頻譜、軸心軌跡分析，可以準(zhǔn)確的判斷出故障的原因，從而縮短檢修時(shí)間。

2　故障原因

某天然氣長(zhǎng)輸管道壓縮機(jī)站因?yàn)楣艿涝鲚斝枰?，?0月份新投產(chǎn)一臺(tái)進(jìn)口離心壓縮機(jī)組。該壓縮機(jī)組的驅(qū)動(dòng)設(shè)備為美國(guó)索拉公司生產(chǎn)的大力神Titan 130燃?xì)廨啓C(jī)，從動(dòng)設(shè)備為德國(guó)曼透平公司生產(chǎn)的RV050/04四級(jí)離心壓縮機(jī)，壓縮機(jī)最大轉(zhuǎn)速為8715 r/min，第一臨界轉(zhuǎn)速為4650 r/min。該壓縮機(jī)徑向振動(dòng)的報(bào)警值為48 μm，停機(jī)值為62 μm。

在該機(jī)組剛投產(chǎn)運(yùn)行時(shí)，壓縮機(jī)的振動(dòng)值一直處于較低的水平，離報(bào)警值較遠(yuǎn)。但是在投產(chǎn)2個(gè)月后，機(jī)組停機(jī)再次啟動(dòng)后驅(qū)動(dòng)端徑向X方向振動(dòng)值開始變大，接近甚至有時(shí)會(huì)超過報(bào)警值48 μm。

運(yùn)行人員對(duì)壓縮機(jī)振動(dòng)值突然增高的原因進(jìn)行了分析，認(rèn)為發(fā)生這種問題的可能原因有如下幾種：

（1）冬季用氣量在一天24 h內(nèi)有較大的波動(dòng)，因此機(jī)組負(fù)荷較大，且隨著下游用氣量的變化而頻繁變動(dòng)，該壓縮機(jī)組又是新投產(chǎn)機(jī)組，還處在磨合期，所以極有可能是以上原因?qū)е聶C(jī)組對(duì)中度發(fā)生了變化，致使振動(dòng)值較高；

（2）該壓縮機(jī)站處于西部干旱地區(qū)，壓縮機(jī)進(jìn)口管線設(shè)計(jì)過長(zhǎng)，現(xiàn)場(chǎng)晝夜溫差過大，管線熱脹冷縮引起壓縮機(jī)的移動(dòng)，從而導(dǎo)致機(jī)組對(duì)中不良，引發(fā)壓縮機(jī)振動(dòng)過高；

（3）壓縮機(jī)非驅(qū)動(dòng)端軸承間隙不合適，導(dǎo)致振動(dòng)過高；

（4）壓縮機(jī)內(nèi)部問題導(dǎo)致振動(dòng)過高。

公司聯(lián)系施工單位和設(shè)備生產(chǎn)廠商對(duì)機(jī)組進(jìn)行了對(duì)中，結(jié)果當(dāng)壓縮機(jī)組再啟動(dòng)時(shí)，轉(zhuǎn)速達(dá)到最高轉(zhuǎn)速的62%，就因?yàn)閴嚎s機(jī)非驅(qū)動(dòng)端X方向振動(dòng)值過高而停機(jī)（振動(dòng)值超過62 μm），無(wú)法正常啟機(jī)。

隨后又對(duì)機(jī)組的進(jìn)出口管線進(jìn)行了固定處理，并重新對(duì)中，再次啟機(jī)帶載的過程中，依然由于壓縮機(jī)非驅(qū)動(dòng)端X方向振動(dòng)過高，而造成啟機(jī)失敗。

3　振動(dòng)信號(hào)分析

在壓縮機(jī)組再次啟機(jī)的過程中，通過便攜式振動(dòng)監(jiān)測(cè)診斷系統(tǒng)采集了啟機(jī)全過程中壓縮機(jī)的振動(dòng)信號(hào)，并進(jìn)行了測(cè)試和分析，發(fā)現(xiàn)其振動(dòng)信號(hào)特征主要表現(xiàn)為：

（1）同頻分量占主導(dǎo)，低頻分量所占的比例非常小，隨著振動(dòng)的增大略微出現(xiàn)倍頻分量；

（2）在驅(qū)動(dòng)端和非驅(qū)動(dòng)端，水平（X）和垂直（Y）2個(gè)方向的傳感器測(cè)得的信號(hào)相位差約等于90°；

（3）根據(jù)軸心軌跡，其軌跡近似于橢圓形；

（4）振動(dòng)隨著轉(zhuǎn)速的升高逐步增大，工頻振動(dòng)的相位逐步減小。

根據(jù)以上的振動(dòng)信號(hào)特征，判斷認(rèn)為造成壓縮機(jī)振動(dòng)高不能啟機(jī)故障的主要原因?yàn)檗D(zhuǎn)子不平衡，可能是以下情況導(dǎo)致轉(zhuǎn)子不平衡：

（1）轉(zhuǎn)子在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生了新的不平衡量，導(dǎo)致振動(dòng)過大；

（2）軸瓦間隙過大，使得壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子對(duì)不平衡量比較敏感。

主要的分析內(nèi)容如下：從圖1可知，在驅(qū)動(dòng)端，X和Y方向的振動(dòng)幅值接近，相位相差90°；非驅(qū)動(dòng)端振動(dòng)在1000 r/min以下X和Y方向的振動(dòng)較接近，超過1000 r/min后振動(dòng)的幅值快速增大。隨著轉(zhuǎn)速的升高，振動(dòng)的相位緩慢降低，這主要是由于不平衡響應(yīng)相對(duì)于不平衡激振力的滯后角逐步增大的原因。

圖1　500～3400 r/min下振動(dòng)隨轉(zhuǎn)速的變化曲線

從圖2可見，當(dāng)轉(zhuǎn)速超過4400 r/min時(shí)，非驅(qū)動(dòng)端X方向的振動(dòng)快速增大，其他各傳感器處的振動(dòng)也有不同程度的增大。相位同樣隨著轉(zhuǎn)速的升高而降低；各傳感器振動(dòng)之間的相位差基本保持恒定。

圖3所示為壓縮機(jī)從4400 r/min升速，到達(dá)5500 r/min非驅(qū)動(dòng)端X方向的振動(dòng)達(dá)到最大值62 μm時(shí)跳車直至停車的過程曲線。從圖可以看出，非驅(qū)動(dòng)端的X向振動(dòng)要遠(yuǎn)高于其它3個(gè)傳感器部位的振動(dòng)。在整個(gè)過程中，相位隨轉(zhuǎn)速的變化一直很均勻。

圖2　4400～5500 r/min下振動(dòng)隨轉(zhuǎn)速的變化曲線

圖3　4300～5500～200 r/min跳車過程中振動(dòng)隨轉(zhuǎn)速的變化曲線

圖4和圖5所示為在5100 r/min時(shí)驅(qū)動(dòng)端和非驅(qū)動(dòng)端轉(zhuǎn)子的軸心軌跡，從該軌跡可以看出，在2個(gè)測(cè)振平面上，軸心軌跡近似為圓形；圖6和圖7所示為跳車前的轉(zhuǎn)子2個(gè)測(cè)振平面的軸心軌跡。圖7所示的軌跡出現(xiàn)了較大的不規(guī)則現(xiàn)象，主要是由于非驅(qū)動(dòng)端轉(zhuǎn)子的過大的振動(dòng)，產(chǎn)生了高頻分量的原因。

圖4　5100r/min時(shí)驅(qū)動(dòng)端轉(zhuǎn)子振動(dòng)軸心軌跡

圖5　5100r/min時(shí)非驅(qū)動(dòng)端轉(zhuǎn)子振動(dòng)軸心軌跡

圖6　驅(qū)動(dòng)端轉(zhuǎn)子跳車前軸心軌跡

圖7　非驅(qū)動(dòng)端轉(zhuǎn)子跳車前軸心軌跡

圖8～11分別為非驅(qū)動(dòng)端Y方向、X方向、驅(qū)動(dòng)端Y方向、X方向的振動(dòng)三維瀑布圖。從圖可以看出，在轉(zhuǎn)速變化的過程中，頻譜成分沒有發(fā)生變化，一倍頻占絕對(duì)主導(dǎo)，伴隨有少量的2、3倍頻分量，主要是由于油膜的非線性因素導(dǎo)致的。

圖8　驅(qū)動(dòng)端轉(zhuǎn)子Y方向振動(dòng)三維瀑布圖

圖9　驅(qū)動(dòng)端轉(zhuǎn)子X方向振動(dòng)三維瀑布圖

圖10　非驅(qū)動(dòng)端轉(zhuǎn)子Y方向振動(dòng)三維瀑布圖

經(jīng)過上述的振動(dòng)信號(hào)分析，判斷出壓縮機(jī)振動(dòng)高不能正常啟機(jī)故障的根本原因應(yīng)該由于轉(zhuǎn)子存在不平衡力，壓縮機(jī)生產(chǎn)廠家對(duì)于振動(dòng)信號(hào)分析的過程和結(jié)果表示認(rèn)同。在廠家的指導(dǎo)下，將壓縮機(jī)進(jìn)行了解體檢查，發(fā)現(xiàn)有異物進(jìn)入壓縮機(jī)內(nèi)部，卡在了轉(zhuǎn)子的第一級(jí)葉輪上，從而產(chǎn)生了新的不平衡量，導(dǎo)致壓縮機(jī)振動(dòng)高不能正常啟機(jī)。在更換轉(zhuǎn)子對(duì)壓縮機(jī)重新組裝后，機(jī)組運(yùn)轉(zhuǎn)正常，振動(dòng)值一直處于較低的水平。

圖11　非驅(qū)動(dòng)端轉(zhuǎn)子X向振動(dòng)三維瀑布圖

4　結(jié)論

振動(dòng)信號(hào)分析技術(shù)對(duì)于旋轉(zhuǎn)機(jī)械的故障診斷起著很好的輔助作用，對(duì)天然氣壓縮機(jī)組等大型旋轉(zhuǎn)機(jī)械的振動(dòng)信號(hào)等參數(shù)進(jìn)行狀態(tài)監(jiān)測(cè)和分析，可以盡早的識(shí)別較小的故障，并監(jiān)視故障的發(fā)展，以便在機(jī)組發(fā)生較大破壞之前，及時(shí)實(shí)施補(bǔ)救措施或有準(zhǔn)備地停機(jī)；另一方面，可以更有效地指導(dǎo)機(jī)組的維修管理，將事后維修和定期預(yù)防性維修方式發(fā)展為視情維修，可以讓設(shè)備在有限的使用壽命期內(nèi)創(chuàng)造更大的價(jià)值。隨著振動(dòng)監(jiān)測(cè)與診斷技術(shù)的更加廣泛應(yīng)用，將在設(shè)備管理中發(fā)揮越來越重要的作用。

［1］屈梁生，何正嘉.機(jī)械故障診斷學(xué)［M］.上海：上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，1986.

［2］楊國(guó)安.機(jī)械設(shè)備故障診斷實(shí)用技術(shù)［M］.北京：中國(guó)石化出版社，2007.

［3］陳大禧，朱鐵光.大型回轉(zhuǎn)機(jī)械診斷現(xiàn)場(chǎng)實(shí)用技術(shù)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2002.

［4］徐敏.設(shè)備故障診斷手冊(cè)［M］.西安：西安交通大學(xué)出版社，1998.

Fault Diagnosis and Analysis for Serious Vibration of Centrifugal Compressor Used in Natural Gas Transportation Pipeline

GAO Xi-guang1，JIANG Zhi-nong2，WANG Hui3，SU Jian-feng1
（1.PetroChina Pipeline Company，Langfang 065000，China；2.Beijing University of Chemical Technology，Beijing 100029，China；3.Lanzhou Gas Transport Subcompany，PetroChina West Pipeline Company，Lanzhou 730030，China）

A centrifugal compressor which was just put into operation could not properly start up because of Serious vibration.The vibration signals of the whole starting up process were collected using vibration monitoring and diagnosis system.The analysis of vibration signals showed that the co-frequency components dominates，orbit of shaft center approximate ellipse，vibration increases with the increase of rotational speed，determined that the cause of the malfunction was the rotor unbalance.The compressor was disintegrated，a foreign body was found in the compressor which caused the rotor unbalance，verified the signal analysis results.

vibration signal analysis；centrifugal compressor；fault diagnosis

TH452

B

1006-2971（2015）01-0055-04

高晞光（1981-），男，河北邯鄲人，研究生，工程師，2006年畢業(yè)于西安交通大學(xué)動(dòng)力工程及工程熱物理專業(yè)，現(xiàn)主要從事輸油氣管道設(shè)備管理工作。E-mail：xggao@petrochina.com.cn

2014-07-05