狀態(tài)監(jiān)測在離心壓縮機維修中的應用

郭少鋒，張博，馬翔飛，蘇炤興

(中國石油化工股份有限公司 天然氣榆濟管道分公司，山東 濟南 250101)

榆濟輸氣管道起點為榆林首站，終點為濟南宣章屯站，全長約963 km，為管道沿線城市提供天然氣。榆林首站4臺壓縮機為GE新比隆電驅式離心壓縮機，驅動電機為ABB變頻異步三相電機。壓縮機重要技術參數(shù)見表1所列。

表1 榆林首站壓縮機設計參數(shù)

隨著榆濟輸氣管道運行負荷逐年增加，榆林首站壓縮機接近滿負荷運行，加之上游氣源不穩(wěn)定、水露點和含塵量高等，使壓縮機前置過濾器脫水能力有限，大量液態(tài)游離水進入壓縮機腔體，造成了壓縮機轉子、內(nèi)部隔板結垢及迷宮密封梳齒腐蝕等情況發(fā)生，從而造成壓縮機機械性能逐步劣化，嚴重影響了機組安全運行及管道平穩(wěn)供氣。為此，及時評估壓縮機運行狀況，深入分析壓縮機性能，及時開展壓縮機故障監(jiān)測及診斷工作，根據(jù)機組運行狀態(tài)進行維修，提前處理壓縮機故障。

1 故障概述

榆林首站壓縮機機械故障主要表現(xiàn)在兩個方面： 壓縮機振動異常；壓縮機氣動性能下降，造成輸氣能力降低，能耗升高。

1.1 壓縮機振動異常

壓縮機振動劣化導致壓縮機無法正常運行：

1)榆林首站2臺壓縮機曾因過臨界轉速時驅動端振動值異常而無法啟機，造成了極大的經(jīng)濟損失。

2)較大的振動可能造成轉子和軸瓦的碰撞而加速磨損；振動也可能導致進出口管道破裂或連接法蘭松動，從而形成安全隱患。

3)振動的異常也會使機組運行能耗增大，造成一定的經(jīng)濟損失。壓縮機振動異常原因一般有轉子不平衡、軸系對中不良、軸承故障、基礎松動、動靜摩擦、油膜渦動、油膜振蕩等。

1.2 壓縮機氣動性能劣化

機組輸氣能力下降是壓縮機氣動性能劣化的直接表現(xiàn)。如果依靠提高轉速彌補輸氣不足的問題，將造成較大的電能消耗，且電機電流隨壓縮機轉速提高而增大，在正常輸氣任務下主電機會在接近甚至超過額定電流下長期運行，將大幅縮短電機壽命甚至造成電機燒損，也會造成電纜的損傷。

氣動性能異常主要有兩方面原因： 因壓縮機內(nèi)部隔板、轉子結垢造成流道堵塞，內(nèi)部級間密封或葉輪密封磨損或腐蝕嚴重，密封間隙超過設計值，將造成其內(nèi)部氣體的反復回流壓縮。榆林首站上游氣源質量較差，壓縮機內(nèi)部結垢及迷宮密封梳齒腐蝕的情況均可能發(fā)生。

2 壓縮機振動分析及解決方案

為了保障壓縮機平穩(wěn)運行，滿足管道輸氣需求，針對機組存在的問題，有針對性地開展了狀態(tài)監(jiān)測工作。

2.1 壓縮機振動趨勢分析

對照振動評判標準，觀察壓縮機軸兩端振動值的變化趨勢，可對壓縮機機械性能做出初步分析，壓縮機轉速、輸氣量、進出口壓力等參數(shù)的變化也會對機組振動有影響。

當工藝條件未出現(xiàn)明顯變化，但振動值出現(xiàn)上升、波動劇烈或漲幅較大的情況，須考慮壓縮機自身機械性能異常的可能性。2臺壓縮機出現(xiàn)振動異常的過程，如圖1所示，當時工藝條件沒有發(fā)生顯著變化，但A機組出現(xiàn)大幅波動，振幅最高升至35 μm；B機組振動值逐步上升，最高升至42 μm。2臺機組機械性能均有異常，需要進一步通過其他技術手段分析原因。圖1a)中虛線框標記處A機組振動下降原因為機器空載運行，轉速及負荷均較小，實線框標記處A機組振動波動原因為轉子結垢且反復啟停機造成垢層部分脫落，轉子存在不平衡。

圖1 2臺壓縮機振動異常趨勢示意

2.2 壓縮機振動信號分析

使用振動信號分析法判斷壓縮機振動是否出現(xiàn)異常點，并根據(jù)異常狀態(tài)確定機組可能出現(xiàn)的機械故障，使用測振儀采集Bently3500緩沖輸出的電渦流傳感器的振動信號，形成時域、頻域及軸心軌跡圖。同時，利用測振儀現(xiàn)場測試壓縮機兩端基礎振動情況。2臺機組存在的故障類似，下面重點對A機組大修前后的數(shù)據(jù)進行分析。

2.2.1時域分析

時域分析的主要對象為振動波形圖，波形圖顯現(xiàn)了振動的相關信息，如振幅、頻率、相位、波形及其變化等。具體的波形及其變化形貌，特別是波形在各周期下的重復性狀況，有助于對振動機理及干擾信號的分析、界定。

A機組大修前及大修后某次狀態(tài)監(jiān)測的振動時域圖如圖2，圖3所示。由圖2～圖3中可以看出，大修前驅動端振動峰峰值已達35 μm左右，振動顯著上升，且波形為典型正弦波，無雜波出現(xiàn)，可初步判斷壓縮機振動為轉子不平衡所致。大修后驅動端波形近似正弦波，峰峰值23 μm左右，低于API617規(guī)定的優(yōu)良狀態(tài)振動幅值，振動情況良好。

圖2 A機組大修前及大修后驅動端振動時域曲線示意

圖3 A機組大修前及大修后非驅動端振動時域曲線示意

2.2.2頻域分析

頻域分析對象為壓縮機轉子振動頻譜圖，頻譜的主要類型有幅值譜、功率譜及對數(shù)譜三種。在狀態(tài)監(jiān)測工作中重點選取幅值譜為研究對象，幅值譜橫坐標為頻率，縱坐標是各個頻率成分下所對應的振動峰值。頻域分析主要是分析振動信號的頻率結構，確定信號是由哪些頻率成分所組成，以及這些頻率成分幅值的大小。通過對“故障特征頻率”及“故障特征頻率幅值”的分析，準確地診斷壓縮機機械故障情況。

榆林首站壓縮機運行轉速一般為1.0×104～1.2×104r/min，則基頻f=n/60，約為167～200 Hz。A機組振動異常時驅動端振動頻譜如圖4所示，壓縮機轉速1.062×104r/min，基頻即177 Hz。從圖4中可以看出，振動特征為典型的1倍頻占主要成分，其他成分極小。另外，驅動端x和y方向振動的1倍頻成分峰值分別為18 μm，16.1 μm，其峰峰值分別為36 μm，32.2 μm，較之前振動值20 μm(見圖2)有顯著增加，可判斷為轉子不平衡所致。大修后A機組某次狀態(tài)監(jiān)測得出的頻譜如圖5所示，壓縮機轉速1.089 4×104r/min，基頻181.56 Hz，1倍頻占主要成分，對應峰峰值分別為22.7 μm，20.7 μm(2倍峰值)，振動情況良好。

圖4 A機組大修前頻譜曲線

圖5 A機組大修后頻譜曲線示意

2.2.3軸心軌跡分析

軸心軌跡一般作為時域、頻域分析后的輔助分析點，其鮮明的形狀特點可用于診斷典型的機械故障。軸心軌跡是利用2個相互垂直的振動探頭檢測出的振值自動計算軸心位置，將不同時刻轉子在軸承中的位置變化連成1條曲線。根據(jù)軸心軌跡圖可對壓縮機轉子機械診斷做輔助分析。A機組振動異常時的軸心軌跡如圖6所示。

圖6 A機組軸心軌跡示意

壓縮機非驅動端呈橢圓形，呈現(xiàn)出正常狀態(tài)；驅動端振動近似圓形，圓的面積較大，軸渦動偏心較大，結合上文中1倍頻占主要成分及峰值異?？蛇M一步診斷為轉子不平衡。

2.2.4轉子啟停機振動分析

在啟停機過程中，當壓縮機轉速達到一階臨界轉速，轉子的固有振動頻率與激勵頻率達到共振，振動值將出現(xiàn)陡增。AF為臨界轉速下振動峰峰值與運行轉速下的振值之比，一般控制在2.5以下，AF的增大在一定程度上表征轉子性能的異常程度。共振放大系數(shù)是過臨界轉速與大于0.707倍臨界振幅所占轉速范圍的比值，一般控制在4以下。重點關注臨界轉速、過臨界時振動最大幅值及放大系數(shù)AF、轉子系統(tǒng)阻尼大小、共振放大系數(shù)等。

轉子啟停機振動情況可以用伯德圖和極坐標圖來進行分析。圖7為大修前A機組轉子振動伯德圖，圖8為A機組轉子振動極坐標圖，機組臨界轉速為6 023～6 370 r/min，過臨界時機組驅動端振動最大值為45.6 μm，正常運行時振值為35 μm，計算AF為1.3，相位角變化幅度較小，轉子系統(tǒng)阻尼相對較大，共振放大系數(shù)為2.06，小于4，說明系統(tǒng)阻尼較大，這2個系數(shù)值都表明轉子系統(tǒng)較為穩(wěn)定，但是過臨界轉速時機組驅動端振幅較大，也表示轉子存在動不平衡。

圖7 A機組轉子振動伯德圖示意

圖8 A機組轉子振動極坐標示意

2.2.5其他監(jiān)測方法

除了根據(jù)壓縮機軸兩端的徑向振動評定振動情況外，還可以測量軸承座的振動情況評價壓縮機的機械振動情況。使用振動測試儀對A機組兩端4個基礎進行了振動測試，最大振動烈度0.43 mm/s，遠低于ISO 10816-3中規(guī)定的2.3 mm/s，說明機組基礎穩(wěn)定。

一般狀態(tài)監(jiān)測的圖譜還包括軸心位置圖、瀑布圖、坎貝爾圖、奈奎斯特圖、全息譜等，軸心位置圖可以通過軸心位置變化來判斷軸頸是否處于正常位置、對中好壞、軸承標高是否正常、軸瓦有無變形、軸承有無磨損等。轉子啟停機振動分析也可以采用瀑布圖和坎貝爾圖。

2.3 評估壓縮機氣動性能

目前沒有較為成熟的壓縮機氣動性能評估軟件，針對該情況，筆者開發(fā)了一套基于C#語言的壓縮機氣動性能評估軟件。依據(jù)壓縮機實際運行參數(shù)，結合廠家提供的性能曲線圖，通過ASME PTC-10規(guī)定的第一類型試驗計算方法獲得機組實際性能曲線，性能換算時限定條件為壓縮機進口與出口比容比保持相等、絕熱指數(shù)不等[3]，可以獲得機組輸量、轉速等主要工作參數(shù)與能耗之間的關系，并采用最小二乘法，二次擬合離心壓縮機的轉數(shù)范圍內(nèi)性能曲線函數(shù)式，建立壓縮機組的能耗計算模型，根據(jù)模型編寫了相應的程序。

A機組氣動性能的分析數(shù)據(jù)見表2所列，表2上半部分是大修前A機組氣動性能的分析數(shù)據(jù)，機組實際轉速比理論轉速高約2.5%，實際功率較理論功率高出13.9%，說明機組氣動性能下降，可能是轉子結垢或者流道堵塞。表2下半部分是對大修后A機組氣動性能的分析數(shù)據(jù)，實際功率較理論功率高出5%，滿足API 617標準。

表2 A機組氣動性能的分析數(shù)據(jù)

2.4 處理壓縮機故障

通過對狀態(tài)監(jiān)測和氣動性能分析，判定2臺機組均存在轉子葉輪結垢和流道堵塞。在機組檢修前使用內(nèi)窺鏡檢查了壓縮機腔內(nèi)的結垢情況，發(fā)現(xiàn)第一級葉輪及流道處結垢嚴重且不均勻，對垢層進行了化驗分析，主要成分為氯化鈉、羅水氯鐵石、鈣芒硝、二氯化鐵。組織專業(yè)隊伍對2臺機組進行了大修工作，對轉子葉輪和流道隔板進行了清洗，更換了腐蝕嚴重的迷宮密封，并對機組做了現(xiàn)場動平衡調(diào)整。試機結果表明機組氣動性能恢復正常，且轉子振動值顯著下降，問題得到了解決。經(jīng)過長時間的運行，壓縮機沒有再出現(xiàn)振動故障，這說明上述分析是正確的。

3 結束語

通過壓縮機狀態(tài)監(jiān)測和氣動性能分析準確地判斷出了壓縮機振動故障的原因，并采取了合理維修措施，解決了壓縮機轉子不平衡的問題。后期運行也采取了相應預防措施，具體包括上游氣田增加了脫水裝置，降低了管道天然氣的含水量；加強了壓縮機前過濾分離器的管理，做到按時排污，定期更換濾芯；每次停機后及時對壓縮機腔體進行排污，密切監(jiān)控天然氣的水露點。

對于離心式壓縮機，采用狀態(tài)監(jiān)測、氣動性能分析技術可有效地判斷機組故障原因，為機組預防性維修提供依據(jù)，縮小檢修范圍，優(yōu)化檢修周期，對運行管理與維修作出比較科學合理的決策，同時也能防止機組事故的發(fā)生，確保了機組裝置安全穩(wěn)定運行，降低了機組運行成本。