一起非常见离心式压缩机组喘振原因查找与分析处理

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Investigation and Treatment of a Uncommon Surging Accidentin a Centrifugal CompressorXIAO Yujunahe Equipment Department Lianyuan Iron and Steel Co.，Ltd.，Loudi，Hunan 417009，China)AbstractSurging kept occuring at the same pressure point in a common centrifugalchiler during trial running after an overhau1.Exclusion method was used to exclude possiblecauses of the surging；and finaly it was determined that the sinking of the primary spiralhousing caused eccentricity of the rings and impelers and uneven gap between upper andlower rings，leading to gas reflux in loaded operation and resulting in unit surging。

Key wordscentrifugal compressor；surging；sinking of spiral housing；ring gap1 基本情况涟钢能源中心 21000制氧机组配套低压氮压机为沈鼓齿轮公司在引进德国德马格技术的基础上研发的 SVK16-3S型机组，3级压缩，出口压力 0.8MPa(G)。机组于 2005年投产，出厂时主油泵为SNH型螺杆泵，运行两年左右时间后，由于螺杆泵传动轴发生挠性变形，对齿轮传动产生干扰，返厂更换主油泵-台。2010年对该机组进行例行揭盖检查时发现螺杆泵传动齿轮又存在轻度偏磨的情况，于是申请对该机组进行大修改造，主要改造内容是将SNH型螺杆泵更换为YHG型齿轮泵，同时处理-直存在的二级轴承瓦块温度偏高问题。

2011年 11月份，该机组送至沈鼓进行大修改造，2012年 3月份改造完毕。重新安装后，机组空载试车情况较好，各项数据正常；在进行负荷试车时，机组发生喘振。

2 常见喘振原因分析及排除离心式压缩机发生喘振，根本原因就是进气量减少并达到压缩机允许的最，j、值，能够使离心式压缩机工作点落人喘振区的各种因素，都是发生喘振的原因▲气压力降低；压缩机出口工作压力在喘振区边缘；控制信号被干扰等。

2.1 压缩机进气系统检查与排除2.1.1 进气导叶(IGV)情况检查机组发生喘振后，首先怀疑是由于进气导叶调校不到位或开度存在误差，导致进气量不足引起机组喘振。立即安排对进气导叶进行检查，最终确认进气导叶动作不存在任何问题。

2.1.2 机组进气管道及过滤系统检查在对进气导叶原因进行排查时，通过查询DCS数据，发现机组出力较大修前有所降低，于是将问题排除的第二点放到了氮压机进气系统上▲气管道上安装有手动蝶阀和进气过滤器，通过检查，未发现异常；且后续试车中，将过滤器拆除后直接用空气作为原料，机组喘振现象依然存在，从而排除了进气管道及过滤系统导致喘振的可能性。

2.2 压缩机排气系统检查与排除既然喘振原因不可能是进气系统所导致的，接冶 金 动 力METALLURGICAL POWlER2013年第9期总第 163期下来就将排气系统作为排查的重要对象。排气管道上安装有气动放空阀、电动蝶阀及单向阀等几个主要阀门。由于机组设计出口压力 0.8 MPa(G)，放空压力设定在 0.72 MPa(G)，实际运行压力为 0.6MPa(G)左右，离喘振区较远；且该机组在大修改造前运行-直正常，从未发生过喘振。如果因为排气系统原因引起机组喘振存在如下可能：出口蝶阀卡滞；放空阀存在卡滞或控制放空阀的压力信号存在问题，导致机组出口蹩压。对放空阀和电动蝶阀的现场动作试验完全排除了两个阀门存在卡滞导致机组喘振的可能性。同时通过在机组三级出口的压力变送器上连接-块弹簧式压力表，最终确认来源于DCS的放空阀动作控制压力信号是准确的〖虑到只要放空阀不存在问题，则机组不可能发生喘振，且通过对比机组进气管道上微压流量计及排气管道孔板流量计数据，排除了止回阀卡滞的可能性，因而没有对止回阀进行解体检查。

2.3 仪控系统问题排查由于本次机组大修改造主要是对机械部分进行施工，仪控部分只安排了常规检查，所以开始时未将控制系统作为可能导致喘振的重要排查原因。在排除进、排气系统的原因后，仪控人员对程序和各部传感器进行了排查，最终结果证明喘振确实和仪控无关。

3 最终喘振原因的确认和消除由于该机组是整体送沈鼓进行改造的，沈鼓也提供了出厂试车合格报告和各部检查数据，因而首先并未怀疑机组本体可能存在问题。

但通过对比多次喘振的相关数据，终于发现了- 个重要的共同点：采用氮气试车时，压缩机-般在0.64 0.65 MPa(G)时喘振，采用空气试车时-般在0.63 MPa(G)左右喘振。这就说明喘振有比较明显的可重复性，因而将喘振查找原因第-次转移到了机组本身。

3.1 喘振原因的确认在排除冷却器和机组内部管道可能导致喘振的原因后，对机组检修数据进行清理后，发现能够引起机组发生喘振的数据主要有：3.1.1 叶轮排气侧中心线与扩压器中心线的重合度由于转子带有轴向推力盘，通过大齿轮定位，本次检修大齿轮轴承未更换，因而转子轴向位置不可能发生变化。重新测量确定叶轮相对位置的叶轮与轴顶部台阶数据，并对比以前的检修数据，只有0.005 mm的误差，基本排除了叶轮排气侧中心线与扩压器中心线的重合度超差导致喘振的可能性。

3.1.2 型环间隙对各级叶轮型环进行拆卸后，对数据进行检查。

发现二、三级型环间隙值比设计允许值略微偏大，通过简单的调整，数据都控制在规定范围内。

对-级型环进行检查时，发现轴向间隙明显偏大，对轴向间隙进行调整后，对径向间隙进行复查时，发现上下存在很大的偏差，上间隙约0.7 mm，下间隙达 2.1 mm(盘车时，数据基本保持不变)，通过调整型环位置也无法将径向间隙调整到规定范围，只有通过增大轴向间隙来同步增大径向间隙才能保证叶轮在高速运转时不与型环发生碰磨。但增大间隙虽然保证了机械运转的安全陛，但造成了机组的喘振。

3.2 型环上、下间隙不均衡原因分析由于-级转子的定位中心在齿轮箱上，通过齿轮箱的水平度、大齿轮及转子水平度检查和转子止推间隙的核查，确认转子安装位置不会导致上型环上、下间隙不均衡，能影响型环间隙的就只剩下型环本身。对型环进行检查，型环各部数据均在图纸要求范围内。而型环是通过螺栓固定在蜗壳上的，如果蜗壳位置发生变化，则会导致型环随之变化。通过分析，最终确定蜗壳存在下沉，导致了型环间隙的上下不均(可能是运输原因造成)。

3.3 非常规的型环间隙调整方法该机组蜗壳是整体式蜗壳，由圆柱销进行定位，通过半圈螺栓紧固在齿轮箱上。常规处理蜗壳下沉的方法需将叶轮从转子拆下后，拆除叶轮后部蜗壳背板，蜗壳紧固螺栓就在蜗壳背板后，可以通过重新加工定位孑L的方法将蜗壳调回原来位置。

由于该机组转子轴顶部的液压工装固定螺纹磨损严重，可能无法继续承受叶轮拆装的力，沈鼓建议不要再对该转子组进行拆装，避免叶轮拆下后，无法装复。而咨询沈鼓生产-套新转子周期至少需 8个月以上，因为该机组-直无法正常投运，已开始影响生产，等新转子做好后再处理蜗壳下沉是不现实的。

通过计算和模拟后，最终决定采用非常规的方法对型环间隙进行调整：对型环背部(影响间隙调整位置)进行偏心加工，加工量约0.8 mm；所有型环紧固螺栓孑L同步加工成条形，约 1 mm，方向与背部加工方向-致。加工完成后，将型环安装好，并将各部数据调整到位后，用磁座钻对型环和蜗壳在水平方向上-体钻两个孔，用铰刀将孑L修正后，打定位销。

通过对型环的处理，各部数据都调整到设计允许范围内，重新对机组进行试车， (下转第33页)2013年第9期总 第 163期冶 金 动 力MET I UJRGICAL POWER 33上，对其瓦背打磨，使其与四级对应瓦块厚度差降至0.02 mm后回装，回装后对轴瓦间隙和紧力重新进行了检测，以保证两副轴瓦与主轴配合良好。

(2)为了保证设备润滑系统的清洁，在轴承和油管进油箱前法兰处用 120目～200目的不锈钢网对润滑系统内杂质进行了过滤，然后将润滑油全部更换为新油。

5 处理结果经过处理，9月 22日顺利开车，开车后振动值- 直比较正常。检修前后振动数据如表4所示。

表 4 检修前后空压机-I1级振动对比表 m6 结束语对本台设备振动原因进行分析和对症处理后，从表4可以看出，此空压机三四级振动明显下降，且振动值远低于设计停车值，为机组安全运行提供了有力保障。本次检修也为此型号空压机的同类故障提供了-定的借鉴。