1、轉子不平衡引起的振動
離心壓縮機的轉子由于受到材質和加工裝配技術等各方面的影響，轉子上的質量分布對軸心線成不均勻分布，或認為轉子的質量中心與旋轉中心之間總是有偏心距存在。因此，轉子在高速旋轉時將產生周期性的離心力、離心力矩或兩者兼有，這種交變的離心力或離心力矩就會在軸承上產生動載荷，也就會引起壓縮機的振動。
轉子不平衡是引起壓縮機振動的Z主要、Z常見的原因。
1.1.1 轉子不平衡的原因
1.設計問題：
（1）旋轉體幾何形狀設計不對稱，重心不在旋轉軸線上。
（2）在轉子內部或外部有未加工的表面，引起質量分布不勻。
（3）零件在轉軸上的配合面粗糙或配合公差不合適，產生徑向或軸向擺動。配合過松時，高轉速下轉子內孔擴大造成偏心。
（4）軸上的配合鍵裝于鍵槽，形成局部金屬空缺。
（5）軸上轉動部件未對稱安裝，且有配合間隙。
2.材料缺陷：
（1）、鑄件有氣孔，造成材料內部組織不均勻，材料厚薄不一致如：焊接結構由于厚度不同而造成質量不對稱。
（2）、材料較差，易于磨損、變形造成質量分布不勻。
3.加工與裝配誤差：
（1）焊接和澆鑄上的造型缺陷。
（2）切削中的切削誤差。
（3）葉輪在裝配時配合誤差的累積，引起重心偏移，因此對于高速轉子每裝上一個葉輪需要進行一次動平衡。
（4）材料熱處理不符合條件要求，或殘余應力未消除加工和焊接時的扭曲變形，使轉子永久性變形。
（5）配合零件不一致造成質量不對稱。如：螺孔深度或螺釘長度不一致等。
（6）聯軸器不對中，對于其中一個轉子來講，一種平行不對中相當于對轉子加了一個不平衡負荷。因此也表現出不平衡的特征。
4.動平衡的方法不對
對于撓性轉子，其工作轉速下的振型與其一階振型有顯著差別。因此僅在低速下對轉子做動平衡，在高速下仍會發生很大的振動。
1.1.2 轉子不平衡的主要振動特征
1.振動的時域波形為正弦波。
2.頻譜圖中，諧波能量集中于基頻。
3.當轉動頻率小于固有頻率時，振幅隨轉動頻率的增加而增加；當轉動頻率大于固有頻率后，轉動頻率增加時振幅趨于一個較小的穩定值；當轉動頻率接近于固有頻率時，振幅具有Z大峰值。
4.當工作轉速一定時，相位穩定。
5.轉子的軸心軌跡為橢圓。
6.轉子的進動特征為同步正進動。
7.振動的強烈程度對工作轉速的變化和敏感。
8.質量偏心的矢量域穩定于某一允許范圍內。
1.1.3 轉子不平衡的故障甄別及處理措施
一般而言，工頻譜線或一次諧波表示轉子不平衡，但這不是的。
對于剛組裝完成的壓縮機機組，要確診是不是由于動平衡引起的振動過大，應與下列情況加以區別：
（1）對剛性轉子，要排除是否遇到了轉子的臨界轉速問題，這就需要通過瀑布圖或波特圖等來分析，確定轉子的固有頻率，看是否與壓縮機的工作轉速相近。
（2）工頻分量過大時，還應注意是否遇到了基礎共振，這就需要進行相位分析來進一步確診。基礎共振使機組各點都以同一頻率和相位進行，而由不平衡引起的振動，在順著旋轉方向上各點的振動存在著相位差。
（3）當用渦流傳感器測振動位移時，工頻成分也有可能是由于測振部位處軸頸加工不同心或有橢圓度、表面剩磁等造成的假振動，需用降低轉速的辦法來檢查，如果低速時振幅與高速時振幅相近，很可能是一種假振動。因此，要判斷是否轉子不平衡引起的振動，除了根據轉子不平衡振動的主要特征外，還要看其敏感參數，如表1-1 所示。
表1－1 轉子不平衡振動的主要敏感參數
對于確認的轉子不平衡振動故障，則應該查找不平衡的原因，可從如下幾個方面入手并加以解決：
（1）檢查轉子上各零部件是否有松動。
（2）檢查轉子上是否有結構不對稱的地方。
（3）重新對轉子做動平衡校驗。
2、轉子不對中引起的振動
壓縮機組通常都由電機或汽輪機、變速機、壓縮機組成，機組各轉子之間由聯軸器連接而構成軸系，傳遞運動和扭矩。由于機器的安裝誤差、機組承載后的變形以及機組基礎的沉降不均等原因，往往造成機器工作時各轉子的軸線之間產生軸線平行位移、軸線角度位移或綜合位移等對中變化誤差。轉子系統不對中將產生一系列有害于機組的動態效應，導致壓縮機發生異常振動。轉子系統不對中的故障發生的比較多，因此需要認識轉子系統不對中故障的機理和表現出來的現象，能夠準確診斷這種故障。
1.2.1 轉子系統不對中的形式
圖2-1 轉子不對中的形式
1.2.2 轉子不對中故障的診斷及特征
轉子不對中的軸系，不僅改變了轉子軸頸與軸承的相互位置和軸承的工作狀態，同時也降低了軸系的固有頻率。軸系由于轉子不對中，使轉子受力及支承所受的附加力是轉子發生異常振動和軸承早期損壞的重要原因。
轉子不對中的轉子系統的主要振動特征為：
1）振動頻率是轉子工作頻率的2倍；
2）由不對中故障產生的對轉子的激勵力幅，隨轉速的升高而加大；
3）激勵力幅與不對中量成正比，隨不對中量的增加，激勵力幅呈線性加大；
2.轉子不對中引起的故障及特征
1)改變了軸承的油膜壓力, 負荷較小的軸承可能引起油膜失穩, 因此, 出現Z大振動往往是緊靠聯軸器兩端的軸承。
2)不對中引起的振幅與轉子的負荷有關, 隨負荷的增大而增大, 位置低的軸承振幅比位置高的軸承大, 因為低位軸承被架空, 油膜穩定性下降。
3)平行不對中主要引起徑向振動, 角不對中主要引起軸向振動。
4)不對中使聯軸節兩側產生相位差。
5)從振動頻率上分析, 不同形式的不對中產生不同的頻率。
2. 2判斷不對中故障的方法
1)觀察軸承油膜壓力隨負荷的變化量, 油膜壓力增大, 意味著軸頸與軸承下半的內表面的間隙減小, 反之間隙增大。
2)測量機組熱態時的對中情況。
3)利用振動信號判斷不對中狀況是目前的常用方法, 即根據前面介紹的不對中的特征進行判斷。往往振動帶有多種因素, 既要測徑向振動和軸動向振動, 也要測相位, 通過多方面的信息, 才能正確判斷。
3.油膜振蕩
油膜振蕩是高速滑動軸承的一種特有故障, 它是由油膜力產生的自激振動。轉子發生油膜振蕩時輸入的能量很大, 引起轉子軸承系統零部件的損壞,甚至整個機組的毀壞, 因此必須深入了解有效防治。
3.1油膜振蕩的機理
3.1.1半速渦動與油膜振蕩
有些輕載轉子, 半速渦動在較低轉速就產生了,從而使轉子變為不穩定, 但由于油膜的剛性和阻尼作用, 抑制了渦動幅度, 使轉子仍能平衡工作。但隨著轉速的升高, 半速渦動幅值逐漸增加, 直到轉速升高到臨界轉速的兩倍附近時, 渦動頻率與轉子一階自振頻率重合。轉子軸承系統發生強烈的油膜共振, 這種共振渦動稱為油膜振蕩, 其頻率為轉子的一階自振頻率。
3.1.2油膜振蕩的特征
油膜振蕩往往來勢很猛, 瞬時振幅突然升高, 很快發生局部油膜破裂。引起軸頸與軸瓦間的磨擦,發生吼叫聲, 嚴重損壞軸承和轉子。判別是否發生油膜振蕩是從振動頻率是否接近轉速的1/2, 但必須與動靜磨擦區分開來, 動靜磨擦也發生半頻振動。首先, 觀察振動頻率是否發生在一階振動頻率上; 其次判別是否存在油膜半速渦動, 一般情況下Ω/ω的比值在一定轉速范圍內是不變的。頻譜、軸心軌跡及波形特征是:
(1)較大的徑向振動。頻譜中有明顯而穩定的渦動頻率分量可能有高次諧波分量;
(2)軸向振動在渦動頻率處的分量較小;
(3)若在一階臨界轉速頻率處出現峰值, 則表明已出現油膜振蕩;
(4)軸心軌跡呈現雙橢圓或紊亂不重合, 軸心軌跡呈現內“8”字形;
(5)時域波形中穩定的周期信號占優勢, 每轉一周少于一個峰值,沒有較大的加速度沖擊現象。
3. 2油膜振蕩的防治措施
1)避開油膜共振區: 使壓縮機工作轉速避免在一階臨界轉速的2倍附近運轉。
2)增加軸承比壓: 即增加軸瓦工作面上單位面積所承受的載荷。增加比壓就等于增加軸頸的偏心率, 提高油膜的穩定性。
3)減少軸承間隙: 軸承間隙減小, 側可提高發生油膜振蕩的轉速。
4)控制適當的軸瓦預負荷: 預負荷為正值, 就是軸瓦內表面上的曲率半徑大于軸承內圓半徑, 等于起到增大偏心距的作用。
5)選用抗振好的軸承: 圓柱軸承抗抗性Z差,其次是橢圓軸承Z好的是三油楔和四油楔軸承。
6)調整油溫: 升高油溫, 減小油的粘度, 可以增加軸頸在軸承的偏心率, 有利于軸頸穩定。
4.轉子與氣封間的磨擦
為了提高離心壓縮機的效率, 往往把密封間隙、葉輪頂間隙做得較小, 以減小氣體的泄漏, 但是小間隙除了會引起流體動力激振外還容易發生轉子與氣封的磨擦。轉子與氣封的磨擦有兩種: 一種是轉子轉動過程中, 轉子與氣封發生局部碰磨。另一種是轉子與氣封發生大弧度磨擦接觸。
4.1發生局部碰磨的特征
發生局部碰磨時, 接觸力和轉子運動之間為非線性關系, 使轉子產生次諧波和高次諧波振動。局部碰磨一般是不對稱的非線性振動, 因此多數情況下產生轉速頻率的1/2次諧波振動, 當轉速高于轉子一階自振頻率的2倍時, 就會產生共振。
4.2發生大弧度磨擦振動的特征
1)大弧度磨擦甚至整周磨擦, 會產生很大的磨擦力, 使轉子由正向渦動變為反向渦動。轉子發生大面積磨擦時, 在波形圖?就會發生單邊波峰“削波”現象。在雙綜示波器上觀察轉子的進動方向,如果出現由正向進動, 變為反向進動, 就表示轉子發生了全磨擦。
2)在剛開始發生磨擦接觸時, 由于轉子的不平衡, 轉速頻率成分幅值較高, 高次諧波中第二、第三次諧波一般并不高, 第二次諧波幅值必大于第三次諧波。隨著轉子接觸弧的增大, 磨擦起到附加的支撐作用, 轉速頻率幅值有所下降, 二、三?諧波幅值,由于附加非線性作用而明顯增加。
5.旋轉脫離與喘振
5.1旋轉脫離機理
當離心式壓縮機工況發生變化時如果流過壓縮機的量減小到一定程度, 進入葉輪或擴壓器的氣流方向發生變化, 氣流向著葉片工作面產生沖擊, 在葉片非工作面上產生很多氣流旋渦, 旋渦逐漸增多, 使流道流通面積減少。假如2 流道中旋渦較多, 多余的氣體就會進1和3葉道, 進入1 葉道的氣體正好沖擊葉片非工作面, 使旋渦減少, 而進入了葉道的氣體沖擊工作面使旋渦增多, 堵塞流道的有效流通面積, 迫使氣流折向其它流道如此發展下去, 旋渦組成的氣團轉速反向傳播, 并產生振動。
5.2旋轉失速的類型及特征
1)類型: 旋轉失速有漸進型和突變型兩種。漸進型失速是隨氣量的減小, 氣流堵塞區所占的面積是逐漸擴大的; 突變型失速是在氣量減少到一定程度后失速區迅速擴大, 占據較大面積, 更容易產生較大的氣流脈沖, 會引起強烈的機器和管道的振動。
2)特征: (1)失速區內氣體減速流動, 依次在各個葉道內出現與旋轉方向相反做環向移動, 葉輪內壓力是軸不對稱的。(2)旋轉失速產生的振動基本頻率, 葉輪失速0. 5~ 0. 8轉速頻率擴壓器失速在0. 1~ 0. 5轉速頻率。(3)壓縮進入旋轉失速后, 壓力發生脈動, 但流量基本不變。(4)旋轉失速引起的振動,強度比喘振小。
5.3喘振
喘振是突變型失速的進一步發展。當氣量進一步減小時, 壓縮機整個流量被氣體旋渦區所占據, 這時壓縮機出口壓力會突然下降。但是有較大容量的管網壓力并不會馬上下降, 出現管網氣體向壓縮機倒流現象。當管網壓力下降到低于壓縮機出口壓力時, 氣體倒流停止, 壓縮機又恢復到原來壓力后, 又會出現整個流道內的旋渦區。這樣周而復始, 出現了壓力和流量周期性的脈動, 并發出低頻吼叫, 機組產生劇烈振動。振動振幅和頻率與管網容積大小密切相關。管網容量越大, 喘振頻率越低, 振幅越大。多數大容量機組的振動頻率< 1Hz。
喘振產生的原因是:
1) 壓縮機轉速下降而出口壓力未下降;
2) 管網壓力升高;
3) 壓縮機流量下降;
4) 壓縮進氣溫度高;
5) 分子量減小;
6) 壓縮機進氣壓力下降或入口管網阻力增大。
（來源：煤化工聯盟）
