压缩机滑动轴承振动故障分析

压缩机滑动轴承振动故障分析

0滑动轴承振动原油泵是一种用于提高气体压力和气体输送的机器。通过加压和提高气体压力，一些气体介质被收集，形成具有一定压力和流量的气体。广泛应用于石油、化工、冶金等领域。滑动轴承由于具有结构简单,工作平稳可靠,无噪声,承载能力强等特点,广泛应用在压缩机上。轴承性能的好坏,对“转子—轴承”系统的稳定性及机组能否正常运行具有重要意义,日常工作中,因滑动轴承振动故障导致设备停机,从而造成严重事故和重大经济损失的事情时有发生。本文以压缩机上起支撑作用的滑动轴承为研究对象,介绍了常见的因安装不当引起的轴承振动故障。1自激振动的原因一般情况下,在滑动轴承的设计、制造以及安装过程中,已经充分考虑了如何减少振动,避免共振以及加强油膜动力稳定性等问题,所以在正常工作状态下,滑动轴承的振动量级被限制在一个较低的水平。如果轴承的振动一旦超过这个水平,将预示它已产生某种故障。滑动轴承的振动按照机理可以分为强迫振动和自激振动。强迫振动主要是轴系上组件不平衡,联轴器不对中,安装不良等原因所致,其振动频率为转子的旋转频率或者是它的倍频。其振动幅值在临界转速前,随着转速的增加而增大,超过临界转速,则随着转速的增加而减小,振动的最大值出现在临界转速上。自激振动往往在某个转速下突然发生,主要是油膜涡动和油膜振动,其振动频率一般情况下大约为旋转频率的0.35~0.48之间,具有极大的危害,产生自激振动的原因主要有:1)设计制造不合适。轴承稳定性主要决定于轴承的设计制造和结构形式。设计参数不合理,制造不符合技术要求,没有采用可倾轴瓦、多油楔瓦等抗振性能好的结构等,导致轴颈在工作中受到的油膜涡动力大,造成稳定性差;2)安装维护不当。安装和维修中,轴承间隙不符合技术要求,轴瓦参数不当,轴承壳体配合过盈不足,轴承的偏心率较小,都会引起稳定性降低;3)操作运行不当。机组运行过程中,如果油温或油压不当,润滑不良时,润滑油粘度和最小油膜厚度将变化,引起轴承的工作点、油膜刚度、阻尼系数等发生变化。一般情况下,未发生油膜振荡时,油温高粘度小,轴承不易产生油膜振荡;4)状态恶化。包括轴承磨损、疲劳损坏、腐蚀、气蚀等因素。2滑动轴承的安装缺陷从现场设备故障原因的统计看,设备的安装精度不够往往是造成设备过早损坏的非常主要的原因之一,滑动轴承的安装缺陷就是最常见的一种。从图1的滑动轴承装配简图可以看到,滑动轴承在工作过程中,多个零部件之间存在配合,如若配合不当均有可能引发轴承振动,轴承安装中的主要零部件配合有以下几种情况。2.1转子用螺栓轴向接口方式设计压缩机时,出于工艺和性能的考虑,部分压缩机的轴承箱与机壳采用分体结构。与机壳分体的轴承箱的固定有两种连接方式,一种是用螺栓轴向连接在机壳上,这种连接方式适用于转子较轻、轴承跨距较小的情况。另一种是用螺栓垂直连接在独立底座上,这种连接方式适用于转子较重、轴承跨距较大的情况。与机壳分体轴承箱安装时,除了要保证轴承箱与机壳同心外,还要求轴承箱稳固连接在机壳或底座上,否则轴承会因连接刚性不足而引起机组振动。2.2与下轴承箱之间的配合在滑动轴承结构中,轴承衬套起支撑轴瓦和隔离下轴承箱的作用,材料一般为铸铁,有良好的减振效果。轴承衬套与下轴承箱之间的配合一般不会出现问题,这是因为轴承衬套自身的重量较大,稳定性好;此外,轴承衬套与下轴承箱多采用一体结构或通过点焊连接,并被轴承压盖紧紧扣住,不会产生松动滑动现象。但是,由于轴承衬套与下瓦背是曲面接触配合,往往容易出现配合面积不充分,导致下瓦在轴承衬套内松动的现象。2.3顶间隙与侧间隙轴颈在轴瓦内运行过程中,既要保证二者之间具有合适的瓦间隙,同时轴颈与轴瓦的接触面积也必须充分,否则都有可能引起机组振动。目前压缩机上常用的支承轴承有椭圆瓦轴承与可倾瓦轴承两种结构,它们各自的间隙要求是不一样的。椭圆瓦轴承的顶间隙一般取1.5%0~2%0,侧间隙取3%0~4%0,根据压缩机的型号具体选取。可倾瓦轴承的间隙由加工保证,不单独测量顶间隙与侧间隙,一般只要求给出瓦块最厚处的直径间隙。瓦间隙超差会引发轴承的油膜涡动故障,如果不及时处理,甚至会产生油膜振荡。轴颈与轴瓦接触从理论上讲是小圆与大圆的一条切线,由于转子质量挤压,轴承合金微量变形,实际上是一条轴向接触带。实际装配过程中,轴瓦与轴颈轴向接触痕迹比例应大于85%,否则其接触面会出现高的点子,这样容易导致轴承在工作时产生较大的摩擦力,引起轴瓦温度升高,轴承工作能力下降,甚至引发机组振动。2.4调整垫片与轴承的配合轴承工作时,不可避免的受到来自转子系统的振动冲击,为确保轴瓦不松动,利用轴承压盖紧紧扣在轴承上瓦上面,二者之间采用过盈配合。一般而言,轴承上瓦背与轴承压盖的预紧力不大于0.05mm,通过增减上瓦背部的调整垫片来实现。实际运行过程中,由于轴承初始安装不当或长时间运行后,轴承压盖与上瓦背之间的紧力有可能丧失,这就会导致轴瓦松动,从而引起机组振动。3运行轴承载误差的示例3.1故障源位置及现场检查情况分析轴承箱连接松动多见于轴承箱与底座或机壳采用分体结构的机组上,本案例机组为制硝酸流程中的NOx离心压缩机,额定工作转速6400r/min,轴承为可倾瓦结构。停机检修前机组运行正常,各测点振动值稳定在30μm以内。检修过程中,只是复查了轴承安装与对中找正,并揭盖清理了转子表面的铵盐积垢。检修完后,机组在启机阶段振动就偏大,随着升速振动不断加大,直至振动报警见图2。由机组的相关谱图可见(见图3~图5),NOx压缩机排气侧两测点均出现了明显的拍振波形,进一步频谱分析表明,排气侧两测点谱图上除工频成分外,1.2倍频分量也很突出,这两个相邻频率成分相互干扰,形成强烈拍振。研究拍振形成机理并结合检修过程,我们将故障源定位在了轴承安装上,事后的现场检查也验证了我们的推论。原来NOx压缩机轴承箱与压缩机机壳为立分面接触,二者之间通过10个螺栓紧固连接。工人师傅们检修完轴承箱回装时,由于疏忽大意,10个螺栓中有3个并没有拧紧,轴承箱实际上“挂”在机壳立分面上,这就导致轴承箱的刚性不足而引起机组振动。3.2机组实施过程中振动的原因轴承下瓦通过与轴承衬套的充分接触产生的摩擦力及轴瓦两侧的紧力固定在轴承箱内,一旦接触不充分,就会导致轴承下瓦松动,从而引起机组振动。本案例中机组为空分流程上的离心空压机,额定工作转速7540r/min,轴承为可倾瓦结构。机组2013年1月安装完毕后投产,投运初期排气侧振动情况良好,两测点振动值均不到20μm,但却有轻微上涨的趋势,随后的三个月内,振动不断增加,直至4月底机组因振动过大连锁停机,见图6。查看机组变大阶段的相关谱图发现(见图7~图8),空压机排气侧振动成分主要集中在工频上,再结合相位前后变化不明显的信息及轴心轨迹形态(见图9),排除了转子不平衡的因素,将重点集中在轴承安装上。事后的检修过程中发现,空压机振动原因主要是因为轴承下瓦与轴承衬套接触不充分,通过在下瓦背涂上红丹粉检测显示,实际有效接触面积不足60%。随后现场工作人员将轴承下瓦与轴承衬套间的接触高点用刮刀逐一修刮,直至二者之间的接触面积达到85%以上。经过上述整改后,机组后来一次开车成功,排气侧振动值迅速回落到20μm以内,截至发稿前运行状态仍然非常好。综上所述,我们不难看出,轴承下瓦与轴承衬套接触不充分发生在机组投产前,这就导致二者之间的摩擦力不足。机组投运后,轴承下瓦受到来自转子系统的冲击力,久而久之,当冲击力超过摩擦力时,轴承下瓦与轴承衬套会发生相对位移,继而引起机组振动。需要注意的是,在安装轴承下瓦时,下瓦两侧的过盈量应取小一些,过大的过盈量不利于轴承下瓦完全落下去与轴承衬套充分接触。3.3机组振动故障及修复由于设计不当、加工误差、运行过程中的磨损等因素,滑动轴承的瓦间隙往往容易超差,尤以瓦间隙偏大常见,下面结合一个具体案例介绍瓦间隙超差引起的机组振动。机组为制硝酸流程中的轴流压缩机,额定工作转速8000r/min,轴承为椭圆瓦结构。该机组在升速到工作转速初期就出现了间歇性振动突变,运行一天后振动开始上涨,同时振动波动现象更加频繁,波动幅度近20μm。在分析机组的波形频谱、轴心轨迹等特征图形(见图11~图13)后发现,引起机组出现振动波动的成分为0.34倍频,该成分在振动幅值上已经超过工频幅值,这是一起典型的低频自激振动故障,符合此类振动特征的故障有气流扰动和轴承工作不良两种可能。由于气流扰动现象对机组工艺负荷变化比较敏感,现场工作人员通过改变静叶角度调节轴流压缩机的负荷,但调整前后振动变化并不明显。而在降低机组轴承进油温度的过程中,压缩机排气侧两测点振动值均出现了下降,这显然与轴承工作不良的故障特征一致,由此我们将机组的故障原因锁定在轴承上。随后的停机检查完全验证了我们的结论,该轴承轴瓦顶间隙严重超差,实测0.32mm,远大于0.18~0.23mm的设计值,机组振动故障实际上是由于瓦间隙过大而引起的油膜涡动(油膜振荡)。由于现场没有备瓦,只能对旧瓦进行修复,修复工作包括两方面:1)磨削原轴承上瓦中分面,使轴瓦顶间隙降低到设计要求;2)缩小巴氏合金宽度,在车床上加工出一条宽20mm,深1mm的环形槽(见图14),增加轴承的比压,提高轴承的稳定性。轴承修复后再次开机,达到额定工作状态后,排气侧振动值均不超过17μm,振动突变和不稳定现象消失,运行状态非常平稳。3.4振动现象分析目前的轴瓦基本都是加工而成,轴瓦与轴颈之间的配合通过加工精度来保证,一般不需要通过刮瓦来实现。但在实际生产加工环节,由于加工误差导致轴瓦与轴颈接触不充分的现象时有发生,下面是一起发生在合成气压缩机上的该类型故障。机组为空分流程上的合成气压缩机,最高工作转速13000r/min,轴承为可倾瓦结构。该设备在用户现场安装调试完,试车升速到12500r/min时,6304X,6304Y两测点振动并不大,但出现了一定幅度的振动波动,接下来微调转速的过程中振动突然变大,一度接近连锁跳车值,随着转速的稳定振动值最终回落到之前的振动状态,见图15。上述现象表现出机组运行状态不稳定,振动值与转速调节关系非常密切。为此,专门提取了机组在振动突跳时刻的特征图形(见图16~图18),通过分析发现,引起机组振动变大的激振频率为0.37倍频,此频率成分占据了90%以上的振动幅值,原本应占据主导地位的工频及其倍频几乎看不到,这也是一起低频自激振动故障,同样应从气流扰动与轴承工作不良两方面进行故障排查。现场操作人员随后调节了压缩机工况,机组振动无明显变化,排除了机组出现气流扰动的可能,怀疑重点转移到轴承安装上。虽然同为轴承低频振动故障,但此机组的频谱振动特性与油膜涡动故障特征不相符,因此可以排除因轴承间隙不当引发油膜涡动故障的可能。现场工作人员后来全面检查了轴承安装,最终找到了引起机组振动的根源,原来该轴承的可倾瓦块与轴颈之间的接触不充分,致使轴颈在轴承内的运行状态不稳定。当转子处于高速运行时,突然的转速改变会加剧轴承运行状态的不稳定,继而引起机组振动。接下来对轴承故障进行了治理,为了确保轴瓦与轴颈充分接触,特意将可倾瓦块拆下来放在与轴颈同尺寸的假轴上配研,使之达到装配要求,之后机组便顺利的开起来了,进气侧两测点振动稳定在8μm,振动波动现象也随之消失。3.5机组振动变轴瓦紧力是指轴承压盖施加在轴瓦上的预紧力,适当的轴瓦紧力能将轴承牢牢固定在轴承箱内,确保转子平稳运行。轴瓦紧力不足会导致压缩机出现振动故障,这也是引起压缩机出现振动故障最常见的原因之一,下面是一起轴瓦紧力不足案例。机组同样为制硝酸流程中的NOx压缩机,额定工作转速10250r/min,轴承为可倾瓦结构。投运初期该机组进气侧两测点振动值就偏大,保持在50μm左右,2013年9月27日两测点振动值突然开始缓慢变大,一个星期后达到连锁停机值而跳车。分析机组振动变大时的相关特征谱图(见图20~图22),两测点波形周期性非常明显,振动成分几乎都集中在一倍频上,轴心轨迹呈扁长椭圆形,这是轴瓦紧力丧失的典型特征。事后的轴承开盖检查也证实了这一判断,压铅丝测量显示该轴瓦的紧力几乎没有,同时在瓦背上的调整垫片之间发现了一些细小的颗粒。原来当初安装轴承时,钳工师傅没有按照安装要求清洗调整垫片,直接将夹杂着颗粒的垫片放进瓦背里,这就导致测量轴瓦紧力时的数据不真实,轴承实际上是在轴瓦紧力不足的情况下工作,这也是机组在投运初期振动偏大的原因,在这样的高振动状态运行一段时间后,调整垫片里的颗粒分布出现了一些变化,轴瓦紧力进一步丧失,振动状态随之更加恶化。整改工作随后展开,首先将垫片里厚度不足0.05mm的薄垫片取出,用0.1mm以上的厚垫片取代,然后把这些垫片放进汽油里浸泡,并逐片清洗,接下来通过压铅丝法给轴瓦施加紧力,将轴瓦紧力控制在0.05mm左右。之后的开车过程非常顺利,机组进气侧两测点振动值迅速下降到25μm左右,并平稳运行至今。4滑动轴承故障分析及维护建议压缩机由于其转子系统的复杂性,支承条件的特殊性和存在多种非线性因素影响,因而在工作中经常