齿轮增速离心压缩机Word文件下载.docx
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转子简图如图2,转子轴承为五瓦可倾瓦轴承(图3)。
离心式压缩机防喘振试验如何做
离心式压缩机防喘振试验如何做?
为了安全起见,在压缩机并入工艺管网之前,对防喘振自动装置应当进行试验,检查其动作是否可靠,尤其是第一次起动时必须进行这种试验。
在试验之前,应研究—下压缩机的特性线,查看—下正在运行的转速下,该压缩机的喘振流量是多少,目前正在运转的流量是多少。
压缩机没有发生喘振,当然输送的流量是大于喘振流量。
然后改变防喘振流量控制阀的整定值,将流量控制整定值调整到正在运行的流量,这时防喘自动放空阀或回流阀应当自动打开。
如果未能打开,则说明自动防喘系统发生故障,要及时检查排除。
在试验时千万要注意,不要使压缩机发生喘振。
2)齿轮式多轴压缩机与单轴压缩机两种方案的比较:
a)齿轮式多轴压缩机由主电机通过联轴器直接驱动大齿轮再由大齿轮带动两根小齿轮轴,每根小齿轮轴上分别有二个或一个叶轮,由于两根小齿轮轴的转速不同,可以实现叶轮与转速的良好匹配且单级压缩比可以比较高;
单轴压缩机由主电机经齿轮箱驱动压缩机主轴,在主轴上安装了四只同方向的各级叶轮,每级叶轮的转速相同;
因此一个转速不能良好的照顾到各个叶轮的匹配。
这种结构前面段叶轮的线速度高,后面段线速度低,因而导致每级压缩比要小一些。
这就是单轴压缩机采用四级压缩而齿轮式多轴压缩机只需三级的原因。
b)齿轮式多轴压缩机一根小轴上最多带两个叶轮,轴向长度短,有利于机器布置及转子、临界转速的提高。
另外小轴上的两个叶轮属背*背形式,转子的轴向力能部分抵消。
单轴压缩机各级叶轮均朝一个方向,各叶轮的轴向力互相叠加,轴向力很大,只能*加平衡盘来平衡轴向力,且对止推轴承要求很高。
c)MAN-Turbo单轴压缩机采用内置式气体冷却器,结构紧凑,由于冷却器布置在转子的两侧,具有吸音的作用,同时单轴压缩机叶轮线速度较小,因此整机噪音较小。
由于单级压缩比小且级间有三个中冷,气体出口温度较低。
但与齿轮式多轴压缩机相比,单轴压缩机耗水量要增加不少。
d)多轴齿轮式压缩机叶轮与主轴的联接,德国ATLASCOPCO公司采用端面齿(HIRTH)联接,这种结构的特点是紧固力大,叶轮可拆卸,重复拆卸对转子的动平衡几乎无影响;
美国COOPER公司叶轮与主轴采用热套型式,属不可拆卸结构。
这一点对今后的转子维修很不利。
MAN-Turbo公司单轴压缩机由于在一根主轴上布置四只叶轮,均采用热套,也属不可拆卸结构。
该型压缩机为双轴四级等温压缩机;
压缩机的四个叶轮分别安装在两个转达速不同的小齿轮轴的两端,构成高低速两个转子;
每个叶轮与各自独立锅壳构成气流流道;
高低转子分别布置在大齿轮轴的两侧,由大齿轮带动,大齿轮轴通过齿式联轴器与电机联接。
其结构形式见图1。
二、空压机振动的特点
压缩机组在运行过程中,由于Y15测点的振动值超标,产生报警。
采集Y10~Y15测点处的转子振动、轴位移信号。
经振动数据分析,发现测点Y10、Y11处的振动值较小,并未产生明显故障。
Y12处频谱较为丰富,含较多的低频分量,但幅值很小;
Y13处频谱幅值较大,其工频分量占主要成分,其他频率分量很小。
认为转子可能存在少量的热弯曲和摩擦。
测点Y14、Y15处频谱幅值都较大,且工频分量占主要成分,其他频率分量较小。
认为转子轴承可能产生磨损,导致轴承间隙扩大,同时该转子也可能存在较大的不平衡。
一停车检修时,对空压机解体发现,三级叶轮受到严重冲刷(叶片与叶轮轮盘连接靠外缘处)。
更换三、四级叶轮和齿轮轴后,Y14、Y15明显减小,空压机运行恢复正常。
2001年4月利用装置大修,对该空压机进行了检修。
检查发现二级叶轮的钎焊有部分开裂。
更换了二级叶轮,一级叶轮和齿轮轴均为旧的,组装后进行了动平衡。
开车后正常,但运行到6月份,二级叶轮振动突然升高,且负荷对振动影响很大。
为防发生意外,停车进行了检查。
发现一、二级叶轮和口环都很脏,有水的痕迹,校动平衡时发现平衡有变化,重新平衡后开车,二级叶轮振动降下来,但对负荷变化仍很敏感。
运行到2002年6月,二级叶轮振动逐渐上升。
2002年7月,空压机二级叶轮振动明显超标,无法带正常负荷运行。
请有关专家对此进行分析,认为二级轴瓦有油膜扰动现象,建议对压缩机的轴瓦及轴瓦紧力进行检查。
对空压机检修发现,轴瓦正常,轴瓦紧力(测量轴承压盖和瓦壳的间隙,一、二、三、四级轴承均为0.06mm),既不是过盈也不是过渡,是有间隙的。
这与国内不同。
厂家未提供标准,认为是加工保证,不需检修。
振动频谱见图4(对数图谱,低频更明显)。
另外,发现内部结垢严重,特别是一、二级,叶轮上的结垢与涡壳上的垢有摩擦现象。
分析空压机振动大时采集的频谱,可以发现有以下共同的特点:
(1)工频(1X)分量占主要成分;
(2)低频(0.28X,0.36X,0.65X)分量比较丰富;
(3)有高频(2X一8X)倍频分量。
振动较大或超标时试车现象:
(1)机组有低沉的声音(低频分量);
(2)过临界转速区振动无明显升高变化。
三、原因分析
根据空压机的检修结果,通过对转子和轴承结构及参数的测量分析,认为:
1.空压机振动增大的主要原因是转子的不平衡造成的,表现在工频分量占主要成分。
叶轮被冲刷破坏,叶轮、流道的结垢也是造成转子不平衡的主要原因。
2.低频分量和高频分量的存在并不是故障,是由于转子轴承的特殊结构所致,在振动增加到一定程度后的客观特性。
首先,该空压机转子轴承是五瓦可倾瓦轴承,是为克服轴瓦的油膜震荡的缺点而发展出来的,所以低频分量并不说明油膜震荡的存在。
其次,我们测量了轴承压盖和瓦壳的间隙,发现是存在间隙的。
而且厂家也承认此处的间隙是有的(厂家认为此处间隙不需要检测,也未明确具体的标准。
与国内采取过盈或过渡配合不同)。
这种轴承的结构是径向进油润滑,轴承瓦壳有油槽和进油节流丝堵,轴承压盖和瓦壳间隙的存在,部分润滑油从此间隙处挤出,使轴承瓦壳和轴承压盖形成油膜,类似轴承的挤压油膜减振理论。
目的是增加轴承的抗振性能,提高转子过临界的稳定性。
这可以解释开车时为什么过临界时振动变化不明显的现象。
另外,当转子振动增加到一定程度时,可以认为轴承瓦壳与轴承压盖间的油膜已经不能抵抗转子的振动而受到破坏,形成了类似轴承紧力不够或轴承松动的振动特点,即:
低频分量(轴承压盖松动的特征1/2或1/3频率)、高频分量(轴承松动的特征具有以工频为基频的各次谐波)。
四、振动故障的解决
1.排除其他的振动原因,例如,异物、水气等进入叶轮的可能性,中冷器管子有无泄漏等,确定是由于转子的不平衡引起的。
2.检修空压机,清洗转子、流道、形环、口环,转子重新做动平衡。
必要时更换转子。
3.检查转子轴承有无磨损、间隙是否符合标准。
必要时更换轴承。
4.空气入口过滤器经常检查更换滤芯,延长转子结垢的周期。
尤其潮湿天气,尽量避免水分过多进入空压机。
离心压缩机喘振原因
离心式压缩机发生喘振时,转子及定子元件经受交变的动应力,级间压力失调引起强烈的振动,使密封及轴承损坏,甚至发生转子与定子元件相碰、压送的气体外泄、引起爆炸等恶性事故。
发生喘振的根本原因就是低流量,在操作中造成低流量的因素很多,归纳为以下几个方面:
(1)压缩机出口压力升高,系统压力大于出口压力,使气体流量降到喘振流量。
稳定系统压力高,造成压缩机出口憋压,气体倒流入压缩机,造成机内气体低流量。
(2)入口流量低于规定值,反飞动调节阀失灵。
在一定转数和一定气体密度下,能维持一定压力,当开、停机时气体流量少,或者放火炬阀开得过大,最容易引起压缩机入口流量低。
(3)气体密度变化,在一定转数下,离心力下降,引起出口压力及排量下降,通常误认为是抽空现象。
(4)分馏系统操作不稳致使压缩机入口气体带油(例如瓦斯罐液位、界位失灵),液体组分进入机体。
(5)汽轮机的蒸汽压力低或质量差(温度低),机组出现满负荷,转速下降。
(6)调速系统失灵,辅助系统故障,真空效率下降,机组不能额定做功。
为了有效地防止喘振,必须控制放空阀,使其流量维持在不小于整定压力所限制的流量,另外在操作中还要有具体办法:
(1)压缩气量来源变化时适当调节频率和增加反飞动量,开、停工时不放火炬,压缩机入口的气体流量小,这样就要增加反飞动量,开工时还要从稳定系统向分馏系统倒气体补充气体流量,来维持压缩机入口的流量,保证其在规定值内。
(2)加强稳定系统压力的调节,不能超压。
(3)加强对分馏系统油气分离器液位、界位的控制,加强脱水。
(4)加强压缩机出、入口的排凝,决不能让气体带油。
(5)保证汽轮机的蒸汽压力平稳,不低于设计值。
(6)反应压力高时,可打开入口放火炬阀,压缩机出口压力高时,可打开出口放火炬阀,但注意出、入口放火炬阀不能同时打开。
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