【壓縮機網(wǎng)】前言
旋轉失速與喘振是高速離心壓縮機特有的一種振動(dòng)故障。這種故障是由于流體流動(dòng)分離造成的，設備本身一般沒(méi)有明顯的結構缺陷，因而不需要停工檢修，通過(guò)調節流量即可使振動(dòng)減至允許值。
當旋轉脫離進(jìn)一步發(fā)展為喘振時(shí)，不僅會(huì )引起機組效率下降，而且還會(huì )對機器造成嚴重危害。喘振會(huì )導致機器內部密封件、軸承等損壞，嚴重的甚至會(huì )導致轉子彎曲、聯(lián)軸器損壞。喘振是離心壓縮機等流體機械運行z*惡劣、z*危險的工況之一，對機器危害很大。對這種危害性極大但又不需要停機即可處理的故障，z*能顯示出狀態(tài)監測與故障診斷工作的作用與效益。
一、旋轉失速的機理與特征
1．旋轉失速
旋轉失速的機理s*先由H.W.Emmons在1995年提出。旋轉失速的形成過(guò)程大致如下：離心壓縮機的葉輪結構、尺寸都是按額定流量設計的，當壓縮機在正常流量下工作時(shí)，氣體進(jìn)入葉輪的方向β1與葉片進(jìn)口安裝角βS一致，氣體可以平穩地進(jìn)入葉輪，如圖1(a)所示，此時(shí)，氣流相對速度為ω1，入口徑向流速為C1。當進(jìn)人葉輪的氣體流量小于額定流量時(shí)，氣體進(jìn)入葉輪的徑向速度減少為C1′氣體進(jìn)人葉輪的相對速度的方向角相應的減少到β1′，因而與葉片進(jìn)口安裝角βS不相一致。此時(shí)氣體將沖擊葉片的工作面（凸面），在葉片的凹面附近形成氣流旋渦，旋渦逐漸增多使流道有效流通面積減小。由于制造、安裝維護或運行工況等方面的原因，進(jìn)入壓縮機的氣流在各個(gè)流道中的分配并不均勻，氣流旋渦的多少也有差別。如果某一流道中［圖1（b）中的流道2］氣流旋渦較多，則通過(guò)這個(gè)流道的氣量就要減少，多余的氣量將轉向鄰近流道（流道1和3)。在折向前面的流道（流道1)時(shí)，因為進(jìn)入的氣體沖在葉片的凹面上，原來(lái)凹面上的氣流旋渦有一部分被沖掉，這個(gè)流道里的氣流會(huì )趨于暢通。而折向后面流道（流道3)的氣流則沖在葉片的凸面上，使得葉片凹面處的氣流產(chǎn)生更多的旋渦，堵塞了流道的有效流通面積，迫使流道中的氣流又折向鄰近的流道。如此輪番發(fā)展，由旋渦組成的氣流堵塞團（稱(chēng)為失速團或失速區）將沿著(zhù)葉輪旋轉的相反方向輪流在各個(gè)流道內出現。因為失速區在反方向傳播速度小于葉輪的旋轉速度，所以，從葉輪之外的絕對參考系來(lái)看，失速區還是沿著(zhù)葉輪旋轉方向轉動(dòng)，這就是旋轉失速的機理。盡管實(shí)際氣流情況比較復雜，但H . W . Emmons提出的旋轉失速機理還是為后人的研究工作提供了依據（如圖1）。
2．旋轉失速頻率
旋轉失速區的傳播速度或失速頻率是大家比較關(guān)心的問(wèn)題，因為它在診斷壓縮機的振動(dòng)是否是由旋轉失速所引起的具有重要意義。
對此，國內外的科研機構除了進(jìn)行大量的理論研究外，還在試驗室進(jìn)行了大量的實(shí)際測試。B. F. J.Cossar等人在軸流壓縮機上做了大量測試，結果表明，旋轉失速區是先在葉片的尾部出現，然后向級前移動(dòng)，大約相對轉動(dòng)20°才到達葉片的前緣。
事實(shí)上，失速區的形成是一個(gè)相當復雜的流體動(dòng)力過(guò)程。失速頻率還與葉片進(jìn)口氣流是否存在畸變、入口氣流方向角β1與葉片入口安裝角βS之間的差值（稱(chēng)為沖角）大小以及壓縮機的級數等因素有密切關(guān)系。B. F. J . Cossar在試驗中利用在壓縮機進(jìn)口處安裝低孔率金屬絲網(wǎng)的方法，測得失速頻率為轉速頻率的1/2，與理論研究計算的失速頻率為轉速頻率的1/3有一定差異。
N.A. Cumpsty的試驗模型指出，旋轉失速頻率在轉速頻率的1／5～1／2的范圍內，隨縮機級數的增加，旋轉失速區的傳播速度逐漸接近于轉子轉速的40％。
日本振動(dòng)專(zhuān)家白木萬(wàn)博介紹，根據機器種類(lèi)不同，旋轉失速區傳播速度為轉子轉速的0.2～0.5。意大利NUOVO PIGNOVE公司的壓縮機組在我國石化行業(yè)應用較多，該公司對于按他們圖紙制造的在大化肥尿素裝置使用CO2壓縮機，提出旋轉失速區的傳播速度可以按下面的經(jīng)驗公式計算：
式中：Q0p—發(fā)生旋轉失速時(shí)的實(shí)際流量；
Q0—壓縮機設計工況流量；
U—轉子的周向速度(如圖2)。
據此公式計算出的旋轉失速區傳播速度約為轉子旋轉速度的0.3～0.45。
另外，輪轂比（即葉輪流道的內徑與外徑之比）對失速區的傳播速度有很大影響。大輪轂比葉輪會(huì )出現整個(gè)半徑方向失速，即失速區從葉片根部到葉片頂部的整個(gè)范圍內都出現，稱(chēng)為全半徑失速〔圖2 (a)〕小輪轂比葉輪一般只在半徑方向上的部分失速，即失速區只占據流道長(cháng)度的一部分[圖2(b）］。就失速狀態(tài)來(lái)說(shuō)，全半徑失速比部分半徑失速要嚴重，即葉柵內的流體會(huì )引起較強的壓力脈動(dòng)。
3．旋轉失速的振動(dòng)機理
旋轉失速在葉輪內產(chǎn)生的壓力波動(dòng)是激勵轉子發(fā)生異常振動(dòng)的激勵力，激勵力的大小與氣體的分子量有關(guān)。如果氣體的分子量較大，激勵力也較大，對機器的運行影響也就比較大。
從固定于葉輪上的相對坐標系來(lái)看，旋轉脫離團以角頻率ωs在機器流道間傳播，由于壓力波動(dòng)激勵轉子的振動(dòng)頻率為ωs，其振動(dòng)頻率小于轉子的角頻率ω。而從葉輪之外的絕對坐標系來(lái)看，旋轉脫離團是以（ω～ωs)的頻率旋轉的，其方向與轉子的旋轉方向相同因此，流體機械發(fā)生旋轉失速時(shí)，轉子的異常振動(dòng)同時(shí)有ωs和（ω～ωs）兩個(gè)次諧波特征頻率。
機組發(fā)生旋轉失速時(shí)，可能是在某一級葉輪上有一個(gè)氣體脫離團，也可能是在某級葉輪上存在幾個(gè)脫離團；脫離團可能在某一級葉輪上發(fā)生，也可能同時(shí)在幾級葉輪上同時(shí)發(fā)生。一般機器發(fā)生旋轉失速故障時(shí)常有兩個(gè)或兩個(gè)以上氣體脫離團。實(shí)際生產(chǎn)中，機器發(fā)生旋轉失速的角頻率ωs參考式(1-1)，可按下式計算：
式中：ω—轉子角頻率；
N—氣體脫離團數量；
Q0p—實(shí)際工作流量；
Q0—設計流量。
流體機械的旋轉失速故障一般來(lái)說(shuō)總是存在的，但它并不一定能激勵轉子使機組發(fā)生強烈振動(dòng)，只有當旋轉失速的頻率與機組的某一固有頻率耦合時(shí)，機器才有可能發(fā)生共振，出現危險振動(dòng)。
二、喘振的機理與故障特征
1．喘振
喘振是離心式和軸流式壓縮機運行中的常見(jiàn)故障之一，是旋轉失速的進(jìn)一步發(fā)展。
如圖3所示，離心式壓縮機具有這樣的特性，對于一個(gè)確定的轉速，總對應一個(gè)流量值，壓縮機效率達到z*高點(diǎn)。當流量大于或小于此值時(shí)，效率都將下降。一般常以此流量的工況點(diǎn)為設計工況點(diǎn)。
壓縮機的性能曲線(xiàn)左邊受到喘振工況（Qmin )的限制，右邊受到堵塞工況（Qmax）的限制，在這二者之間的區域，稱(chēng)為壓縮機的穩定工況區域。穩定工況區域的大小，是衡量壓縮機性能的重要指標（如圖3）。
當壓縮機在運行過(guò)程中，若因外部原因使流量不斷減小達到Qmin值時(shí)，就會(huì )在壓縮機流道中出現嚴重的旋轉脫離，若氣量進(jìn)一步減小時(shí)，壓縮機葉輪的整個(gè)流道被氣流旋渦區所占據，這時(shí)壓縮機的出口壓力將突然下降。但是，壓縮機出口所連接的較大容量的管網(wǎng)系統中壓力并不馬上下降，此時(shí)會(huì )出現管網(wǎng)中氣體向壓縮機倒流的現象。當管網(wǎng)中壓力下降到低于壓縮機出口排氣壓力時(shí)，氣體倒流會(huì )停止，壓縮機又恢復向管網(wǎng)排氣。然而，因為進(jìn)氣量的不足，壓縮機在出口管網(wǎng)恢復到原來(lái)的壓力以后，又會(huì )在流道內出現旋渦區。如此周而復始，機組和管道內的流量會(huì )發(fā)生周期性變化，機器進(jìn)出口壓力會(huì )大幅度脈動(dòng)。由于氣體在壓縮機進(jìn)出口處吞吐倒流，會(huì )伴隨有巨大周期性的氣流吼聲和劇烈的機器振動(dòng)，這些波動(dòng)在儀表操作盤(pán)的壓力、流量、振動(dòng)信號顯示、記錄中可以清楚地反映出來(lái)，在操作現場(chǎng)也可以立即覺(jué)察得到。
由喘振引起的機器振動(dòng)頻率、振幅與管網(wǎng)容積大小密切相關(guān)，管網(wǎng)容積越大，喘振頻率越低，振幅越大。一些機器的排氣管網(wǎng)容量非常大，此時(shí)喘振頻率甚至小于1Hz。
2．喘振的故障特征
壓縮機發(fā)生喘振的主要特征如下：
?。?）壓縮機接近或進(jìn)入喘振工況時(shí)，缸體和軸承都會(huì )發(fā)生強烈的振動(dòng)，其振幅要比正常運行時(shí)大大增加，喘振頻率，一般都比較低，通常為1～30Hz。
?。?）壓縮機在穩定工況下運行時(shí)，其出口壓力和進(jìn)口流量變化不大，所測得的數據在平均值附近波動(dòng)，幅度很小。當接近或進(jìn)入喘振工況時(shí)，出口壓力和進(jìn)口流量的變化都很大，會(huì )發(fā)生周期性大幅度的脈動(dòng)，有時(shí)甚至會(huì )出現氣體從壓縮機進(jìn)口倒流的現象。
?。?）壓縮機在穩定運轉時(shí)，其噪聲較小且是連續性的。當接近喘振工況時(shí)，由于整個(gè)系統產(chǎn)生氣流周期性的振蕩，因而在氣流管道中，氣流發(fā)出的噪聲也時(shí)高時(shí)低，產(chǎn)生周期性變化。當進(jìn)入喘振工況時(shí)，噪聲增劇，甚至有爆聲出現。
三、旋轉失速與喘振的診斷
旋轉失速與喘振故障的診斷依據請詳見(jiàn)表1和表2。
當機器的旋轉脫離團激勵轉子發(fā)生旋轉失速時(shí)，旋轉失速角頻率ωs≈1/2ω，因而ωs有可能由于接近轉子的固有頻率而發(fā)生共振。另一方面，旋轉失速的振動(dòng)特征往往由于ωs≈1/2 ω，而易與油膜渦動(dòng)或油膜振蕩故障混淆，給診斷工作造成困難。在此提出這兩種不同故障的甄別方法如表3所示。
四、旋轉失速與喘振的故障原因與治理措施
旋轉失速與喘振的故障原因與治理措施如表4所示。
五、診斷實(shí)例
例1：某廠(chǎng)的一臺壓縮機是生產(chǎn)的關(guān)鍵設備，因生產(chǎn)過(guò)程工藝條件的改變，氣體流量由正常生產(chǎn)時(shí)的29.6km3/h降至28km3/h時(shí)，機組發(fā)生異常振動(dòng)，呈危險報警狀態(tài)。其工作轉速為13825r/ min時(shí)，振動(dòng)信號的頻譜圖及軸心軌跡如圖4和圖5所示。
診斷分析：
機組振動(dòng)基頻為f＝13825÷60＝230.4Hz。
為進(jìn)行故障分析，將圖4中主要諧波列出如表5所示：
分析可知，頻率57.6Hz是由4個(gè)旋轉脫離團形成的特征峰值，即fS＝f/4＝57.6Hz。其他各次諧波分別為倍頻成分及和頻與差頻組合頻率。
診斷意見(jiàn)：該壓縮機是在流量低于正常條件的非設計工況下運行，其軸心軌跡紊亂，呈不規則狀態(tài)，但其頻譜中有明顯成對出現的次諧波以及組合頻率等。該機組的工作轉速基頻為：f=230.4Hza，旋轉失誤頻率fS=57.6Hz ,它是由4個(gè)氣體脫離團形成的特征峰值，其成對出現的特征頻率為：f-fS＝230.4-57.6=172.8Hz和f+ fS＝203.4+57.6＝287.9Hz；其余各諧波為具有非線(xiàn)性特征的組合頻率。根據以上主要癥兆，診斷該機組的異常振動(dòng)原因為旋轉失速。
治理措施：建議打開(kāi)回流閥，增加壓縮機入口流量，以消除旋轉失速。
生產(chǎn)驗證：打開(kāi)回流閥后，頻率為57.6Hz、115.2Hz及172.8Hz，287.9Hz的各次諧波全部消失，機組運行平穩，恢復正常運行。
【壓縮機網(wǎng)】前言
旋轉失速與喘振是高速離心壓縮機特有的一種振動(dòng)故障。這種故障是由于流體流動(dòng)分離造成的，設備本身一般沒(méi)有明顯的結構缺陷，因而不需要停工檢修，通過(guò)調節流量即可使振動(dòng)減至允許值。
當旋轉脫離進(jìn)一步發(fā)展為喘振時(shí)，不僅會(huì )引起機組效率下降，而且還會(huì )對機器造成嚴重危害。喘振會(huì )導致機器內部密封件、軸承等損壞，嚴重的甚至會(huì )導致轉子彎曲、聯(lián)軸器損壞。喘振是離心壓縮機等流體機械運行z*惡劣、z*危險的工況之一，對機器危害很大。對這種危害性極大但又不需要停機即可處理的故障，z*能顯示出狀態(tài)監測與故障診斷工作的作用與效益。
一、旋轉失速的機理與特征
1．旋轉失速
旋轉失速的機理s*先由H.W.Emmons在1995年提出。旋轉失速的形成過(guò)程大致如下：離心壓縮機的葉輪結構、尺寸都是按額定流量設計的，當壓縮機在正常流量下工作時(shí)，氣體進(jìn)入葉輪的方向β1與葉片進(jìn)口安裝角βS一致，氣體可以平穩地進(jìn)入葉輪，如圖1(a)所示，此時(shí)，氣流相對速度為ω1，入口徑向流速為C1。當進(jìn)人葉輪的氣體流量小于額定流量時(shí)，氣體進(jìn)入葉輪的徑向速度減少為C1′氣體進(jìn)人葉輪的相對速度的方向角相應的減少到β1′，因而與葉片進(jìn)口安裝角βS不相一致。此時(shí)氣體將沖擊葉片的工作面（凸面），在葉片的凹面附近形成氣流旋渦，旋渦逐漸增多使流道有效流通面積減小。由于制造、安裝維護或運行工況等方面的原因，進(jìn)入壓縮機的氣流在各個(gè)流道中的分配并不均勻，氣流旋渦的多少也有差別。如果某一流道中［圖1（b）中的流道2］氣流旋渦較多，則通過(guò)這個(gè)流道的氣量就要減少，多余的氣量將轉向鄰近流道（流道1和3)。在折向前面的流道（流道1)時(shí)，因為進(jìn)入的氣體沖在葉片的凹面上，原來(lái)凹面上的氣流旋渦有一部分被沖掉，這個(gè)流道里的氣流會(huì )趨于暢通。而折向后面流道（流道3)的氣流則沖在葉片的凸面上，使得葉片凹面處的氣流產(chǎn)生更多的旋渦，堵塞了流道的有效流通面積，迫使流道中的氣流又折向鄰近的流道。如此輪番發(fā)展，由旋渦組成的氣流堵塞團（稱(chēng)為失速團或失速區）將沿著(zhù)葉輪旋轉的相反方向輪流在各個(gè)流道內出現。因為失速區在反方向傳播速度小于葉輪的旋轉速度，所以，從葉輪之外的絕對參考系來(lái)看，失速區還是沿著(zhù)葉輪旋轉方向轉動(dòng)，這就是旋轉失速的機理。盡管實(shí)際氣流情況比較復雜，但H . W . Emmons提出的旋轉失速機理還是為后人的研究工作提供了依據（如圖1）。
2．旋轉失速頻率
旋轉失速區的傳播速度或失速頻率是大家比較關(guān)心的問(wèn)題，因為它在診斷壓縮機的振動(dòng)是否是由旋轉失速所引起的具有重要意義。
對此，國內外的科研機構除了進(jìn)行大量的理論研究外，還在試驗室進(jìn)行了大量的實(shí)際測試。B. F. J.Cossar等人在軸流壓縮機上做了大量測試，結果表明，旋轉失速區是先在葉片的尾部出現，然后向級前移動(dòng)，大約相對轉動(dòng)20°才到達葉片的前緣。
事實(shí)上，失速區的形成是一個(gè)相當復雜的流體動(dòng)力過(guò)程。失速頻率還與葉片進(jìn)口氣流是否存在畸變、入口氣流方向角β1與葉片入口安裝角βS之間的差值（稱(chēng)為沖角）大小以及壓縮機的級數等因素有密切關(guān)系。B. F. J . Cossar在試驗中利用在壓縮機進(jìn)口處安裝低孔率金屬絲網(wǎng)的方法，測得失速頻率為轉速頻率的1/2，與理論研究計算的失速頻率為轉速頻率的1/3有一定差異。
N.A. Cumpsty的試驗模型指出，旋轉失速頻率在轉速頻率的1／5～1／2的范圍內，隨縮機級數的增加，旋轉失速區的傳播速度逐漸接近于轉子轉速的40％。
日本振動(dòng)專(zhuān)家白木萬(wàn)博介紹，根據機器種類(lèi)不同，旋轉失速區傳播速度為轉子轉速的0.2～0.5。意大利NUOVO PIGNOVE公司的壓縮機組在我國石化行業(yè)應用較多，該公司對于按他們圖紙制造的在大化肥尿素裝置使用CO2壓縮機，提出旋轉失速區的傳播速度可以按下面的經(jīng)驗公式計算：
式中：Q0p—發(fā)生旋轉失速時(shí)的實(shí)際流量；
Q0—壓縮機設計工況流量；
U—轉子的周向速度(如圖2)。
據此公式計算出的旋轉失速區傳播速度約為轉子旋轉速度的0.3～0.45。
另外，輪轂比（即葉輪流道的內徑與外徑之比）對失速區的傳播速度有很大影響。大輪轂比葉輪會(huì )出現整個(gè)半徑方向失速，即失速區從葉片根部到葉片頂部的整個(gè)范圍內都出現，稱(chēng)為全半徑失速〔圖2 (a)〕小輪轂比葉輪一般只在半徑方向上的部分失速，即失速區只占據流道長(cháng)度的一部分[圖2(b）］。就失速狀態(tài)來(lái)說(shuō)，全半徑失速比部分半徑失速要嚴重，即葉柵內的流體會(huì )引起較強的壓力脈動(dòng)。
3．旋轉失速的振動(dòng)機理
旋轉失速在葉輪內產(chǎn)生的壓力波動(dòng)是激勵轉子發(fā)生異常振動(dòng)的激勵力，激勵力的大小與氣體的分子量有關(guān)。如果氣體的分子量較大，激勵力也較大，對機器的運行影響也就比較大。
從固定于葉輪上的相對坐標系來(lái)看，旋轉脫離團以角頻率ωs在機器流道間傳播，由于壓力波動(dòng)激勵轉子的振動(dòng)頻率為ωs，其振動(dòng)頻率小于轉子的角頻率ω。而從葉輪之外的絕對坐標系來(lái)看，旋轉脫離團是以（ω～ωs)的頻率旋轉的，其方向與轉子的旋轉方向相同因此，流體機械發(fā)生旋轉失速時(shí)，轉子的異常振動(dòng)同時(shí)有ωs和（ω～ωs）兩個(gè)次諧波特征頻率。
機組發(fā)生旋轉失速時(shí)，可能是在某一級葉輪上有一個(gè)氣體脫離團，也可能是在某級葉輪上存在幾個(gè)脫離團；脫離團可能在某一級葉輪上發(fā)生，也可能同時(shí)在幾級葉輪上同時(shí)發(fā)生。一般機器發(fā)生旋轉失速故障時(shí)常有兩個(gè)或兩個(gè)以上氣體脫離團。實(shí)際生產(chǎn)中，機器發(fā)生旋轉失速的角頻率ωs參考式(1-1)，可按下式計算：
式中：ω—轉子角頻率；
N—氣體脫離團數量；
Q0p—實(shí)際工作流量；
Q0—設計流量。
流體機械的旋轉失速故障一般來(lái)說(shuō)總是存在的，但它并不一定能激勵轉子使機組發(fā)生強烈振動(dòng)，只有當旋轉失速的頻率與機組的某一固有頻率耦合時(shí)，機器才有可能發(fā)生共振，出現危險振動(dòng)。
二、喘振的機理與故障特征
1．喘振
喘振是離心式和軸流式壓縮機運行中的常見(jiàn)故障之一，是旋轉失速的進(jìn)一步發(fā)展。
如圖3所示，離心式壓縮機具有這樣的特性，對于一個(gè)確定的轉速，總對應一個(gè)流量值，壓縮機效率達到z*高點(diǎn)。當流量大于或小于此值時(shí)，效率都將下降。一般常以此流量的工況點(diǎn)為設計工況點(diǎn)。
壓縮機的性能曲線(xiàn)左邊受到喘振工況（Qmin )的限制，右邊受到堵塞工況（Qmax）的限制，在這二者之間的區域，稱(chēng)為壓縮機的穩定工況區域。穩定工況區域的大小，是衡量壓縮機性能的重要指標（如圖3）。
當壓縮機在運行過(guò)程中，若因外部原因使流量不斷減小達到Qmin值時(shí)，就會(huì )在壓縮機流道中出現嚴重的旋轉脫離，若氣量進(jìn)一步減小時(shí)，壓縮機葉輪的整個(gè)流道被氣流旋渦區所占據，這時(shí)壓縮機的出口壓力將突然下降。但是，壓縮機出口所連接的較大容量的管網(wǎng)系統中壓力并不馬上下降，此時(shí)會(huì )出現管網(wǎng)中氣體向壓縮機倒流的現象。當管網(wǎng)中壓力下降到低于壓縮機出口排氣壓力時(shí)，氣體倒流會(huì )停止，壓縮機又恢復向管網(wǎng)排氣。然而，因為進(jìn)氣量的不足，壓縮機在出口管網(wǎng)恢復到原來(lái)的壓力以后，又會(huì )在流道內出現旋渦區。如此周而復始，機組和管道內的流量會(huì )發(fā)生周期性變化，機器進(jìn)出口壓力會(huì )大幅度脈動(dòng)。由于氣體在壓縮機進(jìn)出口處吞吐倒流，會(huì )伴隨有巨大周期性的氣流吼聲和劇烈的機器振動(dòng)，這些波動(dòng)在儀表操作盤(pán)的壓力、流量、振動(dòng)信號顯示、記錄中可以清楚地反映出來(lái)，在操作現場(chǎng)也可以立即覺(jué)察得到。
由喘振引起的機器振動(dòng)頻率、振幅與管網(wǎng)容積大小密切相關(guān)，管網(wǎng)容積越大，喘振頻率越低，振幅越大。一些機器的排氣管網(wǎng)容量非常大，此時(shí)喘振頻率甚至小于1Hz。
2．喘振的故障特征
壓縮機發(fā)生喘振的主要特征如下：
?。?）壓縮機接近或進(jìn)入喘振工況時(shí)，缸體和軸承都會(huì )發(fā)生強烈的振動(dòng)，其振幅要比正常運行時(shí)大大增加，喘振頻率，一般都比較低，通常為1～30Hz。
?。?）壓縮機在穩定工況下運行時(shí)，其出口壓力和進(jìn)口流量變化不大，所測得的數據在平均值附近波動(dòng)，幅度很小。當接近或進(jìn)入喘振工況時(shí)，出口壓力和進(jìn)口流量的變化都很大，會(huì )發(fā)生周期性大幅度的脈動(dòng)，有時(shí)甚至會(huì )出現氣體從壓縮機進(jìn)口倒流的現象。
?。?）壓縮機在穩定運轉時(shí)，其噪聲較小且是連續性的。當接近喘振工況時(shí)，由于整個(gè)系統產(chǎn)生氣流周期性的振蕩，因而在氣流管道中，氣流發(fā)出的噪聲也時(shí)高時(shí)低，產(chǎn)生周期性變化。當進(jìn)入喘振工況時(shí)，噪聲增劇，甚至有爆聲出現。
三、旋轉失速與喘振的診斷
旋轉失速與喘振故障的診斷依據請詳見(jiàn)表1和表2。
當機器的旋轉脫離團激勵轉子發(fā)生旋轉失速時(shí)，旋轉失速角頻率ωs≈1/2ω，因而ωs有可能由于接近轉子的固有頻率而發(fā)生共振。另一方面，旋轉失速的振動(dòng)特征往往由于ωs≈1/2 ω，而易與油膜渦動(dòng)或油膜振蕩故障混淆，給診斷工作造成困難。在此提出這兩種不同故障的甄別方法如表3所示。
四、旋轉失速與喘振的故障原因與治理措施
旋轉失速與喘振的故障原因與治理措施如表4所示。
五、診斷實(shí)例
例1：某廠(chǎng)的一臺壓縮機是生產(chǎn)的關(guān)鍵設備，因生產(chǎn)過(guò)程工藝條件的改變，氣體流量由正常生產(chǎn)時(shí)的29.6km3/h降至28km3/h時(shí)，機組發(fā)生異常振動(dòng)，呈危險報警狀態(tài)。其工作轉速為13825r/ min時(shí)，振動(dòng)信號的頻譜圖及軸心軌跡如圖4和圖5所示。
診斷分析：
機組振動(dòng)基頻為f＝13825÷60＝230.4Hz。
為進(jìn)行故障分析，將圖4中主要諧波列出如表5所示：
分析可知，頻率57.6Hz是由4個(gè)旋轉脫離團形成的特征峰值，即fS＝f/4＝57.6Hz。其他各次諧波分別為倍頻成分及和頻與差頻組合頻率。
診斷意見(jiàn)：該壓縮機是在流量低于正常條件的非設計工況下運行，其軸心軌跡紊亂，呈不規則狀態(tài)，但其頻譜中有明顯成對出現的次諧波以及組合頻率等。該機組的工作轉速基頻為：f=230.4Hza，旋轉失誤頻率fS=57.6Hz ,它是由4個(gè)氣體脫離團形成的特征峰值，其成對出現的特征頻率為：f-fS＝230.4-57.6=172.8Hz和f+ fS＝203.4+57.6＝287.9Hz；其余各諧波為具有非線(xiàn)性特征的組合頻率。根據以上主要癥兆，診斷該機組的異常振動(dòng)原因為旋轉失速。
治理措施：建議打開(kāi)回流閥，增加壓縮機入口流量，以消除旋轉失速。
生產(chǎn)驗證：打開(kāi)回流閥后，頻率為57.6Hz、115.2Hz及172.8Hz，287.9Hz的各次諧波全部消失，機組運行平穩，恢復正常運行。
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