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旋轉失速與喘振是高速離心壓縮機的一種振動故障。這種故障是由于流體流動分離造成的，設備本身一般沒有明顯的結構缺陷，因而不需要停工檢修，通過調(diào)節(jié)流量即可使振動減至允許值。
當旋轉脫離進一步發(fā)展為喘振時，不僅會引起機組效率下降，而且還會對機器造成嚴重危害。喘振會導致機器內(nèi)部密封件、軸承等損壞，嚴重的甚至會導致轉子彎曲、聯(lián)軸器損壞。喘振是離心壓縮機等流體機械運行、最危險的工況之一，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，最能顯示出狀態(tài)監(jiān)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 旋轉失速的機理首先由H.W.Emmons 在1995年提出。旋轉失速的形成過程大致如下。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，氣體進入葉輪的方向β1 與葉片進口安裝角βS 一致，氣體可以平穩(wěn)地進人葉輪，如圖1(a)所示，此時，氣流相對速度為ω1，入口徑向流速為C1。當進入葉輪的氣體流量小于額定流量時，氣體進入葉輪的徑向速度減少為C1′ 氣體進入葉輪的相對速度的方向角相應的減少到β1′，因而與葉片進口安裝角βS 不相一致。此時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，進入壓縮機的氣流在各個流道中的分配并不均勻，氣流旋渦的多少也有差別。如果某道中（圖1(b) 中的流道2）氣流旋渦較多，則通過這個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，因為進入的氣體沖在葉片的凹面上，原來凹面上的氣流旋渦有一部分被沖掉，這個流道里的氣流會趨于暢通。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（稱為失速團或失速區(qū)）將沿著葉輪旋轉的相反方向輪流在各個流道內(nèi)出現(xiàn)。因為失速區(qū)在反方向傳播速度小于葉輪的旋轉速度，所以，從葉輪之外的參考系來看，失速區(qū)還是沿著葉輪旋轉方向轉動，這就是旋轉失速的機理。盡管實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(jù)。
2 旋轉失速頻率 旋轉失速區(qū)的傳播速度或失速頻率是大家比較關心的問題，因為它在診斷壓縮機的振動是否是由旋轉失速所引起的具有重要意義。對此，國內(nèi)外的科研機構除了進行大量的理論研究外，還在試驗室進行了大量的實際測試。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(qū)是先在葉片的尾部出現(xiàn)，然后向前移動，大約相對轉動20°才到達葉片的前緣。
事實上，失速區(qū)的形成是一個相當復雜的流體動力過程。失速頻率還與葉片進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（稱為沖角）大小，以及壓縮機的級數(shù)等因素有密切關系。B.F.J.Cossar 在試驗中利用在壓縮機進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(nèi)，隨壓縮機級數(shù)的增加，旋轉失速區(qū)的傳播速度逐漸接近于轉子轉速的40％。
日本振動專家白木萬博介紹，根據(jù)機器種類不同，旋轉失速區(qū)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(qū)的傳播速度可以按下面的經(jīng)驗公式計算：
式中，Q0p 為發(fā)生旋轉失速時的實際流量，Q0 為壓縮機設計工況流量，u 為轉子的周向速度。
據(jù)此公式計算出的旋轉失速區(qū)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(nèi)徑與外徑之比）對失速區(qū)的傳播速度有很大影響。大輪轂比葉輪會出現(xiàn)整個半徑方向失速，即失速區(qū)從葉片根部到葉片頂部的整個范圍內(nèi)都出現(xiàn)，稱為全半徑失速（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(qū)只占據(jù)流道長度的一部分（圖2(b)）。就失速狀態(tài)來說，全半徑失速比部分半徑失速要嚴重，即葉柵內(nèi)的流體會引起較強的壓力脈動。
3 旋轉失速的振動機理 旋轉失速在葉輪內(nèi)產(chǎn)生的壓力波動是激勵轉子發(fā)生異常振動的激勵力，激勵力的大小與氣體的分子量有關，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，由于壓力波動激勵轉子的振動頻率為ωs，其振動頻率小于轉子的角頻率ω。而從葉輪之外的坐標系來看，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，轉子的異常振動同時有ωs 和 (ω～ωs) 兩個次諧波特征頻率。
機組發(fā)生旋轉失速時，可能是在某一級葉輪上有一個氣體脫離團，也可能是在某級葉輪上存在幾個脫離團；脫離團可能在某一級葉輪上發(fā)生，也可能同時在幾級葉輪上同時發(fā)生。一般機器發(fā)生旋轉失速故障時常有兩個或兩個以上氣體脫離團。實際生產(chǎn)中，機器發(fā)生旋轉失速的角頻率ωs 參考上式，可按下式計算：
式中，ω 為轉子角頻率，N 為氣體脫離團數(shù)量，Q0p 為實際工作流量，Q0 為設計流量。
流體機械的旋轉失速故障一般來說總是存在的，但它并不一定能激勵轉子使機組發(fā)生強烈振動，只有當旋轉失速的頻率與機組的某一固有頻率耦合時，機器才有可能發(fā)生共振，出現(xiàn)危險振動。
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故障之一，是旋轉失速的進一步發(fā)展。
如圖3所示，離心式壓縮機具有這樣的特性，對于一個確定的轉速，總對應一個流量值，壓縮機效率達到點。當流量大于或小于此值時，效率都將下降。一般常以此流量的工況點為設計工況點。
壓縮機的性能曲線左邊受到喘振工況 (Qmin) 的限制，右邊受到堵塞工況 (Qmax) 的限制，在這二者之間的區(qū)域，稱為壓縮機的穩(wěn)定工況區(qū)域。穩(wěn)定工況區(qū)域的大小，是衡量壓縮機性能的重要指標。
當壓縮機在運行過程中，若因外部原因使流量不斷減小達到Qmin 值時，就會在壓縮機流道中出現(xiàn)嚴重的旋轉脫離，若氣量進一步減小時，壓縮機葉輪的整個流道被氣流旋渦區(qū)所占據(jù)，這時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(tǒng)中壓力并不馬上下降，此時會出現(xiàn)管網(wǎng)中氣體向壓縮機倒流的現(xiàn)象。當管網(wǎng)中壓力下降到低于壓縮機出口排氣壓力時，氣體倒流會停止，壓縮機又恢復向管網(wǎng)排氣。然而，因為進氣量的不足，壓縮機在出口管網(wǎng)恢復到原來的壓力以后，又會在流道內(nèi)出現(xiàn)旋渦區(qū)。如此周而復始，機組和管道內(nèi)的流量會發(fā)生周期性變化，機器進出口壓力會大幅度脈動。由于氣體在壓縮機進出口處吞吐倒流，會伴隨有巨大周期性的氣流吼聲和劇烈的機器振動，這些波動在儀表操作盤的壓力、流量、振動信號顯示等記錄中可以清楚地反映出來，在操作現(xiàn)場也可以立即覺察得到。
由喘振引起的機器振動頻率、振幅與管網(wǎng)容積大小密切相關，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：
壓縮機接近或進入喘振工況時，缸體和軸承都會發(fā)生強烈的振動，其振幅要比正常運行時大大增加，喘振頻率一般都比較低，通常為1～30Hz。
壓縮機在穩(wěn)定工況下運行時，其出口壓力和進口流量變化不大，所測得的數(shù)據(jù)在平均值附近波動，幅度很小。當接近或進入喘振工況時，出口壓力和進口流量的變化都很大，會發(fā)生周期性大幅度的脈動，有時甚至會出現(xiàn)氣體從壓縮機進口倒流的現(xiàn)象。
壓縮機在穩(wěn)定運轉時，其噪聲較小且是連續(xù)性的。當接近喘振工況時，由于整個系統(tǒng)產(chǎn)生氣流周期性的振蕩，因而在氣流管道中，氣流發(fā)出的噪聲也時高時低，產(chǎn)生周期性變化。當進入喘振工況時，噪聲增劇，甚至有爆聲出現(xiàn)。
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