1.1基本结构
DHP40-16离心式压缩机的基本结构是由四级压缩机和一主体变速箱安装在一起，呈一整体双H型结构。动力由一台T1800-4/ 1180同步电机提供，电机通过齿式联轴器与主机相联，驱动齿轮箱中央大齿轮，大齿轮在水平方向左右二侧各与一个转子上的小齿轮啮合，一二级转子两端各安装一个半开式叶轮，三四级转子两端各安一个闭式叶轮，各级叶轮与各自的蜗壳形成一级压缩机，一，二，三，四级压缩机通过中间水冷器依次相连，压缩机结构十分紧凑，每台水冷却器气体出口温度设计值为40℃，使压缩机整体压缩过程趋于等温压缩，提高了压缩机效率。
电机轴承和压缩机各级轴承都采用压力润滑方式，由中央润滑油站集中供油。为使回油通畅，在润滑油站上方安装排油烟风机，在整个回油管路上形成一定真空度，并将润滑过程中产生的烟气排向室外。
压缩机共六付轴承均采用可倾瓦轴承，各级轴承在平衡盘径向上分别安装二个测振探头，用计算机对各级转子轴承处的振动值进行在线分析监测和记录，振动值大到一定数值自动报警，振动值过大时自动联锁停机。各级轴承的油封和各级压缩机的气封都是齿式迷宫密封。
1.2主要工作参数
压缩机型号：DHP40-16流量：Q=220Nm3 /min进气压力P1=0.087MPa（绝对压力）
出气压力P2=0.897MPa（绝对压力）
压缩介质：空气出气温度：T≤40℃一二级转子转速：D12=20307rpm三四级转子转速：D34=19555rpm电机型号：T1800-4/1180电机功率：P=1800KW电机转速：1500rpm 2压缩机的主要质量问题
此台压缩机是我厂空压空分装置的核心设备，而空压空分装置能否运行正常关系到炼油厂能否生产运行。所以在基础检查，设备解体检查，设备就位安装等各道工序中，我们工程技术人员都十分重视，严格把关，采用的大部分技术标准都比设计标准高出一个等级，所以在安装方面不存在任何质量问题。但在试运过程中共发现有如下质量问题：2.1一二级转子振动值严重超标一二级转子在轴颈处设计振动值，报警值，联143第26卷内蒙古石油化工锁停机值分别为24.41m，36.62m，48.82m.而在实际试车过程中发现一二级转子振动值严重超标，超过仪表满刻度100m.在这种情况下，我们立即对压缩机进行了停机，对振动问题进行了认真分析，并通知生产厂家立即派工程技术人员来现场，共同分析和解决问题。
2.2三四级油封严重漏油
压缩机启动过程中，随着压缩机转速的逐渐提高，三四级油封便开始漏油，润滑油呈雾状从油封边缘喷出，漏油量很大。
3问题的分析和整改过程
3.1压缩机一二级转子振动的分析和整改过程
造成转子振动值过大的原因很多，但*常见的一种就是转子动平衡不合格。我们首先考虑到转子动平衡是否合格，于是我们马上查阅了随机技术文件，文件中的设计值为：一二级转子的不平衡力矩应为1.618gcm，而在厂家提供的出厂实验报告中的数据却是：一二级叶轮的不平衡力矩分别为：1.517gcm，1.963gcm.一二级转子不平衡力矩严重超过标值，显然这是造成一二级转子振动值超标的根本原因。然而生产厂家却不认为如此，他们进行了一系列计算，否认不平衡力矩过大是造成振动的原因，于是厂家技术人员采取了他们自己的整改的办法。
一二级转子在轴承间隙设计值为0.090mm～0.192mm，而实际安装值为一二级分别为0. 14mm，0.15mm.厂家认为原轴承设计值和实际安装值偏大，因而产生油膜振荡，造成转子振动。
于是厂家代表把一二级轴承间隙值分别调整到0.09mm，0.11mm，然后进行试车。这次试车仅进行了3分钟，一级轴承振动值达满刻度100m，二级轴承振动值85m，并且在压缩机停机后惰转过程中压缩机内部声音明显异常。
停机后对压缩机解体检查过程中发现：1）大齿轮每个齿在啮合面一侧产生7～8mm宽，20～30mm长研痕；2）二四级轴承产生沿环向明显拉伤现象，因测量手段不具备无法测出拉伤的具体数据；3）一二级轴承瓦块在边缘处有明显的研痕。
根据以上检查情况，可以充分断定原轴轴间隙设计值和实际安装值比较合理，后来厂家确定的安装值偏小，无法形成稳定的油膜，造成一种不规则的振动，因而产生如上现象。
厂家代表继续进行整改，具体办法是：1）对各处研痕，拉伤进行精细的研磨处理；2）承认上一次试机轴承间隙值确实偏小，同时还认为原来测量所采用的压铅丝法测量不够准确，于是加工一个与原轴颈尺寸一致的"假轴"，用塞尺对轴承间隙进行更加精确的测量，此次轴瓦间隙的一二级安装值分别为0.10mm，0.12mm；3）怀疑随机配套的仪表测量或显示有误，专门从厂家调一各仪表工程师携带测量仪器来我厂准备进行进一步精确测量。压缩机重新安装完毕后又进行了一次试车。此次试车共进行8分钟，厂家仪器测量数据与我厂仪表显示数据一致：开机后，一二级转子振动值持续上升，振动值在70m左右维持几秒钟后，继续上升，达到满刻度，厂家代表下令马上停机。
停机后厂家对仪表记录进行了认真分析，得出结论如下：1）压缩机随机配套仪表工作正常；2）一二级转子振动值超标是事实；3）承认一二级转子动平衡不合格，也认为这是造成转子振动的主要原因，并决定把一二级转子返厂重新作动平衡。一个月后，厂家代表随重新作过动平衡的转子一同返回呼炼。然而，厂家代表只是口头说明转子重作动平衡已达合格条件，并没有给提供具体的动平衡报告。压缩机重新安装完毕后再一次进行试车，试运仅进行2分钟，一二级转子振动值仍超过满刻度100m，此现象证明一二级转子返厂作动平衡仍未达到合格条件。此次试车仍归失败。届时，厂家已现场对压缩机共试车七次，仍不能解决一二级转子振动问题。所以厂家决定把压缩机整机返厂，转子重新作动平衡，动平衡合格后，在生产厂家整机试验合格后，再发往呼炼。并特别邀请我厂工程技术人员一同随设备赴沈鼓，共商解决问题的办法。
厂家动平衡的具体过程是：首先对转子作高速动平衡，控制的参数为转子在轴颈处的振动速度值，单位是mm/s，振动速度的具体数值因转子而异；高速动平衡合格后，再对转子作低速动平衡复验，低速动平衡复验控制的参数是：转子的偏心量，不平衡质量，不平衡力矩，单位分别为m，g，gcm.我厂一二级转子低速动平衡允许参数分别为0.329m，0.0738g，1.618gcm.根据动平衡试验规范，转子高速动平衡必须在工作转速下进行。我厂一二级转子工作转速是20307rpm，而厂家的动平衡机因为出过一次事144呼炼DHP40-16离心式压缩机安装试运中发现的质量问题分析办法及整改措施第26卷故，修复后*高试验转速只能达到19000rpm，我厂的转子无法按规范在工作转速下进行动平衡，所以厂家高速动平衡的设备首先就无法满足试验要求，只能在*高转速19000rpm下作高速动平衡，根据得出的实验数据，凭经验判断转子高速动平衡是否合格，这本身就是一种不科学的态度和方法。高速动平衡的结果是：一二级轴颈处振动速度值分别为60mm/s，70mm/s，厂方凭经验认为转子的高速动平衡试验已经合格。
在作低速动平衡复验时，试验速度为1500rpm，测定出一二级叶轮边缘处不平衡重量分别为1.82g，1.59g，经计算，不平衡力矩分别为3.003gcm和2.624gcm，远远超过设计值1.618gcm.显然低速动平衡复验已证明转子动平衡不合格。
但是厂家凭经验坚持认为动平衡合格，并将压缩机进行组装，在四级压缩机入口全部打开，出口全部放空条件下进行试车，试车结果是：一二级转子轴颈处的振动幅值分别为77～78m，远远超过设计值24.41m，厂家继续进行整改。
经查原始装配技术资料，厂家认为造成动平衡不合格的主要原因是二级叶轮与轴颈的配合过盈量不够，使得动平衡已经合格的转子在开机时由于惯性，轴和叶轮之间发生相对位移，同时轴头帽又不能有效地锁紧叶轮防止叶轮相对轴颈移动。于是厂家进行了如下整改：1）对二级叶轮孔内表面进行刷镀处理，增加叶轮与轴配合的过盈量，过盈量由原来的0.15～0.17mm增加至0.21～0.23mm，防止叶轮相对轴颈相对移动而改变原有的动平衡；2）更换了一二级叶轮轴头帽，改进轴头帽结构，加强轴头帽对叶轮的锁紧作用，并防止轴头帽本身移动，破坏原来转子的平衡；3）在我厂工程人员的建议下，取消了无法真正达到试验目的一二级转子的高速动平衡，只作低速动平衡。为了保证动平衡精度，我方要求提高低速动平衡精度等级，使不平衡重量趋于零。它的理论根据是：我厂压缩机转子属刚性转子，而且体积很小，只要低速动平衡精度达到标准要求，则可以证明它的高速动平衡也基本达到标准要求。而如果低速动平衡精度极高的情况下，转子的高速动平衡则一定会在标准要求范围内。生产厂家的设计，技术等部门的专家经过计算和研究后也赞同这一看法。
在我方的严格监督下，一二级转子剩余不平衡重量在叶轮边缘处分别为0.030g，0.035g，经计算，不平稳力矩分别为0.4060gc，0.578gcm，远远低于标准值1.618gcm.我厂工程技术人员认为此次转子动平衡试验合格，可以保证试运转时转子振动值不会超标。
生产厂家的试验台不具备把各级压缩机串联并进行中间水冷却这一条件，只能四级压缩机进出口全部打开进行试机，试运转相当于满负荷试车。试机共进行2小时20分，试验数据稳定，试验结果比较令人满意，其结果如下：（1）一，二，三，四级轴承处转子振动值分别是23m，23m，15m，9m，都没有超过标准设计值24.41m；（2）各级轴承温度都在40～50℃之间，在理想轴承润滑温度范围内；（3）压缩机三四级油封漏油问题自动消除，此台压缩机一二级转子振动问题暂时可以认为合格，有待返回呼炼现场实际工况试车中进一步进行验证。
3.2压缩机三四级油封漏油问题的分析和整改过程
从此台压缩机**次试车到压缩机返厂前的第七次试车，压缩机始终存在三四级油封漏油问题。厂家在现场处理振动问题的同时，一直对三四级油封漏油问题进行分析和整改。其具体步骤和办法是：（1）油封间隙如果偏大则容易造成油封漏油。各级油封实际间隙经测量在设计标准范围内，但厂家代表还是更换了三四级油封，使三四级油封间隙值为设计允许值的*小值；（2）检查回油系统管路是否通畅，整改了润滑油站排油烟管路阻碍气体流通的结构，使原来压缩机机体内微正压降至-180mmH2O柱的负压，机体内的负压值超过设计值-160mmH2O负压，消除了回油因真空度不够而造成漏油这一因素；（3）检查润滑油压力是否过大。供油压力由设计正常供油压力0.02MPa降至设计*小值0.15MPa；（4）检查三四级二套油封上下两部分的接合面是否平整，并在安装前在接合面处加密封胶。但是经过一系列整改之后，漏油现象仍未消除，且没有任何减小的迹象。
经*初的几次试运和整改后，我厂工程技术人员则从别外几个角度进行了分析：（1）各级轴承的上油孔为2个直径16mm孔，而油封的回油孔145第26卷内蒙古石油化工只是在油封的下半部分设4个直径4mm孔，供油面积很大，而油封处的回油面积很小，因而供油量过大，而油封处泄油量过小，在油封处的润滑油积存过多，无法及时泄回机箱，因而外漏；（2）经仔细查看压缩机的结构，我们发现机箱的油封与压缩机壳体的气封距离很近。
三四级气封漏出的气体在流过油封端面时，由于射流作用，在油封的外端面处形成一定的真空度，此真空度与气封泄漏的气流成函数关系，气流流速越高，则此真空度值越大，当此数值（负值）
低于主机箱中的真空度时，润滑油便在压力作用下从油封喷出。这一点也说明了为什么一二级油封漏油而三四级油封漏油这一现象，原因在于三四级出口气体压力较高，形成的真空度也较大，所以造成三四级油封漏油，而一二级油封尚未构成漏油的足够真空度所以不漏油，当时我们也想到了在厂家几次试车中均未发现三四级油封漏油现象，原因就在于当时各级的出口压力均在0.2MPa左右，尚未构成漏油的条件，所以没有漏油。在仔细观察三四级油封漏油情况时，四级漏油量较三级更大，这一点更证明了以上分析的正确性。在以上二条原因中，第（2）点由于设计和制造的原因，已无法更改。我们也试图在油封气封间加隔离板，但因结构所限无法实施，所以把消除漏油的关键集中在第（1）点油量控制上。经查阅润滑设计手册和计算，把原来2个直径16mm上油孔用加丝堵的办法改成2个直径8mm的上油孔，供油量减小到原来的1/4，按规范标准，此值中仍在理想值范围内；把原来气封下部4个直径4mm孔加工成一个截面为50×4mm 2条形孔，使进入油封的润滑油能立即通畅地流回主机箱中。
4压缩机*终72小时试运转
1998年春季，我们经过几个月的充分整改后，对此台压缩机试运成功有较大的信心。我们对压缩机再一次进行试运，试行终于成功，试车结果如下：（1）一二三四级轴承处的振动值分别为24m，25m，13m，18m.根据原设计（1997年）二级轴承处振动值仍然超过标准值24.41m，然而98年春季试运时生产厂家的设计标准已改为采用美国API672标准，依据此标准，二级转子振动值应不超过25.8m，所以各级转子振动值均在标准范围内；（2）各级轴承温度均在理想值40℃～50℃之间；（3）三四级油封漏油现象完全消除。
经过几个小时的试运之后，以上数据达到稳定，于是投入72小时正试试运。压缩机顺利地通过了72小时试运。经研究决定直接投入生产运行。此台压缩机从投入生产运行以来除人为停机外，一直运行正常，再没出现过任何设备本事故障。
5结论
1.转子动平衡精度是决定转动设备*常见*主要的原因，尤其对于大型高转速设备更是如此，生产厂家和使用单位都应予以充分重视。
2.此类型的压缩机在结构设计时，应充分考虑到气封泄漏对油封的影响，使气封和油封布局合理，避免因射流作用而产生漏油现象。
3.对于刚性转子，高精度的低速动平衡合格可以保证高速动平衡合格。
