压缩机转子是由转轴、转盘、轴套、推力盘、平衡盘等多个部件组成的机械设备，是实现压缩机组增压功能最核心的做功部件。
随着工业发展，对转子设备的轻量化及性能要求越来越高，高温、高压、高转速及高负荷等因素对转子系统造成的失效与故障问题愈发凸显；部件松动是众多转子故障中的一种，通常松动故障一般是由于安装质量不高及长期的振动引起的。
转子系统的松动故障从其类型上可分为旋转部件的松动和非旋转部件的松动，从当前研究热点以及工程实际故障看，多集中在非旋转部件的松动故障方面，如基础松动、轴承基座松动或轴承与轴承座的配合松动等，在实际运行过程中出现转子盘轴松动故障的案例虽然相对较少，但也偶有发生。
由于松动故障存在一定程度上的随机性及不确定性，通过平衡或对中处理等并无法解决故障问题，因此常导致故障处理反复且得不到根本处理。
本文给出某离心式压缩机振动爬升并发散的不稳定振动故障，结合振动故障现象、拆检排查以及振动频谱特征等进行定位分析，锁定导致机组振动不稳定的因素源于转子自身缺陷，最终通过拆检发现转子存在防转顶丝失效导致推力盘锁紧螺母松动的故障问题。
发生振动故障的机组为MCL1003型多级离心式压缩机组，压缩机由额定转速为1500r/min的同步电动机经增速机增速后拖动运行，压缩机工作转速为5867r/min；驱动电机启动方式为变频启动，实际运行数据看压缩临界转速约为4576r/min（对应变频启动系统频率为39Hz）。
压缩机、电机与增速机均采用膜片式柔性联轴器连接，压缩机轴承座为非独立式轴承座，与压缩机缸体一体，压缩机驱动端为支撑轴承（1#），非驱动端为支撑轴承（2#）和止推轴承（3#）。
压缩机在1#、2#轴承各安装两个成90°夹角的电涡流轴振动探头，用于监测机组径向振动；其中1#轴承两个振动测点编号分别为VE13A/B，2#轴承两个振动测点编号分别为VE14A/B；在3#推力轴承侧安装电涡流轴位移探头用于监测机组轴向位移，编号为XE12。
在某次试验运行中，机组在变频启动完毕转入工频运行后机组4个径向轴振动最大值不超过18.9μm；与前一级机组串联并转入满载后，随着排气压力载荷增加，机组4点轴振动同步以较快速率爬升至最大幅值47.5μm，并有继续爬升趋势。
为避免机组振动爬升触发联锁停机对上一级机组造成影响，遂将机组退出单机节流运转工况；在机组退出节流过程中及退出后机组振动仍未下降或趋稳，最终触发机组振动联锁防护值而停机，最高振动值达90μm；机组在停机惰转过程中，机组内部有明显的发闷、类似转子抖动的声音。
为了锁定导致机组振动问题的原因，在机组停机热态状态下立即对机组进行拆检；同时对机组配套相关系统以及机组历史运行机械及气动等参数进行对比排查。具体内容及排查情况如下：
②对压缩机进行拆检，着重对压缩机转子、定子、气封及轴瓦进行针对性检查：转子无静动件碰磨、外观未见异常、热态下转轴挠度满足设计要求；上下定子隔板、回流器、扩压器及进排气室外观检查正常、无异物堵塞；气封间隙检查满足要求。
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而且轴瓦配合参数满足要求、瓦块灵活、无异常碰磨；轴承座壳体外观检查无异常、紧固可靠；联轴器连接可靠、膜片组正常；机组下定子锚爪紧固螺栓及地脚螺栓紧固、未见松动。
③对机组配套周边设备进行排查：机组进出口管网法兰紧固良好，管道未见异常变形、干涉等；机组配套工艺调节阀门开关机械阀位与上位机指示一致，管网内部检查无异物堵塞。
④结合机组历史运行数据与发生故障时的运行气动参数进行对比分析，机组在启动、低负荷及满负荷工况下其运行气动性能参数与正常运行时均具有良好的一致性。
机组振动系统检查正常，4点振动同步爬升，说明机组真实存在振动故障，排除振动测量系统自身故障而导致的误测可能；通过机组本体拆检，初步排除机组存在热态弯曲、定转子碰磨或联轴器损坏以及轴承安装不满足要求等方面的可能性。
同时结合机组配套工艺管网、调节阀门、气动参数对比等排除机组流道堵塞导致机组发生喘振的可能。但从拆检及排查情况仍无法锁定导致机组振动问题的根因。
为支撑排故分析，决定机组恢复安装后进行调试运行并进行振动测试，由于机组配套测振系统不具备频谱分析功能，且由于机组结构限制不具备外部测振仪器布置条件。
因此决定利用机组自带本特利探头前置器引出信号接入外部测量分析系统，达到监测并获取转子振动频谱特性的目的，由于位移标定问题，该数据主要作为特征频率分析支撑，幅值仅做参考。
再一次调试运行，机组回流启动完毕后，轴振动幅值在无工况变化情况下，转子各点振动在10min内爬升至联锁停机值，爬升过程中4个振动测点振动幅值爬升趋势一致，与拆检之前故障现象类似。
启动过程中过临界频率约34Hz（对应变频启动系统频率，折算转速约为3989r/min），最大振动响应点VE14A点振动43μm，其临界转速频率明显低于其他同型机组以及本机组正常时的临界频率39Hz，且过临界振动响应幅值高于其他同型机组（其他同型机组过临界振动最大约25μm）。
机组启动升速过程以及转为工频运行后，转子振动主要表现为以压缩机基频（96.8Hz）成分为主，同时伴有有一定的高频分量（2×、3×、4×…），其中VE14A和VE14B测点及轴位移测点XE12的高频分量幅值较轴伸端明显，并且表现出随着分频倍数的增大、幅值降低的特征。
从转子振动频谱可以看出在运行过程中，仅转子基频成分幅值有明显的爬升，其它频率成分变化不明显；说明导致转子振动爬升的主要因素为基频成分幅值的增加。而从转子基频分量及相位频趋势可以看出在转速稳定运行阶段，转子5个测点振动基频分量不断爬升，但相位总体稳定基本保持不变。
根据机组振动故障现象、机组初步拆检排查及频谱特征，对振动故障发生的原因做了进一步分析定位。
①机组在启动升速过程中，其临界频率较正常情况下及其他同型机组偏低，说明转子支撑系统或转子自身刚度发生了变化，同时机组过临界的不平衡相应较其他同型设备明显偏大，表明该转子不平衡量比较相对偏大。
②机组在升速以及运行过程中，转子振动以基频为主，并且伴随明显的倍频成分，且在非轴伸端倍频成分突出，表现为随着分频倍数的增大、幅值降低的典型特征，不排除机组支撑或转子存在松动的可能。
③转子振动的爬升主要因素为基频成分幅值的增加，但与常见的由动静摩擦导致的转子弯曲或转子热不平衡等不稳定的强迫振动不同的是，其在振动爬升的过程中相位总体稳定。
④从拆检及排查情况看，机组轴承配合参数正常、安装符合要求，由此可以排除轴承安装缺陷等导致支撑不良，进而引发机组出现上述异常振动的可能性。
根据上述分析，与同型机组对比看该机组转子不平衡量偏大，但仅是不平衡量超标，只能引发较高幅值的稳定强迫振动；但在工作转速下转子基频分量持续增大导致转子振动超限，表明转子工作状态不稳定，还有其他可能导致转子耦合激励的因素在不断输入振动能量；在排除外部影响因素后，推断转子其自身可能存在松动或不可见缺陷，还需进一步排查。
根据分析结论，对机组转子进行了进一步深入全面检查，内容主要包括：转子全面着色检查、电跳位剩磁检测、同轴度及漂摆检查以及低速平衡效验。
经检查发现转子推力盘锁紧螺母（螺纹连接方式）存在明显松动问题，用手即可旋动；导致其松动的原因为锁母防转顶丝失效，可能与原始安装不到位有关；同时通过平衡发现转子不平衡量超标，不满足设计要求。
针对转子发现的问题，采取了如下处理措施：①将锁母防转顶丝破拆后对锁紧侧施加外力进行径向加固，调整推力盘与锁母接触面间隙、控制锁母与位移盘间隙约（0.10~0.11）mm间隙且圆周均匀，满足设计要求；加固后防转顶丝扩孔套丝并加固冲死以保证紧固可靠。
②转子按要求重新进行低速平衡，平衡后进行高速平衡，支撑侧振动速度0.27mm/s，推力侧振动速度0.48mm/s（设计要求≤1.0mm/s）；为了确定是否还存在其他松动可能，又重复进行2次高速平衡效验，并在工作转速下持续5min运转，各次测量结果一致，振幅在±0.08mm/s上下范围波动，未形成上涨或过大的波动趋势，满足设计要求。
经过上述处理、重新恢复机组后进行了调试验证，机组升速过程中临界频率恢复为39Hz，过临界振动响应最大12.7μm，较检修前大幅降低；机组在低负荷及满负荷工况下最大振动不超过20μm，振动发散故障现象消失，振动稳定、运行平稳。
压缩机转子部件由于长期振动或装配工艺不当等，存在造成配合失效进而导致转子部件松动问题出现的可能。从本案例看，转子推力盘锁紧螺母松动导致转子系统的临界转速发生较为明显的改变，并在运行中导致转子出现耦合激励的现象，进而导致转子振动不稳定、发散并恶化转子系统振动情况，使机组无法正常运行。
转子部件松动导致的振动问题其故障特征通常又与转子不平衡、不对中等故障类似，在工程上处理时容易以转子平衡或对中不良故障进行处理，导致故障处理的反复并难以解决，因此在处理振动故障时应结合故障现象、数据及特征等进行综合分析以缩小故障范围定位，提高排故效率。
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