轴流压缩机首级叶片疲劳断裂的原因分析

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轴流压缩机首级叶片疲劳断裂的原因分析

摘要：从轴流压缩机叶片设计、操作、环境腐蚀、进口过滤器缺陷、维修维护等方面分析了首级动叶片疲劳断裂的原因。 ) v! Q# o, ^0 p: Z" O. q- R关键词：轴流式压缩机 叶片 断裂 中图分类号:TH453 　　　文献标识码:B 文章编号:1006-8155(2007)-0062-07 ' }# U% S% L9 s: z* s6 |  y' u

0 引言 　　某炼油厂催化裂化装置的AG060/14L5型轴流—离心复合式压缩机由德国曼透平公司设计制造，共有14级轴流叶片和一级离心末级叶轮。这种配置可以获得高压比，而压缩机尺寸不至于过大，缩短了轴向长度，虽然离心叶轮比轴流叶片的效率低，但它不需要轴向出口扩压器，因此，仍可获得与纯轴流级大致相等的效率，整机效率为86.5%～88%。此外 , 由于离心级的性能曲线较平坦 , 能适应更小的流量 , 故可改善高压段的喘振性能。轴流部分的第1、2级为等外径叶轮，其反动度均为80% ～85%。以后各级为等内径叶轮，其反动度均为100%。前两级反动度小，轴向速度大，可使叶片不会过长，后级反动度大，可使末级叶片不至于过短。这样可获得较为平坦的性能曲线。 - L1 z# T  y; A  i　　动叶采用哥廷根研制的叶型，叶片用锻件毛坯靠模铣制而成，在转轴上用牛头刨刨出矩形斜槽（与轴线成一倾斜角），把具有矩形叶根的叶片装入斜槽后，注入低熔合金或耐高温树脂，将各级动叶暂固定在正确的安装位置上，并在叶根两侧位置与转轴一起加工出两个环形槽，然后，镶入两半固定环，使叶片固定于转轴上。 # R+ x2 A/ g  z" T# V! x　　该轴流压缩机同一缸内装有固定静叶和可调静叶，静叶采用锻制或轧制毛坯，静叶顶端有围带，属两端固定结构，其抗振性好。静叶轴承套用烧结青铜制成。设置了前6级的可调静叶来控制流量，调节静叶角度的内缸由液压驱动做圆周转动，各级调节静叶上的调节连杆长度不同，可调节的角度范围也不同。为避免启动压缩机时进入旋转脱离区工作（压缩机旋转脱离区见图1），使叶片因流量过小产生振动，设定了可调静叶最小角度控制。 : p  I3 j- u$ U　　通过前6级可调静叶能调节压缩机进口流量，从静叶最小角度48°时的流量 85000m３/h到最大角度（小于0°）时的流量149833 m３/h 。正常流量 122591m３/h时的静叶角度约为2°。 ! S' x; G& d2 ^3 k9 W　　为防止压缩机喘振，该压缩机设有防喘振系统。在压缩机下盖的进口处节流孔上引管到快速压差变送器后，输送到防喘振控制器和喘振记录器。并在机下盖的进口处安装有一支敏感热电偶连接到防喘振控制器和喘振记录器。一旦压缩机流量减少到放空线的点上，快速压差变送器上压差就会快速减小，防喘振控制器则发出指令放空。压缩机增大流量后工作点回到工作稳定区，防止了压缩机发生喘振，如压缩机流量继续减少到喘振点流量，压缩机自动发生喘振，倒流的气体使敏感热电偶检测出高温，同时快速压差变送器检测的流量信号瞬时为零，输送到防喘振控制器和喘振记录器，喘振记录器进行记录，防喘振控制器指令放空。 / U" U+ H- R- u+ k0 Q0 s: }

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该轴流压缩机动叶片属长叶片，叶根厚度相对较薄。其优点是压缩机体积小，流量大，效率高。缺点是动叶振动时，叶根弯曲应力较大。压缩机操作参数见表1 。 : O5 {) @5 i1 y, p/ ^" C

表 1 压缩机操作参数 型号 AG060/14L5 介质 空气 进口压力（绝）/MPa 0.0961 进口温度/°C 30.7 功率/kW ( N6 ~/ x  @/ r6 i1 L. F  G- t3 @% v 8240 ' ?, w  ]6 m: f$ ?8 v 出口压力（绝）/MPa 0.4 出口温度/°C 198.5 湿度/% 82 转速/( r/min) * S6 Z( Y/ @! Z 5703 最小流量/(m３/h) 9 B2 N7 Y9 M2 _5 q: c 85000 正常流量/(m３/h) ( N8 o# W& Q+ h. @5 M1 l+ b) B( \+ m* Z 122591 6 }" b6 T4 ?3 [6 Y 最大流量/(m３/h) 149833

1 　轴流压缩机首级动叶片设计的基本特点 　　轴流压缩机动叶分为静止频率和转动频率。动叶出厂前，每片动叶都要进行测定1阶静频，一般高阶静频不要求测试。首级动叶1阶静频测试见表2。

表2 　首级动叶1阶静频 ( F7 m) k$ V2 ]0 G 叶片编号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 1阶静频/Hz 246 248 246 246 244 248 244 246 245 244 叶片编号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 — 1阶静频/Hz 1 s* N+ X3 F( `+ K6 o 245 245 248 246 246 244 246 243 243 — 最小频率/Hz . U! V$ L& ~7 R! E! A 243 最大频率/Hz 248

而每片动叶的转动频率难于测定，一般只能通过计算得到。首级动叶动频和静频计算结果见表3。

表 3 首级动叶片各阶频率（Hz）的计算结果 工作转速/ （r/min） 叶片固定在转轴上的约束状态 振动阶次 1 2 3 4 0 刚性固定 240 859.6 1060.3 1728 5703 刚性固定 308.1 910.8 1093.8 1757.6

2 　压缩机首级动叶片断裂情况 & N7 p) ?: k; j; _+ L2 r, _　　该压缩机组自1990年1月8日投用以来，首级叶片曾发生过3次断裂。1#转子在连续运行24720h , @' e5 F8 M# {  v8 V9 O0 q2 h后，于1992年11月9日发生了第一次首级叶片断裂。1#转子更换了有防腐耐磨层的第1级进口叶片后，又连续运行了5200h，于1994年1月4日又发生了第二次首级叶片断裂。1#转子换上有防腐耐磨层的国产叶片后运行了4488h，于1999年3月26日又发生第3次首级动叶片断裂。压缩机转子运行情况见表4。

表 4 压缩机转子运行情况 转子编号 5 C0 V" v5 n8 @) y! d5 ^ 转子开始使用日期 % N! T7 m3 G) `7 z 转子运行时间 /h 转子叶片断裂或暂时停用日期 处理措施 1# 1990.1.8 ～ 1992.11.9 24720 1992.11.9 （首级叶片断裂） 更换第 1 级动叶 1# 1992.11.19 ～ 1994.1.4 5200 1994.1.4 （首级叶片断裂） 切掉第 1 级动叶 1# 1994.1.19 ～ 1994.12.4 — 1994.11.26 （暂时停用） 更换 1 ～ 14 级动叶 2# 1994.12.8 ～ 1998.5.24 31056 1998.5.24 （暂时停用） — 1# 1998.5.28 ～ 1999.3.26 4488 1999.3.26 （首级叶片断裂） 更换第 1 、 2 级动叶 2# 1999.3.26 ～ 2002 .7.5 30168 2002 .7.5 （暂时停用） 更换第 1 、 2 级动叶 1# 2002.7.8～2004.12.28 21600 2004 .12.28 （暂时停用） 更换第 1 、 2 级动叶 2# 2005 .1.28 — 预计 2007 年 3 月大修时更换 —

3 　压缩机首级动叶断裂的断口检查 $ r/ U0 V4 Y$ E/ H* h: A2 B! V+ x

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从表4看出，压缩机一共发生了3次的首级动叶断裂。从3次首级叶片断口来看，断口状况基本相同。特点都是从叶片根部断裂，从叶片的断口表面来看，叶片折断从叶背到叶面断裂转变区是从叶背开始，恰好是从叶背根部靠近中心点开始（见图2）。然后断口从叶背中心点向叶面一侧像水波纹一样扩展，形成羽毛状断层，断层线一共有15～20条，从断层表面一直延伸到叶片正面，断层表面光滑，是典型的疲劳裂纹。最后折断口横截面积只留有10%的残余折断面积，表明当时压缩机在较低负荷下运行。 - \7 t( f, F: Q  _) w: q

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从图3和图4的叶片折断口中也看出，折断区有微裂纹、融合、耳朵状断层，表明可能反复出现了较 高峰 应力，达到材料的塑性变形范围。叶片断面在较低应力下扩展。断口羽毛状结构、折断口晶粒区、动叶表面和断口表面的腐蚀，说明了腐蚀坑为裂纹开始点，腐蚀促进了断层扩展。可能会反复出现类似旋转脱离或喘振的现象，而使叶片裂纹在交变应力的作用下不断扩展从而导致断裂。 ' ^, a' P# i7 c. \; {8 o, o

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4 　压缩机首级动叶片疲劳断裂原因分析 + q/ C) G% d& [& G/ a/ F6 T4.1 　压缩机长期在最小流量下运转导致首级动叶片疲劳断裂 % }, h( b) {" k7 t7 _6 d　　 根据西安交通大学对该轴流压缩机的流动计算和研究表明 : 压缩机在最小、正常和最大流量下运行时，相对地存在3种流动情况。 　　 (1)当压缩机在最小流量85000m３/h 运行时， 下一级动静叶的流动状况最为恶劣，在静叶中分离充斥整个流道，在一级动叶叶顶附近也出现分离逆流现象。所以压缩机在最小流量下工作时的压比和效率都下降，分别下降1.13251和76.5%，尤其效率下降最大。 / Z: n* s6 ?7 r( \# W2 F- w3 c　　 (2)当压缩机在正常流量122591m３/h（设计点流量）下运转时，叶道内部流动明显改善，尤其是减少了叶根处的流动分离，叶中和叶顶基本没有分离，流动情况改善的直接结果就是效率的提高，冲角接近最佳值。这时压缩机压比和效率达到最大，压比和效率分别达1.1347和 86.5% 。 　　（3）当压缩机在最大流量 149833m３/h 时，流动状况也不太稳定，出现了较强烈分离；叶根附近叶片上压力面的分离比较严重，尤其是在静叶上的分离最为明显，分离区基本上集中在压力面上，吸力面分离不明显，前导叶尾部也有明显的分离。这时压缩机压比和效率降低不多，压比和效率下降1.1347 和85.5%。 　　 所以当流量偏离设计点 , 减小或者增大时，流动损失增加，尤其是当流量控制在最小时最为明显。当流量减小时，在首级动叶的顶部最先出现逆流；当流量更小时，叶片进口的漩涡区继续扩大，此时，叶片间流道内气体的离心力不能与径向压力保持平衡，气体不再沿轴线方向流动，从而发生倾斜流动，产生了气流分离。这就发生了旋转脱离，即旋转失速现象。 如果 旋转失速时气体激振力的频率或倍频与叶片的固有动频相吻合，则会造成动叶片振动。 " U! f! P6 @5 j7 B  l# @% D# s8 b　　 该压缩机虽然使用前6级静叶可调来调节流量，但转动静叶减小或增大流量时，只能保证首级动叶叶高中间截面的气流方向与动叶安装角度相同。而不能保证首级动叶叶高其它截面的气流方向与动叶安装角度相同，故压缩机长期在最小流量工作时，会产生不太严重的气体旋转脱离现象。 　　 从操作方面对压缩机首级动叶断裂影响考虑，其影响因素有两个方面。 / c6 f1 ?5 O* Z9 A　　（1）因催化裂化装置在1990～2000年炼油量较小，压缩机的静叶可调长期控制在最小位置的小流量（8500m３/h） 下工作，即长期在气流稳定区和严重气流旋转脱离区交界点工作，气流容易发生旋转脱离，使压缩机叶片产生振动。发生了3次首级叶片疲劳断裂。 # J, ]& S" }+ w　　（2）压缩机进口过滤器结构落后。进风格栅通流面积太小。过滤器滤布仍采用卷帘式蓬松纤维毛毡过滤，需人工更换或转动滚筒更换，更换困难。且蓬松纤维毛毡两侧与过滤窗口贴合面缝隙太大，基本上不接合，密封效果差，空气容易走短路，过滤效率低。以致大的催化剂粉尘和颗粒可以直接进入压缩机内。对压缩机叶片直接冲刷从而造成损伤。 0 s' A& W3 T# ?: F　　 进口过滤器进风格栅通流面积太小，约7m２， 流速太快，特别南方雨水多，雨水把催化剂粉尘和灰尘粘在进风格栅上，造成了严重堵塞。 1998年5月，曾发生过进风格栅上粘有大量催化剂粉尘和灰尘，使压缩机流量大幅度降低，即使增大可调静叶角度仍无效。只好进行不停机紧急清理。这必然使压缩机进入旋转失速区工作，流动恶化，会引起压缩机首级叶片振动而疲劳损坏。 9 C7 a& K# {- z( Y) o. P　　 压缩机1#转子在1994年1月4日发生的首级叶片断裂前，钳工曾进入过滤器内更换过滤纤维毛毡，导致了大块过滤纤维毛毡被吸入压缩机内；叶片断裂后，打开压缩机检查，发现压缩机首级静叶前吸着两大块过滤纤维毛毡，遮挡住进口风道，影响了吸入风量。并有小块过滤纤维毛毡进入了压缩机。根据操作记录，1993年12月19日压缩机出口流量只有 76304m３/h，此后到压缩机叶片断裂这段时间，压缩机出口流量也只有93646m３/h。很可能是这 两大块过滤纤维毛毡影响了压缩机流量。使压缩机进入了气体旋转脱离区工作。气流发生了旋转脱离，使压缩机叶片产生振动。导致首级叶片疲劳断裂。 4.2 　压缩机首级动叶动频的 倍频与气流激振力频率接近易发生振动而导致疲劳断裂 　　 叶片在运行中的气流激振力使叶片产生受迫振动。由于叶片制造的偏差和理论设计的误差及受气体流动尾迹的影响，即使 首级动叶 在设计点流量工作时，气体的流动方向也不可能与叶片的形状一致，气体会产生轻微漩涡和偏离流动，因而在首级动叶就会产生能量很小的气流激振力。 如果首级动叶偏离 设计点流量工作，流量减小或增大时，会使气流冲角与动叶进口安装角不相等，气体产生的漩涡和偏离流动更加厉害。因而在首级动叶产生的气流激振力会更大，尤其是小流量工作时更加突出，对首级动叶产生的气流激振力要比大流量工作时要大得多。气流激振力对动叶产生较大的振动，使叶片高速摆动，动叶根部为刚性固定。动叶根部一般不摆动，而叶顶摆动幅度最大，叶片越长，摆动幅度越大。 振动导致首级叶片产生循环载荷结果见图5。 / n& Z) A* P! n % ^9 ]! e: T1 {

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在正常流量工作状态下，气流冲角与动叶进口安装角相等。高速旋转的动叶受到离心载荷和气流力的联合作用。这种作用是正常的，作用力的方向和大小是恒定的。只是使叶片产生弯曲变形，在叶背产生压应力，在叶面产生拉应力，但这种受力情况不会改变。即一般不认为会对动叶产生大的来回摆动。即叶片振动。在正常流量工作时产生气流激振力的能量有限，一般对动叶振动影响很小。离心载荷和气流力对叶片作用效果见图5。 4 ~$ P* u% `+ M( f6 N& {

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气流激振力的频率对动叶振动影响较大。当气流激振力的1阶频与动叶动频相等时，对动叶产生最大振动。当气流激振力的高阶频率与动叶动频相等时，也会对动叶产生振动，但随着气流激振力阶数的增加，对动叶产生振动能量逐渐减弱。通常，只考虑气流激振力的5阶频率以内的频率对动叶产生一定振动能量。而更高阶气流激振频率对叶片产生振动能量很小。根据该压缩机首级叶片的C ampbll图得到气流激振力的频率（见表5）。

表 5 气流激振力的频率 阶数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 气流激振频率/Hz 100 180 260 375 465 575 660 760 860 945 1040 1120

从表4和表7中看出，该压缩机偏离设计点流量操作 , 尤其是小流量操作时 , 产生的气流激振力的第10阶激振频率（945Hz）和第12阶激振频率（1120Hz）分别与首级动叶片的第2阶频率（910.8Hz）和第3阶频率（1093.8Hz）接近，存在着诱发共振的可能，是造成 首级动叶疲劳断裂的原因之一。 - O  r9 w# D) H9 k0 `4.3 　压缩机首级动叶动频与转速 频率的倍频接近易 发生共振 & T( U' X  U  g7 H: [　　压缩机在正常转速5703r/min 运行时工频（95.1Hz）的3倍频与动叶的1阶动频308Hz接近，避开余度不够，容易诱发共振。 所以首级动叶应进行调频。压缩机升速过程中 , 压缩机升速台阶3700r/min时 频率(61.7Hz)的5倍频与动叶的一阶动频308Hz重合，也容易诱发共振。若压缩机在此转速停留时间太长，首级动叶可能发生共振。压缩机升速台阶频率见表6 。 4 [9 M5 l! q' I, O. _1 [. c# I

表6 压缩机升速台阶频率 升速台阶/(r/min) 500 1700 3700 5200 ～ 5400 5703 工作频率/Hz 8.3 28.3 61.7 86.7 ～ 90 95.1

4.4 　压缩机首级叶片强度不足容易断裂 　　根据西安交通大学对该压缩机首级动叶的计算和研究，采用流线曲率法计算的流场积分得到的叶片受力分布见表7。

表7 首级动叶片受到的气体切向和轴向方向的作用力分布 半径/mm 200.1 232.9 261.5 287.5 311.6 334.1 355.45 375.9 平均切向力/N 26.19 23.06 21.07 19.98 19.45 19.21 19.27 20.58 平均轴向力/N 19.09 19.19 19.67 20.29 21.08 22.11 23.46 26.23 平均合力/N 32.40 30.0 28.82 28.48 28.68 29.29 30.36 33.33 最大切向力/N 28.43 25.17 22.96 22.01 21.86 21.85 22.07 23.77 最大轴向力/N 20.74 20.95 21.45 22.37 23.7 25.16 26.89 30.3 最大合力/N 35.19 32.75 31.42 31.38 32.24 33.32 34.79 38.51

由表7计算得：平均切向力为168.81N；瞬时最大力为188.12N；平均轴向力为171.12N；瞬时最大力为191.56N；平均轴向力和平均切向力的合力为240.37N 。显然，首级动叶片受力较大。 　　 压缩机喘振时，首级动叶摆动幅度最大达到1.024mm（沿周向。 由于偏心离心力的作用，叶片最大的应力区域位于叶片底截面的背弧侧。最大的径向应力为276.5MPa，最大的等效应力为299.5MPa。 : q6 t8 u1 K8 |3 }　　 按首级 叶片型线的计算，其叶片底部气流引起的弯曲应力为25MPa，通常安全系数取 1.2，则实际气流弯曲应力为30MPa 。如按照我国汽轮机进排气级叶片（调频叶片）许用气流弯曲应力为25～35MPa。所以认为 首级动 叶片的气流弯曲应 力是比较大的，动叶片底部强度裕量不是很充分。显然，对比国内外其它厂家的轴流压缩机，首级动叶片薄而且细长，设计的安全裕度小，可能 是造成 首级动叶损坏的原因之一。 - `  ~0 m3 w( H- u　　 要降低首级动叶片底部弯曲应力，应增加动叶片底部厚度和宽度。将叶片厚度增加，叶根部分截面积增加30％进行分析计算，调整后叶片最大的应力区域仍位于叶片根部，但应力值是有所降低，最大的等效应力为 284MPa 。最大的位移变形分量为0.533mm。减少16MPa。同时压缩机在正常流量时，压比从1.147下降到1.138，效率从0.8639下降到0.8498。

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4.5　 压缩机首级叶片受腐蚀介质影响损坏 　　叶片断裂不仅与叶片的设计状态点有关，还与叶片工作所处的环境介质和实际运行工况有关。在腐蚀介质中运行的叶片表面的腐蚀物会促进疲劳裂纹的萌生和扩展，材料的疲劳强度显著降低；从压缩机首 级叶片根部的断口看出，断口中出现了许多坑点。这些坑点就是腐蚀坑点。德国曼透平公司对首级叶片首次断裂断口的化学检验分析表明：对断层表面的沉积物作了化学检验分析，发现含有较高的外来杂质硫和氯；对清洗后断层表面腐蚀坑的沉积物进行化学检验分析，也发现沉积较高的外来杂质硫和氯，且腐蚀坑中钛含量要比断层表面高得多。显然叶片受到了腐蚀而出现了许多腐蚀坑，有些腐蚀坑还较深（图6和图7）。

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该催化裂化装置地处南方临海，湿度较大，易发生露点腐蚀，海风携带的盐雾较多。且该催化裂化装置南边有一套污水汽提装置，有硫化氢泄漏出来。这些氯离子和硫化氢进入了压缩机，因压缩机首级叶片的空气介质温度为常温，且叶片没有喷涂防腐保护层。氯离子和硫化氢与首级叶片直接接触，发生了露点腐蚀。从1994年1月25日断裂的首级动叶片中看出（见图2），在叶背根部首先出现腐蚀坑点，由于叶背根部应力最大， 应力越大，应力越集中，越容易发生应力腐蚀。在小流量或喘振引起的激振力作用下振动，使腐蚀坑点逐渐发展成为裂纹，在交变应力作用下，裂纹逐渐扩展。当裂纹扩展到一定程度，叶片根部其余未断部分不足以承受工作负荷时，最终折断。从图2叶片断口横截面积只留有 10% 残余折断面积可看出，当时压缩机是在较低负荷下运行折断。其余两次首级叶片断裂的情况也类似。   h! y) R7 @/ s, ]+ T9 K8 U4.6 　压缩机喘振造成首级叶片疲劳断裂 , S) B/ p, M1 q　　喘振与出口管网阻力有较大关系。当出口管网压力升高，阻力增加，流量下降，进入压缩机动叶的气流冲角将增大，使叶背容易产生气流脱离。如出口管网压力继续升高，流量继续下降到一定程度，结果会在动叶中出现突变失速。流动性能大大恶化，压缩机出口压力明显下降。这时管网压力大于压缩机出口压力，气体会出现倒流，发生喘振。 3 ^3 b3 W. A; ~　　 该压缩机的防喘振控制器虽然好用，但由于放空线与喘振线的余量只有10%，往往会出现放空阀打开和喘振同时发生的情况。说明放空阀打开仍不够及时，未能起到防喘振作用。该压缩机 首级叶片1992年11月9日断裂前，压缩机出口单向阻尼阀曾发生过故障约10min ，出现了出口单向阻尼阀和放空阀连续关闭 — 打开现象，原因是当出口单向阻尼阀关闭时，压缩机出口压力升高，在出口单向阻尼阀前后形成压差把阻尼阀打开；待出口单向阻尼阀打开后，压差消失，出口单向阻尼阀在重锤重力的作用下又关闭。同时，放空阀因压缩机出口压力升高、流量降低，工作点进入放空线而打开。待出口压力降低、流量升高后放空阀又关闭。每放空一次，伴随着一次喘振，喘振记录仪记录一次。出口单向阻尼阀和放空阀关闭 — 打开、压缩机喘振周而复始循环。这可能也是 压缩机 首级叶片1992年11月9日疲劳断裂的原因之一。 　　 从首级叶片断口金相组织的分析结果可见：机组叶片的损坏与机组发生喘振有着密切的关系，特别是停机过程中的喘振可能对叶片的事故有重要的影响。所以正常停机时，压缩机应放空后再停机。 ' l% J, R! ]6 i4.7 　静叶调节失灵和动静叶片沾有污物恶化了气体流动 　　 因压缩机运行周期长，可调静叶调节连杆的青铜轴承润滑油干枯和粉尘的侵入，致使润滑失效，长期得不到维修。1994年拆机时曾发现许多可调静叶转不动，青铜轴承已磨坏。与其它能转动的同级可调静叶转动角度不一致。此外，动静叶上沾有一层厚厚的污物，这些肯定会使气体流动恶化。会对叶片产生较大激振力引起振动，使首级叶片疲劳断裂。 5 　结论 ; s/ `2 y8 K/ l' i　　　综合上述，影响压缩机3次首级叶片疲劳断裂的因素有很多，但主要的影响因素有：（1）压缩机长期在小流量下运转；（2）叶片动频的 倍频 与 气流激振力频率接近；（3）叶片强度不足；（4）受环境腐蚀介质影响；（5）压缩机发生 喘振；（6）进口过滤器有缺陷；（7）检修维护 3 Y/ s; A% ~% j) y) g* o% ~

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不错，谢谢提供。

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