(1) 葉輪過度磨損，間隙大；(2) 過濾器或堵塞；
(3) 油箱內油太稠、太多、大臟；
(4) 壓力高于規定值了；
(5) 通風不好，室內溫度高，造成進口溫度高；
(6) 運轉速度太低，皮帶打滑。
(7) 油位或挾油降低了；
(8) 清除堵物；
(9) 加大轉速，防止皮帶打滑。
(10) 修復間隙；
(11) 開設通風口，降低室溫；
(12) 降低通過鼓風機的壓差；
一種是異物進入轉子與軸承座端面，這種情況發生幾率太小，這里不做分析。
二種是羅茨鼓風機軸向間隙不夠造成轉子在線膨脹時與軸承端面接觸磨損。我們知道任何物質的分子都在做無規則的熱運動，分子就有速度，有動能。微觀解釋氣體的壓強就是大量的分子對容器壁的撞擊，而溫度是大量分子的熱運動平均動能的度量。溫度越高，分子的熱運動平均動能就越大，分子的速度就大，我們知道，速度越大，撞擊越猛烈，也就是氣體的壓強越大。當風機產生壓力時，反之氣體會產生溫度。而溫度造成轉子伸長，如果間隙不夠會造成轉子與機殼件摩擦。軸向間隙太小，造成端蓋與葉輪端面磨損，同時摩擦產生熱量，通過熱傳導會使抽成溫度增加，從而損壞軸承，還會損壞密封環。
1.1 氣體分子量與緊縮機級的聯系
氣體的分子量越小越難緊縮，比如在氫氣緊縮機中，一級葉輪的壓比大約只要 1.0 ～ 1.12 ，例如，云南云維集團 20 萬噸甲醇緊縮機 , 氫氣的含量為 68% ，均勻分子量為 11.55, 氣體在緊縮機中的總壓比為 2.6 ，該緊縮機用了 9 級緊縮 , 有兩個級間冷卻器、 1 個防喘振冷卻器，機型為 3BCL529 。而在分子量較大的緊縮機中氣體比擬簡略緊縮，但因為要操控馬赫數不能大于 1 ，所以葉輪的周速不能過高。
1.2 葉輪的轉速和做功
同一類型的葉輪做功才能的巨細與驅動機能供給的功率和轉速有關，滿意大功率的效果是為了使主軸可以傳遞滿意的扭矩保證緊縮機的正常運轉；葉輪的轉速越高，葉輪對氣體做功越多，即氣體的壓升越大，可是因為遭到驅動機、葉輪周速、資料強度、馬赫數等方面的約束。緊縮機靠進步轉速來供給做功的才能是有限的。
1.3 離心緊縮機中常用的葉輪
葉輪對氣體的做功才能與葉輪的作業功率有關，葉輪的功率首要取決于葉輪的氣動型線即葉輪的葉片型線。當前常用的葉輪有大三元葉輪、高效二元輪、二元輪。大三元葉輪選用三元葉片，葉輪的出口角視點大，是功率最高的葉輪，其功率在 83% ～ 90% 之間，可是大三元葉輪流量的作業范圍較小。二元葉輪的葉片是二元葉片，葉輪的出口角較小，流量的作業范圍較大。高效二元輪介于大三元葉輪和二元輪之間。這 3 種葉輪常常調配運用。為了進步描繪作業功率葉輪根本級現已規范化，均勻功率已到達 80% 以上，進步的空間很有限。
經過添加緊縮機的級數來進步葉輪的作業轉速已成為進步緊縮機整機作業壓比最有用最直接的辦法。所以呈現了云南云維的 20 萬噸甲醇項目的 3BCL529 、 2MCL609 、 BCL6010 等超長的機組。
2 技能難點剖析及描繪進程剖析
產物 2MCL609 是典型的大支撐跨距緊縮機?，F聯系理論與實踐，對該產物的技能難點及核算進程簡略剖析如下。
離心緊縮機的級數依照文獻 [1] 的剖析通常少于 9 級，但將緊縮機的級數描繪到 9 級甚至 10 級是在進步緊縮機轉速、進步葉輪的作業功率等辦法的根底之上，還無法到達用戶需求參數時，而最終選用的一種辦法。緊縮機的級數越多緊縮機的轉子越長，驅動端的支撐軸承和非驅動端支撐軸承之間的間隔越大，也就是在這里所說的 L / D 。 L / D 的數值一旦超過了規則的數值，緊縮機轉子的強度剖析就成為有必要查核的內容。強度剖析成果不合格，將致使布局計劃甚至氣動計劃的更改。
強度剖析首要包含單個葉輪的強度剖析和轉子軸系的動力學剖析。單個葉輪的強度剖析包含葉輪應力核算、半開式葉輪的輪盤自振頻率剖析、半開式葉輪的葉片自振頻率剖析；轉子軸系的動力學剖析首要是轉子的安穩性剖析，包含氣體激振剖析軸和鍵的強度核算。反轉剛體質量、重心、轉動慣量核算及軸向推力核算、平衡盤尺度斷定也在其間。
氣體激振是轉子動力學剖析的要害內容。氣體激振是指在緊縮機中因為葉輪內部發作旋轉脫離而發作的對機器的氣體鼓勵。關于大分子量及壓力高的的離心緊縮機，如化肥設備中的 CO 2 緊縮機和合成氣緊縮機，在計劃描繪中需求思考此類疑問。自激振蕩是指壓力高、分子量較大的氣體在經過平衡盤等密封時，因為壓比高而有能夠到達音速進而誘發對轉子的氣體激振。
如今關于機型為 2MCL609 的緊縮機進行剖析。
2.1 轉子體系的根本布局參數
圖 1 為 2MCL609 轉子的核算模型簡圖。
轉速：額外轉速為 8320 r/min 。
轉子布局參數：總長為 3057 mm ；跨距為 2475 mm ；總重為 1300.105 kg 。
軸承靜載： 軸承 1 為 6450.87 （ N ）；軸承 2 為 6303.16 （ N ）。
軸承參數： 最大預負荷下的最小軸承空隙為 軸承半徑空隙 min =0. 1357 mm 。
2.2 轉子安穩性剖析區分規范
導致轉子失穩的要素包含密封效果力、葉輪處的氣動力、軸承油膜效果力等。依據 API617 第 7 版中 2.6.5 節相關規則，對轉子進行 I 級安穩性剖析。
預期的交叉耦合剛度（見 API 617 規范第 7 版 2.6.5 .6.a ）
2.3 產物2MCL609安穩性剖析
關于本臺產物，各級參數見表
關于本臺產物，剖析成果表明： II 級安穩性剖析合格。
3 定論
綜上所述，在大支撐跨距描繪進程中，轉子軸系的安穩性剖析首要從以下 3 個方面著手：榜首，合理的描繪緊縮機的布局，在滿意緊縮機的氣動功能的條件下，使緊縮機的布局盡量的緊湊；第二，合理的挑選軸承，軸承的技能參數決議著軸系的支撐剛度，對軸系的轉子動力學剖析影響很大；第三，在緊縮機的選型進程中要合理的挑選緊縮機的根本級，緊縮機的選型決議著緊縮機主機的描繪方向，是不行疏忽的。
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