軸流風機振動故障分析與處理

1、-作者xxxx-日期xxxx軸流風機振動故障分析與處理【精品文檔】軸流風機振動故障分析與處理1、 設備參數(shù)與結構風機型號W12g12.5，葉輪直徑 D2 =1250mm，最高轉速n=2550r/min,設計性能參數(shù)為：風量 Q=235440m3/h,全壓p=11 000Pa，進口溫度t=150，進口密度=0.763kg/m 3 ，輸送介質為轉爐煤氣（干法除塵）。風機結構和試驗臺布置見圖1。該風機主要由轉子和定子組成，轉子包括主軸、葉輪、聯(lián)軸器、固定端軸承（以下簡稱軸承1）和非固定端軸承（以下簡稱軸承2），定子包括進風箱（含進口導葉和軸承I的底座）、機殼（含后導葉和軸承II的底座）、擴壓器和鋼制

2、風機底座。顯然，與一般離心風機結構不同的是，軸承I的底座和軸承II的底座均未與混凝土基礎直接接觸。為完成運轉試驗過程，由增速機通過長度為3.3m的加長型空心軸將兩臺直流電動機串聯(lián)。2、 振動特點根據轉爐各冶煉階段（準備、預熱/降罩、吹煉、補吹、出鋼、清理爐口、加廢鋼兌鐵）的不同，該風機的運行工況頻繁變換。因此，不僅要滿足各冶煉階段所需性能參數(shù)以及防泄漏、防爆的要求，還要滿足3538min內低、高速頻繁調速運行的要求。所以，制造廠需對其進行嚴格的出廠運行實驗。然而，該風機在運行實驗中卻發(fā)生了嚴重的振動問題，振動數(shù)據見表1，尤其進行的所有實驗轉速還遠達不到最高設計轉速2 550r/min，顯然，這

3、個振動問題的分析和處理十分具有挑戰(zhàn)性。由表1可分析其振動特點如下：1）風機振動與轉速關聯(lián)性強，轉速越高，振動越大；2）風機升/降速過程中，在同一轉速的振動特性相同，具有重復性；3）風機軸承 I 與軸承 II 振動相差不大，即振動數(shù)量級相同；在2 320r/min以上，風機軸承I與軸承II相比，前者垂直方向振動小于后者，而水平方向振動大于后者，顯示二者在垂直和水平方向的剛度存在差異；4）增速機振動與轉速關聯(lián)性強，在輸出軸反轉2 400r/min時達到10.0mm/s,由此增加了振動問題的復雜性；5）受電機功率限制，最高轉速只有達到正轉2 349r/min和反轉2 400r/min，不可能實施沖轉

4、實驗；6）風機最高線速度為 167m/s,但在試驗中無法實施，需由次高轉速判斷最高轉速時的振動特性。三、振動檢測分析風機主要有動不平衡、不對中、軸承故障、轉子零部件部分松動或脫落、轉子轉速接近臨界轉速、共振等八大類振動問題 ，但具體表現(xiàn)在不同的風機結構上，其振動征兆會有所區(qū)別，尤其是振動由多種因素共同作用時，則大大增加了診斷和分析的復雜性。對于本例，不排除為多種因素的復合作用，為此，在振動頻譜分析、轉子模態(tài)測試等方面都進行了相應的分析工作。本例采用的測試儀器和傳感器有八通道數(shù)據采集箱、四通道信號調理儀、激振器、功率放大器、速度傳感器、加速度傳感器、力錘及力傳感器；所應用的軟件有SsCras信號

5、與系統(tǒng)分析、SinSwt 正弦掃頻動力特性及 MaCras 機械及結構模態(tài)分析。1、增速機振動首先解決增速機振動問題。根據經驗，對增速機滑動軸承重新澆瓦、加工，同時將增速機高、低速端聯(lián)軸器與其齒輪軸重新進行動平衡校正。增速機經過維修后其高速輸出端帶負荷運行到2 400r/min時振動速度僅為2.5mm/s，表明增速機振動已經排除。但在后續(xù)的風機試驗中（風機振動見表1），則說明風機振動此時已經與增速機無關聯(lián)。2、振動頻譜分析各試驗轉速下的振動頻率分析見表2。正轉2 349r/min時的振動頻譜見圖2（其余轉速的振動頻譜略去），其中：圖2（a）、2（b）為軸承I的垂直、水平振動頻譜，圖2（c）、2

6、（d）為軸承II的垂直、水平振動頻譜。由此分析：升速2 000r/min以后振動明顯增加，頻譜以工頻分量為主，基本沒有2倍頻分量且基礎振動不大，可以排除軸系對中及基礎安裝不牢固的可能，但提高轉子動平衡品質等級對解決問題是有利的；再升高轉子速度后，出現(xiàn)幅值較低的2倍頻、3倍頻和4倍頻分量，不排除葉輪內焊渣、氧化皮或其它異物未清理干凈的因素。3、檢測共振問題由于無論整機或單獨吊出轉子組試驗，上述振動特性基本一致，所以懷疑存在共振的可能。為此，采用了兩種測試方法互為補充。第一種方法：采用正弦掃描法測試轉子、機殼內筒和機殼外筒的共振頻率。掃描時進風箱、機殼上蓋打開，拆除擴壓器，轉子維持正常安裝狀態(tài)。測

7、試結果見表3和圖3。顯然，轉子 一階彎曲振動臨界轉速實測結果為55Hz×60=3 300r/min，與理論計算結果3 335 r/min基本一致，說明2 400r/min附近的振動與轉子臨界轉速無關；而轉子41Hz不能確認為獨立的固有頻率，可以認為其處于55Hz的頻譜邊帶范圍之內；此外，機殼內筒、機殼外筒均檢測出41Hz的頻率成分，表明存在結構共振的可能。第二種方法：采用錘擊法測試定子結構的共振頻率。機殼和風機底座敲擊點位置見圖4。敲擊時，進風箱、機殼上蓋打開，拆除擴壓器，轉子維持正常安裝狀態(tài)。 在圖 4 中的 G1 、G2 、G3 、G4 點為機殼內筒和機殼外筒的敲擊部位，分兩種情

8、況：一是未加臨時支撐板；二是增加三個臨時支撐板，以對比增加臨時支撐板后其共振頻率的變化情況。前者共振頻譜見圖5，分別測得共振頻率為 41、40.5、40、40.5Hz，而后者與前者相比，其共振頻譜和共振頻率基本不變，說明增加臨時支撐板后對機殼的共振頻率不影響。 在圖4中D1 D7 點為鋼制風機底座的敲擊部位，只測得D2 、D3 、D4 三個點存在41Hz左右的頻率。 另外，由于進風箱附近軸承I所在的位置也表現(xiàn)出剛性不足，則對其敲擊檢測，結果為軸承I的底架在水平方向也存在41.5Hz的固有頻率。 結合上述兩種方法的檢測結果可以認為，在頻率41Hz附近發(fā)生了定子的結構共振。根據該風機的結構特點，其

9、剛度弱點位置為：后導葉水平/垂直剛度（但增加有限數(shù)量的后導葉是無效的）、軸承I底架的水平剛度、軸承II底架的水平/垂直剛度4、軸系模態(tài)試驗模態(tài)是風機結構的固有振動特性，每一階模態(tài)具有特定的固有頻率和模態(tài)振型。本例分別對空心傳動軸和風機轉子采用敲擊法進行模態(tài)試驗分析，得到其模態(tài)頻率和振型見表4和圖6。在圖6（a）6（d）中，左側為增速機輸出端，右側為風機聯(lián)軸器端，在圖6（e）6（j）中，左側為風機聯(lián)軸器端，右側為軸承II的端部。由此知道，空心傳動軸與風機振動無關，而轉子一階彎曲振動臨界轉速也已經遠離工頻，這與上述結果是相符的。四、振動處理措施 綜合分析上述試驗結果可以認為，本例為一個復合因素即包

10、括定子結構共振、轉子臨界轉速頻率邊帶過寬、葉輪不平衡共同作用的振動問題，并提出如下處理措施：1）定子結構共振的處理在原則上只需要改變定子的剛度或質量即可，但由于該風機的結構特性，具體實施時難度很大。對機殼而言，要增加后導葉剛度，僅增加三個支撐板是無效的，而增加后導葉厚度卻又增加了機殼中氣流的堵塞而影響風機性能。經過多次改進和反復對比實驗，通過改變其支撐方式、軸承II底架的結構、材質、焊接方式等最終也只能有限的提高其固有頻率，結果是振動問題僅部分減輕而未根本好轉；2）由理論計算和實際測試可知，轉子的一階彎曲振動臨界轉速遠高于工頻，但因其頻譜邊帶過寬，在40Hz附近也表現(xiàn)為存在共振點。經過分析，通

11、過在主軸最薄弱處調整軸徑可以保證轉子在2 349r/min附近進行動平衡校正；3）實際上轉子動平衡問題是最先考慮的，但無論整機或單獨吊出轉子組實驗，因振動嚴重都始終無法完成理想的平衡校正；特別是停機一段時間后，平衡好的轉子又可能出現(xiàn)平衡問題，為此也曾分析葉輪是否在高速時存在過大變形的情況。分析制造工藝后發(fā)現(xiàn)，葉輪輪轂環(huán)形內錐體存在少量氧化皮并在實驗過程中不定期脫落，致使葉輪平衡經常處于不定常狀態(tài)，最后該問題通過工藝手段徹底清除氧化皮后才得以解決。五、處理效果通過分步實施上述幾個措施，最終解決了該風機的振動問題，例如，風機正轉2 349r/min時軸承I和軸承II的水平振動速度均小于2.5mm/s，并根據振動隨轉速上升的關聯(lián)性明確判斷出該風機在額定轉速2 550r/min時的振動速度不可能超過3.0mm/s。目前這種風機共三臺已經在用戶現(xiàn)場順利投運，效果令人滿意。六、結論針對轉爐煤氣軸流風機振動故障采用了若干振動檢測和分析方法，診斷結