风机振动的原因及分析

风机振动的原因及分析（精选8篇）

风机振动的原因及分析 第1篇

1 问题描述

Y4-62№22F循环风机属大型风机, 由于受工艺条件限制, 其安装位置在水泥磨房12m平面, 为了减缓风机振动的影响, 风机采用挠性支撑, 即风机带整体底座, 底座下安装24只阻尼弹簧减振器 (见图1) 。但投运以来, 风机振动很大, 以致于电动机接线盒、接线端子出现松动, 险些造成重大设备事故, 厂房也有明显振感。风机的振动数据见表1。

2 原因分析

从测量结果来看, 风机水平、轴向方向振动偏大, 超出JB/T8698-1998标准7.0mm/s。对可能引发风机振动的各种原因进行分析, 发现风机底座下的阻尼弹簧减振器是风机振动的主要原因。阻尼弹簧减振器又称预应力弹簧减振器, 承载弹簧受外力时除垂直伸缩外, 也可水平摆动, 该水平摆动导致风机振动大。

3 解决办法及效果

根据上面分析, 解决问题的办法就是消除水平摆动。目前国内用于风机减振的大致有两种:一是阻尼减振器, 二是复合橡胶减振器, 后者的特点是阻尼比大, 对其振峰的抑制能力强。因此我们保持现有阻尼弹簧减振器, 在风机钢底座下加装14只复合橡胶减振器, 在其下面用斜垫铁进行预紧, 确保每个复合橡胶减振器均匀受力。

风机振动的原因及分析 第2篇

摘要：文章针对某电站增压风机两次振动幅值过大原因进行了诊断测试和分析，结果表明，该增压风机振动虽然幅值增大，但两次增大的原因并不相同。文章针对不同原因提出了不同的处理措施，并最终将其振动故障消除。

关键词：增压风机；垂直振动；风机叶片

中图分类号：TF307 文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2013）11-0132-02

1 概述

某电站增压风机为动叶可调单级轴流风机，额定工作转速980r/min，图1为轴系示意图。该风机经过大修后启动，启动期间对其振动进行监测，发现振动严重超标，增压风机的外壳水平和垂直振动最大值分别达到15mm/s和10mm/s，威胁增压风机的运行安全。

2 增压风机振动测试与分析

该电站增压风机先后经两阶段测试和处理，才将其振动故障完全排除。

2.1 第一阶段：测试分析和处理

该增压风机经过大修后正常启动，启动期间，对该风机外壳的垂直和水平方向的振动进行了测试。其中振动信号拾取一次元件为Bently9200振动速度传感器，振动信号采集仪为Bently208P。

现场振动数据采集平台一切就绪后，启动增压风机。在电机带动下，风机速度迅速达到额定转速980rpm。在风机升速期间，被测点振动幅值也逐渐增加，期间未见过临界现象。额定转速后，增压风机被测点振动幅值逐渐稳定，不再增大，被测点具体振动幅值见表1，期间被测点振动趋势见图2。

参照相关标准GB/T11348.2-2007和GB/T6075.2-2002，该风机的振动速度超出标准的推荐值，并且也远大于设备厂家推荐的4.5mm/s容许值，需对振动原因进行分析，以便采取相应的处理措施，否则，该风机无法投入正常生产

运行。

为分析风机振动幅值超标的原因，对以上两个测点的振动进行频谱分析，频谱分析显示16Hz工频振动、160Hz附近以及300Hz附近的高频振动为主（见图3）。根据该风机的结构，确认该风机基础良好，无支撑刚度不足等因素。

从图3的频谱分析来看，目前该风机转子存在一定的质量不平衡，它是导致其振动分量16Hz工频振动偏大的原因。但造成该风机振动偏大的主要原因还是来自160Hz和300Hz附近的高频振动分量，从该风机的结构来看，能够产生这样高频振动故障来源主要有：风机叶片的气流扰动、部件的松动、轴承缺陷以及固有频率比较高的部件共振等。

结合该风机刚结束的大修处理情况和历史投运情况以及风机结构和叶片数量，基本可以排除叶片气流扰动和部件松动缺陷；另外，从该风机启动升速过程测点振动来看，固有频率比较高的部件工作缺陷也可以排除。由于该增压风机投运5年多，其滚动轴承一直没有更换，因此，判断其滚动轴承很有可能出现疲劳损坏。据此，停增压风机解体检查。

该风机解体后，检查发现该风机滚动轴承内滚道和滚动体均已出现大量深浅不一的点蚀现象，这些点蚀应该是造成该风机运行过程振动偏大的主要原因。稍后，对其滚动轴承进行更换，同型号的新的滚动轴承更换安装完毕，再次启动该风机，同时对该风机相同部位的振动进行监测，其水平和垂直方向振动显著减小，且均在5mm/s以内，说明造成该风机大修后首次启动期间振动过大的主要原因是该风机轴承点蚀情况严重。由于生产任务紧，再加上该风机振动幅值明显减小，转子虽存在一定量的质量不平衡，并未在现场进行动平衡处理，第一阶段的诊断和处理工作到此结束。

2.2 第二阶段：测试分析和处理

从第一阶段处理的结果来看，该风机的振动并未处理到非常理想的状态就再次投入运行。在随后的运行期间，该增压风机随运行时间延长，其振动幅值又开始逐渐爬升。历经运行50天左右，对第一阶段测试的相同部位再次进行测试。测试结果表明，该风机的振动最大幅值基本保持在10mm/s左右。对其水平和垂直振动进行频谱分析，频谱分析显示，该风机的振动以工频振动为主（见图4），主要缺陷应该是转子受到非常大的不平衡质量力影响。

但根据振动爬升的趋势分析来看，其不平衡质量力是不稳定的，据此，怀疑增压风机动叶执行机构液压缸在运转过程中逐渐发生位移，与转子同心度偏差较大，导致轴系产生随同心度偏差增大而变大的不平衡。随后，由于该风机轴承箱漏油严重需要急需处理，该风机生产厂家来到现场进行漏油处理，同时，对该风机进行了多次动平衡，但每次加重后，其振动幅值相位变化巨大且重复的规律。根据这一现象，可以推断此前的分析，即：该风机转子存在不稳定的质量不平衡力，应重点检查轴系是否有转动部件发生位移。

据此，检修人员现场检查了风机叶片执行机构液压缸和转子的同心度，发现液压缸偏心约0.7mm，远大于安装规程的要求。随后，将其同心度调整至0.2mm以内，并将风机恢复至可运行状态。再次启动该增压风机，并对其振动进行监测，监测结果显示，该风机的水平和垂直振动均小于规范的4.5mm/s允许值。至此，该风机的振动分析和处理正式结束。

3 结语

该风机振动幅值超标两次测试分析结果不一样，采取的处理措施也不相同。

该增压风机大修后振动幅值超标的主要原因是因为其滚动轴承的内滚道和滚动体存在大量深浅不一的点蚀现象，轴承经更换后，风机振动显著减小至5mm/s左右。

该增压风机振动经首次更换轴承处理后，随其运行时间增加，其振动出现爬升现象，其主要原因是受不稳定质量不平衡力影响，进一步分析表明，其振动主要原因是动叶执行机构液压缸相对转子偏心远超过安装要求，将其调整至安装要求范围以内，振动故障消失，风机恢复正常。

参考文献

[1]钟一谔，何衍宗，王正，李方泽.转子动力学[M].北京：清华大学出版社，1987.

[2]陆颂元.汽轮发电机组振动[M].北京：中国电力出版社，2000.

[3]王青华，华宇东.300MW国产引进型机组轴瓦振动诊断与处理[J].华东电力，2006.

作者简介：黄永怀（1976—），男，广东清远人，广东省粤电集团有限公司沙角A电厂锅炉工程师，工程硕士，研究方向：电厂锅炉设备管理。

风机振动原因分析及处理 第3篇

1 常见风机轴承振动原因

(1) 转子动平衡不符合要求。

(2) 动静部分之间发生摩擦。

(3) 基础的刚度不够或不牢固。

(4) 轴承底座和基础连接不良。如二次灌浆不实、台板与基础连接螺栓松脱等。

(5) 风机组装问题。如中心未找正, 轴承间隙未调整到位, 轴承接触不良等。

(6) 进风箱涡流脉动造成的振动。入口风箱结构设计不合理, 导致进风箱内气流产生涡流, 并在风机进口集流器中得到加速和扩大, 从而激发气流脉动。

1.所加入口弯道导流板。2.进口调节挡板。3.出口隔离挡板。

(7) 入口调节门后中心涡流引起的振动[1]。

(8) 风机转速接近临界转速引起的振动。

(9) 风机旋转失速、喘振等。

(10) 烟、风道结构设计原因, 如风道刚性不足, 造成系统中气流的压力脉动与扰动导致风机的受迫振动。

2 某电厂#1机组一次风机振动原因分析

浙江某电厂2300MW机组一次风机采用单吸离心式风机。调节方式为入口调节风门。风机转速为1480rpm, 厂家保证风机的第一临界转度, 至少高于设计转度的25%。

在调试期间风机轴向振动超过了100m, 振动发生在远离电动机的自由端, 且随着入口调节挡板开度变化而变化。

处理原则:根据发生的可能性大小以及处理的难度, 成本、时间等因素, 我们对各项原因逐一进行了排查。

2.1 查找安装方面的原因

由于是新建机组, 我们首先对风机的轴承间隙、联轴器连接等进行了检查, 并重

1.集流器。2.破涡器叶片。

2.2 入口风道改造试验

鉴于风机振动同挡板开度有关, 说明风机振动受进风箱气流脉动的影响, 于是我们在入口弯道内加装了两块导流板, 见图1。加装导流板后发现, 风机振动略有改善, 见表1。此后我们拆除了消音器和入口风道进行试转也未见效。

2.3 动平衡试验

由于在试验中发现一次风机A水平振动比一次风机B要大的多, 因此怀疑一次风机A转子本身有不平衡质量的存在, 对一次风机A进行了动平衡试验。经过三次试验, 最终加装了200g平衡块。结果各个方向振动均有不同程度的降低, 见表1。

2.4 机壳加支撑试验

由于风机机壳振动也较大, 为了探索机壳振动与轴承振动的关系, 我们对机壳进行了加固。具体方法是在机壳底部加两根竖管支撑, 在机壳侧面加两根斜管支撑。结果, 机壳振动通过斜撑传递至风机基础, 由于风机基础刚性不足, 导致轴承振动和机壳振动反而加剧 (具体数据见表1) , 最后还是拆除了机壳上的支撑。由于考虑到改造成本以及工程进度, 我们未对基础进行改造。而是继续寻找造成轴承振动的激振力, 以便从源头上堵住振动的产生。

2.5 加破涡器试验

由于风机振动受入口挡板开度的影响, 表明气流脉动很可能是造成轴承振动的根本原因。为彻底解决问题, 我们决定在风机进口集流器位置处加装带导流性质的破涡器, 结构如图2。破涡器的几何形状对效果起决定作用, 如果叶片高度不够, 不能起到导流破涡作用, 而高度太高, 则可能在进口处形成新的涡流。通过在一次风机B上进行的三次破涡器切割试验, 最终确定了合适的破涡器结构尺寸, 效果非常好 (具体数据见表一) , 风机振动达到了规范的优良标准。

3 振动原因

从处理过程来看, 造成该风机振动的主要有以下原因: (1) 一次风机A转子存在不平衡质量, 由于动平衡不好造成的水平振动亦造成了轴向振动的增加。 (2) 入口调节门后中心涡流引起的气流周期性脉动造成风机机壳振动[1], 从而造成轴承振动。 (3) 基础轴向刚性不足, 加剧了由于入口调节门后中心涡流引起的轴承振动。该风机自由端轴承座基础是明显的“瘦高个型”, 此风机振动大, 外型结构亦是主要的原因之一。

4 结语

总体上来说, 此次风机振动的处理结果是成功。从整个处理过程来看, 由于造成此次风机振动的原因应该说是多个因素共同作用的结果, 有一定的复杂性, 因此需要我们根据振动的特征仔细分析, 逐项排除, 同时在振动的处理上要考虑处理的成本, 采用相对简单的方法。通常减少风机轴承振动的途径有两种, 一是减少激振力, 二是增加支承系统的刚度。在此次处理过程中我们就是从减少激振力着手, 便从源头上堵住振动的产生, 而未对基础进行改造。

摘要：对可能造成风机振动的原因进行了总体介绍, 并通过某电厂#1机组离心式一次风机轴向振动大的解决过程, 对风机振动的分析处理过程进行了介绍。

关键词：风机,振动,分析

参考文献

[1]刘家钰.电厂锅炉一次风机异常振动试验研究[J].风机技术, 2003 (5) :41～44.

[2]宋儒将.引风机振动故障诊断及处理[J].风机技术, 2007 (3) :70～71.

[3]朱宏, 汪岚.浅析风机常见振动故障的特征及诊断标准[J].风机技术, 2003 (6) :54～55.

[4]郜立焕, 万畅, 杨玮.风机基础刚度差的振动机理和诊断方法[J].风机技术, 2007 (4) :69～71.

窑尾高温风机振动原因分析及处理 第4篇

1 风机振动情况及原因分析

导致风机振动的原因很多，常见的有：转子失衡、偏心、固定松动、滚动轴承故障、转子弯曲、叶轮损坏和系统气流不稳定等。对该风机分析认为，转子主轴水平偏差大和风机轴承损坏是其振动的主要原因。

1.1 转子主轴水平偏差大

在试生产的前三个月，风机轴承振动一直都偏大，固定端和自由端的振动值都在7mm/s以上，且呈逐渐加大趋势，固定端轴承的滚子及内、外圈滚道已出现严重损坏，需更换新轴承。

检查转子主轴水平度，发现转子的固定端比自由端低了4mm，远低于主轴水平度0.04/1 000的要求。转子主轴水平偏差大致使风机振动过大，同时由于固定端低，且轴承固定，相比自由端所受力更大，因而风机在高振动运转三个月后，固定端轴承损坏，自由端轴承的间隙也变大到450μm。主轴水平偏差大除安装原因外，极有可能是风机安装完成后及运转过程中基础不均匀沉降引起的。

1.2 风机轴承损坏

将主轴的水平偏差问题解决后，又出现过几次风机振动高报，风机轴承损坏的故障。具体情况是：

在每次更换新轴承后，风机的运转都很平稳，两端轴承的水平和垂直方向振动值均在2mm/s以下，而运转一段时间后(短则半个月，长则二个月)，会出现风机固定端轴承振动突然增大，并迅速恶化的现象。在风机振动值增加后，我们检查均发现轴承润滑稀油站的回油过滤器上总有很多金属屑，说明轴承磨损很严重。停机检查，发现固定端轴承的滚子及内、外圈滚道确实出现严重损坏，需重新更换新轴承。同时检查风机叶轮磨损及黏结情况等，均正常，两侧进风门的开度也同步。从以上的实际状况分析，基本可以确定是由于风机固定端轴承损坏引起的风机振动。

风机两端轴承均是SKF轴承，型号为23048C3W33。在逐一排除了轴承质量、选型和润滑方面的问题后，认为轴承座安装和联轴器安装是引起轴承损坏的两大原因。

1)风机轴承座采用的是剖分式，我们通过压铅丝的方法检查发现，上盖的压紧力有问题。通过厂家得知，轴承座加工时，在轴承座对分面垫有0.2mm厚的青稞纸，而在实际安装时却没有垫，这样造成轴承座上盖与下座螺杆拧紧后，轴承变形，游隙变小，特别是自由端轴承外圈与轴承座间隙无法满足高温风机工作时热膨胀自由伸缩的要求，叶轮轴膨胀时，自由端轴承无法自由游动。我们在高温风机轴承振动值加大后，将自由端轴承座上盖拧紧螺杆适当拧松后，振动情况出现明显好转，也印证了此点分析。因而可以认定，自由端轴承无法自由游动是造成轴承过早损坏的主要原因。

2)主电动机与叶轮之间的弹性柱销齿式联轴器安装有问题。此联轴器安装校正方便，可以适应由于微偏心产生的振动，同时对冲击振动有较好的阻尼作用。检查发现，联轴器的找平找正没问题，但两半联轴器端面存在相互碰擦痕迹，说明联轴器之间的轴向间隙过小。分析原因是联轴器找平找正时忽略了主电动机轴承是滑动轴承，而在校正两半联轴器端面的轴向间隙时没有注意到电动机的磁力中心线。

另外，在轴承安装时轴承加热温度过高(高于120℃)，也有可能对轴承产生不利影响。

2 解决措施

根据上述分析，我们从安装环节入手，确保安装质量，以保障风机的正常生产。

1)严格轴承的采购程序，寻找正规的SKF轴承经销商，确保轴承的质量。新轴承安装前开箱认真检查是否存在缺陷，检测轴承的径向原始游隙应为240～320μm。用油煮法加热轴承时，使用干净的油，将轴承放在支撑网架上，不直接与油箱底部接触;均匀加热，加热温度控制在95～105℃，不能超过110℃。到预定时间后快速捞出，用干净不脱毛的布巾将轴承上的油迹和附着物擦干净后，尽快套到轴上。

2)精确校正主轴、两轴承座对分面水平度，轴承座水平度要求轴向0.04/1 000，横向0.08/1 000，主轴水平度0.04/1 000。在找主轴的水平度时，考虑到叶轮自重对主轴的弯曲作用及主轴的结构特点，在两端轴承近端位置分别用框式水平仪找正，数值要相对应。找正合格后，拧紧轴承座的地脚螺栓后，应复查上述三项水平度。

3)主轴水平找好后，用汽油将轴承箱内清洗干净，安装轴承座上盖和两端盖。安装上盖时要在两轴承座对分面垫上0.2mm的青稞纸，拧紧紧固螺杆，检查两端轴承的安装游隙并做好记录，特别要检查自由端轴承外圈与孔的间隙，应确保有30～50μm间隙。

4)主电动机轴承是滑动轴承，因而在校正两半联轴器端面的轴向间隙时要特别注意电动机的磁力中心线。本主电动机标出的磁力中心线如图1所示，从图1上可得知电动机磁力中心线位置，通过电动机空转也确认了该数据是正确的。根据所知的磁力中心线位置，在安装粗找时就用撬杠将电动机转子移至其标示的位置，然后再找两半联轴器端面的轴向间隙控制在8～10mm。

5)在对电动机轴电流的检测中，检测到了电动机运转时存在较大的轴电流。为了消除电动机轴电流对轴承损伤，我们在靠近主电动机侧半联轴器上安装了碳刷，碳刷具有弹性支撑，电动机运转时能始终与半联轴器保持紧密接触，碳刷用金属导线与支架相连，支架与地线相连，将轴电流引向大地。同时在联轴器的两端面外挡板及外套内表面与半联轴器间用青稞纸绝缘，如图2所示。

3 实施效果

风机振动的原因及分析 第5篇

聚乙烯三车间的C-301干燥气风机, 是将E-301中未冷凝混合气体升压, 并在干燥气冷却器E-307中用盐水冷却到约30℃。进一步分离己烷冷凝液, 然后, 经干燥气换热器E-302用低压蒸汽加热到100℃重新返回M302干燥器循环使用的关键设备。该设备一旦出现问题, 会直接影响到全车间的安全稳定生产, 甚至还会影响到全厂的乙烯平衡。

2 技术特性

型式:离心式

介质:氮气+己烷混合气体

流量吸入状态1510-2200m2/n

压力 (入口/出口) 100/1300毫米水柱

气量1510-2200m2/h

重量0.316吨

转速3000r/min

排气温度80℃

轴封形式石墨环密封

3 问题分析

3.1 叶轮的平衡问题

在多次检修中拆装叶轮时, 叶轮的平衡已被破坏, 而且变形很严重。制造比较粗糙, 加工精度不高在这种状态下高速运行, 转子的中心与旋转中心线不相重合就会产生不平衡的离心力或力偶, 如图1, 因而会引起振动。

设转子的不平衡重量为△G, 它距旋转中心线的距离为x当转子以角速度ω旋转时, 则其产生的平衡离心力为:

P=ΔG/gω2 g=9.8 (1)

振动会对轴封产生很大影响, 它会使各部的连接件发生松动, 产生内摩擦的磨损, 降低其运转寿命。同时对各部的磨损件也产生较大的摩擦力, 各部的间隙被磨大, 运转不平稳, 轴封消漏, 轴承被损坏。

3.2 轴封泄漏

主要原因是其轴封的设计结构不太合理.如图2, 它是由两件石墨套组成的一组轴封。利用氮气压力来控制混合气体的外泄, 氮气压力的不稳定和操作人员的手动控制伐, 来控制氮气压力, 操作人员是无法掌握量的大小, 己烷气经常会窜入轴承箱, 坏轴承的润滑, 将轴承烧毁。

3.3 操作人员和检修人员责任心不强

(1) 操作人员没有及时到现场巡回检查, 调整阀门, 更换润滑油, 切换风机, 对风机的结构及原理不清。

(2) 检修人员在每次检修时, 责任心不强, 没有做到文明检修, 乱打、乱撬、破坏了叶轮的平衡, 轴与密封函的对中不好。生产轴封被烧, 轴封大量泄露, 电机与风机的找正达不到技术要求, (径向0.08mm;轴向0.05mm) ;其产生振动。

4 消除措施

4.1 叶轮

(1) 将叶轮变形的地方校正, 修复。

(2) 对叶轮进行切割, 切割量为<5% (平时风机的控制量为30-40%) 。叶轮切割后:切割量5%;为35毫米, Φ700-35=665毫米, 切割后可减小转子的力臂, 减小不平衡力。

(3) 对叶轮作静平衡, 如图3 (a) , 3 (b) 。

公式:GP=Q0R或 ΔG=Q0R

P为转子重心偏离旋转中心线的距离;R为平衡重;Q0为距旋转中心线的距离。

找静平衡时, 一般是先测定不平衡重量的方位, 然后在其相反方向上选择一个适当的位置, 加上一定重量的平衡重Q0来平衡它。如图3, (该设备转速为30002/min不需作动平衡。)

4.2 轴封

对轴封进行了结构和原理上的改进, 将直通式密封改为迷宫式密封, 另加一离心冷凝盘, 从而解决了轴封的泄漏问题, 如图4。

原理如下:当气流通过迷宫密封片的间隙时, 气流近似经历理想膨胀过程, 气流的压力和温度都下降, 而速度增加当气流从间隙进入密封片间的空腔时, 由于截面积的突然扩大, 气流形成很强的旋涡。从而速度几乎完全消失这样当气流通过整个密封腔时, 气体往外的泄漏也大大减少, 达到了密封的目的。有少量的己烷气体通过离心冷凝盘, 冷却成液体, 将其甩到泄漏孔使己烷气体不能到轴承箱里。

4.3 加强培训

对操作人员和检修人员进行上岗培训, 加强责任心的教育, 制定严格的操作规程和检修方案, 做到定时、定点的巡回检查, 严把检修质量关, 做到文明检修, 按章施工。

4.4 联轴器

(1) 每次安装完毕后, 必须严格找正, 调整轴向与径向的间隙, 如图5-6。

式中, b为在0°与180o两个位置上测得的轴向间隙的差值;b=s1-s3毫米;D为联轴器的计算直径。毫米;L为主动机纵向两支脚间的距离。毫米;公式:X/L=b/D;X=b/DL;l为支脚1到联轴的测量平面之间的距离, 毫米。

如图:7 (a, b) l为从动轮, ll为主动轮。

(2) 联轴器找正计算和加垫调整方法:

Y/l=X/L;Y=X/Ll=b/Dl;e=a1-a3/2

全部径向间隙轴向间隙调整好后必须满足下列条件:

a1=a2=a3=a4 s1=s2=s3=s4

这表明主动机轴和从动机轴的中心线位于一条直线上。

5 结论

(1) 通过对转子采取了校正、调整、切割、作静平衡及严格找正等措施, 基本上解决了设备的振动问题。从原来的振动值为:0.6μm, 降到了振动值为:0.2μm。

(2) 轴封改进后, 解决了轴封泄漏的问题, 运转周期从原来的2-3个月, 提高到现在的12-18个月。从而降低了能耗、物耗, 改善了现场的面貌。

(3) 该设备已经打算准备申请报废, 但通过改进后, 每年可节约检修费用约6万元, 更新设备费用约30万元, 降低了成本, 提高了生产能力, 达到了安全稳定生产的目的。

摘要：对聚乙烯三车间的C-301干燥气风机振动及轴封泄漏原因进行了分析, 并提出了改进措施, 措施实施后, 解决了设备的振动问题, 解决了轴封泄漏的问题, 提高了设备的运转周期, 从而降低了能耗、物耗, 降低了成本, 提高了生产能力, 达到了安全稳定生产的目的。

风机振动的原因及分析 第6篇

某电厂2009年7月投产, 采用北京巴布科克威尔克斯有限公司B&WB-1900/25.4型锅炉, 其主要技术特征为超临界参数、垂直炉膛、一次中间再热、平衡通风、固态排渣、全钢构架、露天布置的“W”火焰 (型锅炉。锅炉配套上海鼓风机厂有限公司生产的PAF19-13.3-2型一次风机。

一次风机为双级动叶可调式轴流风机。从2009年7月调试至2014年02月, 单炉已发生一次风机轴承箱振动速度均方根值Vrms超标 (合格值小于4.6mm/s) 导致降一半负荷停半侧风故障抢修4台次, 直接影响机组安全、稳定运行。通过对风机转子解体后分析, 确认原因为一级叶轮推盘过重, 导致推杆和支撑轴衬、滑块磨损严重, 引起风机振动大, 需要对一级叶轮推盘进行改造, 从而彻底解决一次风机振动大的问题。

1 一次风机转子解体后振动大的原因

对一次风机转子进行解体维修, 发现连接第一、第二级叶轮的推杆和支撑推杆的两个推杆轴衬磨损严重, 如图1所示。推杆轴衬4TY1079 (90/7260) , 推杆轴衬内径72.75mm, 现在连杆尺寸71.05mm, 磨损量为0.35mm, 间隙1.65mm, 大于标准0.20mm;滑块磨损严重。

一次风机运行时, 需频繁调节叶片角度以适应机组负荷变化。一级叶轮推盘较重 (124kg) , 会产生较大的离心力, 导致叶片调节时推杆和推杆轴衬轴向摩擦, 推杆和轴衬没有润滑介质, 磨损的推杆轴衬的铜粉沫加剧磨损, 引起一级叶轮推盘偏心, 风机振动大, 滑块磨损严重, 使风机振动加剧。

2 一次风机转子推盘、推杆改造

(1) 一级推盘改造, 推盘重量由原来的124kg减少到64kg, 从而降低推杆轴衬磨损, 见图2。

(2) 推杆更换, 以适应一级推盘改造结构, 并设置加油孔。

(3) 连接一、二级叶轮的推杆顶端轴向钻一个Φ9的深孔, 长度达到370mm, 在深孔的顶端打一个Φ10的径向孔 (见图3) , 利用这个通道加注润滑油 (见图4) , 使得推杆的两个推杆轴衬中间和轴承箱主轴 (空心轴) 的空间内充满润滑油, 减小连杆和两个推杆轴衬的磨损, 改善其工作条件。在推杆轴衬的外面再加一个907210的骨架油封确保润滑油无泄漏, 最后将这个孔用M10的堵丝闷好。

(4) 滑块检查更换。

(5) 其余仍使用风机原来部件。

(6) 液压缸以2年为检修周期送专业风机检修厂家解体检修并进行加载试验。

3 加强运行监视

(1) 启动一次风机运行时建立好自然通风通道。

(2) 确保运行中两台一次风机的电流和出口风压一致, 维持两台风机出力平衡。

(3) 避免风机动叶开度大于85%长时间运行。

(4) 机组负荷低时, 应避免一次风机高风压低流量发生。

4 改造效果

2014年3月, 结合机组检修先后对两台一次风机转子一级叶轮推盘、推杆进行改造, 改造后一次风机运行约半年时间, 轴承的振动速度均方根值Vrms最大值稳定在2mm/s以下, 彻底解决了一次风机振动大的问题。

5 结语

机组一次风机频繁的转子振动超标故障导致设备可靠性低、经济性差, 2014年利用机组B级检修机会, 对一次风机转子一级叶轮推盘、推杆进行改造, 基本解决振动大的问题;同时运行中强化了对风机转子轴承振动状态的在线监测, 提高了机组主要辅机一次风机的可靠性。通过改造, 确保机组可以按照调度要求接带负荷, 减少了机组计划电量考核, 降低了机组因一次风机问题而导致机组MFT的安全隐患, 确保机组安全、稳定运行。

摘要：针对600MW超超临界机组一次风机轴承箱振动速度均方根值Vrms超标的问题, 进行推盘、推杆技术改造, 并设置加油孔等措施, 达到预期的效果。

烧结风机振动原因分析与排除 第7篇

关键词：烧结风机,动平衡,振动速度,轴瓦松动

1 概述

山东石横特钢集团有限公司60m2带式烧结机于2004年12月20日建成投运,其主抽风机SJ6500由西安临潼鼓风设备有限公司制造供货,电机3200KW,上海电机厂供货。至运行以来,风机多次出现振动逐渐增大的现象,乃至严重超标不得不停机检修,严重影响了烧结的正常生产。因此,如何快速查找故障原因及快速排除故障成为保证烧结生产正常运行的关键。

2 故障的出现与分析

2012年5月2日下午15时操作人员发现风机振动超标,风机推力端轴承座由水平4.7mm/s逐渐升至13.7mm/s,此时风机入口温度135℃,负压12.5Kpa。经相关人员商量决定调整生产工艺参数:风机入口温度为125℃,负压13.5 Kpa,风机又恢复原始状态,振动值恢复到4.7mm/s左右。此后几天连续发生多次,风机振动值随入口温度变化明显。2012年5月14日晚风机推力端水平振动11.1mm/s,轴向振动5.2 mm/s,支撑端水平振动为振动9.9mm/s,轴向振动4.5 mm/s,风机入口温度降低后,振动值无明显变化。因近期风机振动一直持续在4.0~5.0mm/s,判断风机转子有积灰引起转子不平衡。5月15日下午对风机停机检查处理。打开风机人孔转子无积灰,但叶轮磨损较严重,此叶轮已使用1.5年。

为进一步判断振动原因,计划对风机做频谱分析。PMS系统监控及分析:主抽风机组风机推力端轴承座水平振动1倍频振值17.89mm/s,存在2、3、4、5等倍频成分。轴向振值5mm/s,2倍频振值5.3mm/s,风机支撑轴承座水平振动1倍频振值13.87mm/s,存在2、3、4、5等倍频成分。轴向振值7.1mm/s,3倍频高,振值峰值7.77mm/s,电机输出端径向水平振值5.61mm/s,1倍频高,存在2、3、4、5等倍频成分;轴向振值4.17mm/s,2倍频高,同时存在1、3、4、5等倍频成分;垂直振值虽然不高,但伴有松动成分,振值显著上升。诊断:(1)电机与风机不对中;(2)风机转子存在不平衡,(3)电机与风机轴瓦出现松动。

3 风机故障排除

(1)2012年4月16日计划检修时对风机联轴器同轴度在已检查处理,径向、端面均0.05mm。

(2)为验证频谱分析风机轴瓦松动,2012年5月15日下午将风机轴承座开盖对轴瓦间隙、轴瓦与轴承座预紧力进行检查,检查结果:支撑端轴瓦预紧力0.05mm,轴瓦顶隙0.3mm,侧隙0.16mm;推力端轴瓦预紧力0.06mm,轴瓦顶隙0.32mm,侧隙0.18mm,均在允许范围内(风机轴颈160mm)开机后振动仍然超标。

(3)2012年5月15日晚对风机在线做动平衡,第一次加矢重206g,动平衡仪显示不平衡角度59°,加配重块256g。焊接配重块后开机,风机振动仍然超标11mm/s且不稳定,动平衡失败。因电机启动方式为串水电阻启动,每次启动后水电阻水温升15~20℃,现场做动平衡电机已连续启动3次,目前水电阻柜水温度已达65℃(水温100℃),已经不许再做一次动平衡(做一次动平衡电机要连续3次)。做动平衡失败后现场技术人员决定在叶轮180°加200g配重,加配重后风机振动推力端水平振动7.6mm/s,轴向振动5.2 mm/s,支撑端水平振动为6.7mm/s,轴向振动4.5 mm/s。因生产相对紧张,风机风门在开度在50%维持烧结运行,择机处理。

(4)2012年6月20日烧结车间计划检修,主要对风机转子、轴瓦检查更换。在检查轴瓦时发现推力瓦端约有1cm2合金层松动,支撑端瓦底有多个麻坑(分析由于风机长时间在振动超标的情况下运行,将轴瓦振裂)。最终决定将转子及轴瓦全部更换。最后安装数据如下:瓦背与轴承座接触面积≥65%(用红丹粉研出),轴瓦顶隙0.23mm(压铅丝法),侧隙0.11mm(用塞尺测),推力瓦端间隙0.30mm(用塞尺测),轴瓦与轴承座紧力0.06mm(压铅丝法),挡油环与主轴间隙0.2mm(用塞尺测),轴瓦包角在90°左右。鼓形齿轮联轴器同轴度数据径向、端面均0.08mm(杠杆百分表测出)。6月22日上午10:00试机,风机振动恢复正常。风机推力端水平振动1.4mm/s,轴向振动2.6 mm/s,垂直振动0.8 mm/s;支撑端水平振动为振动1.2mm/s,轴向振动2.0 mm/s,垂直振动0.6 mm/s。正常生产后,风机振动随风机入口温度及风门开度无变化。

(5)风机旧转子更换下线后发现,进风口叶片磨损严重,叶片表面耐磨层已磨损殆尽。叶片磨损呈不均匀状态,个别位置叶片厚度仅为原厚度2/3。生产中由于风机入口温度较高(150℃左右)或风机风门开度增大负荷加大时对磨损处叶片造成局部微小变形,导致风机转子整体不平衡。而在线做动平衡是在停机情况下进行,风机入口温度与风门已大大降低,风机状态与正常生产时工况差别较大,所作出动平衡结果不真实。

4 结束语271612)

锅炉高压风机振动产生的原因和消除 第8篇

关键词：高压风机,振动,阻力因素

热电锅炉高压罗茨风机型号:PJL300C。压力58.86KPa;风量76.6M2/S;转速989R/MIN。2014年9月6#锅炉在启动过程中发生高压风机电机振动现象, 高压风机出口压力高, 出口管道安全阀不断动作, 风机电机轴承温度高, 达到70℃, 风机电机轴测振动大, 怀疑电机损坏, 更换电机并且进行滤网清扫, 运行后检查风机联轴器水平、对中情况, 发现振动仍然大, 电机水平方向振动振幅最高达到0.22mm, 在运行的过程中, 风机的本体由原来的无振动感觉变为较为明显的振动, 并出现了异音。为避免风机振动过大, 出现更大的故障, 决定停炉后处理高压风机的振动故障。

1 高压风机振动的产生原因分析

风机在运行中的故障现象, 总体表现为:

1.1 电机温度高, 温升快;

1.2 负荷超载, 出口压力高, 安全阀频繁动作;

1.3 振动加剧, 风机电机联轴器侧振动大, 风机本体从不振动到振动;

1.4 风机电机空载试验无明显振动;

根据以上现象分别进行分析:

电机温升高:可能的原因为系统阻力过大, 或进气温度过高, 需要降低阻力或进气温度。实际中进气温度一直不高, 可以排除进气温度问题。润滑油脏, 可更新润滑油。

系统负荷超载:有可能系统的阻力过大, 管网阻塞, 可以检查系统从风机出口至返料风帽的管路中是否有阻塞现象, 予以排除消除阻力的原因。空气滤清器中, 滤料含尘过大, 应清洗或更换滤网。

振动加剧:可能的原因分别为轴承的振动磨损、联轴器的水平的不对中或地脚螺栓的松动。

管路的异音:进出口消音器失效, 需更换或修理消音器;消音器小孔阻塞, 须重新更换消声器内筒壁上的玻璃布;由振动的原因, 吸声材料下坠, 造成消声效果降低。

为了更好的了解风机的振动的源头, 更好地解决问题, 在风机为停运之前, 我们联系检验中心对风机的运行状况进行在线检测。检测分别对风机水平联轴器侧、电机联轴器侧、电机远端及机组台板分别进行了在线振动检测, 初步认定为机械松动, 轴承损坏可能性小一些。

下面是振动最大处的电机联轴器侧三个方向的振动频谱图。

以上图中, 16.46Hz为工频 (即一倍频) , 其它频谱为谐波, 高频能量不高。

简单看频谱图故障应为机械松动, 松动引起的振动, 幅值与负荷密切关联, 随负荷的增大而增大, 主要表现在基础或地脚螺栓松动, 但在现场观察了基础, 未见明显的地脚螺栓现象。

从频谱图中看, 轴承故障的可能性不大。因为滚动轴承产生故障, 可能会产生四种类型频率的振动:随机的超声频率;轴承零部件的自振频率;轴承故障特征频率等, 图中不明显。

轴承松动在频谱的表现上不明显, 但轴承振动导致配合部件的相对运动, 如果这个相对运动轻微但不间断, 则轴承会产生磨损, 这种磨损产生颗粒, 会导致研磨和松动加大。如果松动增大到轴承内圈或外圈的显著运动, 安装表面 (孔径, 外径和侧面) 将磨损和发热, 引起噪声和晃动, 根据风机振动上看现象有可能轴承内圈松动, 轴承间隙变大。

根据以上分析, 判断故障的发生原因主要是在管路上的问题, 应先处理风道不畅, 消减管道的阻力, 降低负荷;然后检查轴承的内外圈可能发生轻微的松动, 检查轴承的间隙。由于在线频谱图表示的故障源头不清晰明显, 为了彻底消除缺陷, 需要对引起振动的因素进行逐项的排查。

2 振动的消除

根据以上有可能发生振动的因素, 检修中从以下几个方面进行了排查。

2.1 检查风机地脚螺栓, 检查发现地脚螺栓牢固, 重新适当紧固。排除地脚松动方面的影响。

2.2 进行风机入口出口滤网的检查, 未发现过大的尘粒堵塞, 重新清扫过滤网。

2.3 管路的检查:

从风机出口至返料床的阻力部件分别为出口逆止阀、分别进入左右返料风室的4个配风蝶阀, 蝶阀后的转子流量计, 及返料床上的返料风帽。

对管路我们采用打开口检查内部情况, 出口逆止门、转子流量计均无堵塞, 返料风帽进行了清理, 未见严重堵塞。

而4个配风蝶阀出现了较严重的堵塞, 见图。返料东侧小床风门开度处于节流状态。西侧风门开度接近于关闭状态严重不正常。

图中:东侧小床风室管道 (西侧) 开度不正常, 进行了调整处理。

我们认为这是风道阻力产生的主要原因, 消除了管道的阻力, 风机的运行状况将得到很大的改观。这几个蝶阀由于阀门的开度由几个顶丝固定, 检修过程中也未接触, 出现这个问题判断是锅炉更换空气预热器的施工中的强烈管道振动所造成的顶丝松动, 造成开度变化, 运行出现问题也未对此关注, 这是以后应注意的问题和教训。

2.4 风机轴承、电机轴承的打开检查加油。

由于轴承的振动逐渐加大, 对轴承的状态有了担心和忧虑, 虽然找到了故障的根源, 但对轴承也需要进行检查, 以确保其长周期的运行。因此对风机轴承、电机轴承的打开检查加油。

检查发现电机轴承无异常, 风机轴承间隙稍大, 外圈接触面内侧有细小的金属碎屑, 是故障的前期表现, 需要更换轴承。

本次检修更换了NU2320轴承两套, 并对风机的整体进行了调试。试运行后故障消除。整体振动达到了良好的范围, 消除了再次发生轴承故障的可能。

3 结语

根据这次设备故障情况, 我们得到以下经验:

3.1在工作中应加强对转动设备的经常性状态监视, 轴承的状态监测很必要, 早期检查出问题, 也为问题的处理赢得了时间。滚动轴承过早损坏主要因素之一是过大的动载荷即振动, 最重要的对策是监测滚动轴承的状态, 早期发现轴承故障, 跟踪其发展趋势, 并知道何时需更换轴承;过负荷会引起轴承过早疲劳, 运行中应注意减少负荷。如果时间长导致过热, 会导致轴承承重降低和早期失效严重情况下引起变形, 另外温升高会降低和破坏润滑性能。

3.2轴承损坏的最明显的标志就是存在轴承故障频率的谐波频率, 尤其是这些频率伴有1×转速频率或轴承其它故障频率边带, 应尽快更换该轴承。由于对轴承施加了过大负荷。虽然, 可能尚未发生实际损坏, 但是, 如果检测不出这种故障问题并采取措施修正, 则该轴承将在其预定寿命之前很早就损坏。

3.3在轴承故障前期或者正在进行的轻微损伤, 在在线监测的频谱上表现不出来或表现不明显, 不能够准确判断故障的发生源的位置, 这就需要根据设备运行实践经验进行有目的的检查, 有时判断不能肯定时需要逐项排查, 往往不是最麻烦的方法。

3.4设备的运行操作中需检查设备的各项技术指标, 并及时对设备运行状况进行在线监测, 发现问题及时汇报处理。对故障发现越早越有利, 对检修后的设备须加强监视, 对未检修设备也需进行监控其状态, 考虑到其他因素的影响。

参考文献

[1]设备故障诊断技术及应用.北京京航公司.