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嘉峪檢測網 2018-06-19 09:07
某廠為2×360MW燃煤發電機組，每臺鍋爐配2臺排粉風機，風機型號為2246 B/1201，采用單吸、雙側落地式軸承座支撐離心式風機。轉軸上裝有前后2組滾子軸承，軸承型號為Nu 22232CC/W33/C3，軸承采用甩油環甩油潤滑，在軸承座內設有單獨水路通道供冷卻水對軸承室冷卻。為防止風機靜止時反轉，在自由端裝有逆止器，葉輪由8個后彎葉片焊接組成，風機總重16350kg。排粉風機配套電機功率為630kW，額定電壓為6.6kV，水平布置，鼠籠式電機，電機兩端采用端蓋式軸承座支撐，驅動端軸承型號為NU234，非驅動端軸承型號為6332。
大修后，該風機水平、垂直、軸向方向的軸承振動均正常，但隨著運行時間的增長，其軸承振動開始不斷增大，特別是電機聯軸器側軸承軸向振動增加最為明顯。排粉風機振動測點示意圖見圖1。
H1、H2、H3、H4——水平測點；V1、V2、V3、V4——垂直測點；A1、A2、A3、A4——軸向測點
圖1 排粉風機振動測點示意圖
其風機電機振動數據記錄見下表1
表1 風機電機振動數據 mm/s
旋轉機械常用的振動烈度評定標準IS03945見表2。
表2 ISO2372 剛性安裝的大型機械振動標準 mm/s
對電機臨時檢查發現電機轉子有2根鼠籠導流條與壓環連接處存在裂紋，因此用備用電機替換現場運行的電機，更換后的振動數據見表3。
表3 2008年4月11日電機更換前后的振動數據 mm/s
從表3可看出，振動雖有減小，但并不理想。通過調整風機出口擋板開度對電機進行變載荷試驗，及在電機滿載時測量電機斷電前后瞬間、軸承振動變化情況，測試結果顯示，電機負載變化和電機斷電瞬間前后，其軸承振動變化不明顯。在風機后續運行中發現，風機在啟動瞬間，轉子剛轉動時，其2號、3號軸承軸向振動非常大，有時達到19-21mm/s，遠遠超過風機振動跳停設定值(11.00mm/s)，但啟動運行到全速后，其軸承軸向振動又會有所回落。從風機電機運行情況和振動歷史數據分析，風機主要振動特征表現為：
軸承振動隨著運行時間的增長表現為明顯增大趨勢，風機在后期運行中，還伴隨有啟動瞬間軸承軸向振動非常大的情況。
4個軸承軸向振動均比水平、垂直方向的振動大，最大軸承振動發生在電機3號軸承。
每次啟停，振動再現性差，振動數據值存在明顯變化；正常運行時，在不同時間段測到的振動值不同，1號軸承軸向振動在1.8～3.6 mm/s之間波動，2號軸承軸向振動在3.7～5.8 mnds之間波動，3號軸承軸向振動在5.0～10 mm/s之間波動，4號軸承軸向振動在4.8～7.2 mm/s之間波動。
更換新電機后，軸承振動無明顯好轉，新電機空轉，電機軸承振動正常，最大值為0.49 mm/s，且載荷變化及電機線圈溫度變化對振動影響不明顯。因此可確定風機電機軸承振動大的根本原因是風機故障。
啟動瞬間的振動頻譜無法測量，因此僅對全速狀態下的軸承振動進行頻譜測量，1號、2號、3號、4號軸承軸向振動頻譜分別見圖2（a）、圖2（b）、圖2（c）、圖2（d）。從振動頻譜分析，振動頻譜特征除包含基頻（16.5 Hz）分量外，其他諧波頻率成份明顯較豐富，電機4號軸承軸向基頻振動振幅比諧波頻率振幅大，其余3個軸承軸向振動振幅在諧波頻率分量上也大。
(a) 1號軸承軸向振動頻譜圖；(b) 2號軸承軸向振動頻譜圖
(c) 3號軸承軸向振動頻譜圖；(d) 4號軸承軸向振動頻譜圖
從圖2可看出，振動諧波頻率成份較豐富，而振動主要在軸向較大，采用正向推理方法可知，引起風機此類振動頻譜特征的主要故障有：軸承不對中；轉子彎曲；支承系統軸向支撐剛度；支承系統存在軸向共振；軸承松動及軸承部件配合不良。下面結合風機電機運行情況，對上述涉及的故障采用逐步排除法，查找振動的根本原因。
1. 不對中故障
不對中故障引起的振動主要有4個特點：
振動振幅較穩定；
靠近聯軸器的2個軸承振動振幅較大；
不對中故障的特征頻率為2倍頻較高，常伴有基頻及其他諧波頻率成份；
振動隨轉速、負荷變化明顯。振動方向上平行不對中主要以軸向為主，角度不對中和綜合不對中時徑向、軸向均較大。
排粉風機通過彈性柱銷聯軸器與電機相連，由表1可知，靠近聯軸器的2號、3號軸承軸向振動最大，由圖2進一步分析可知，2號軸承軸向振動振幅在7X諧波頻率上最大，占通頻振幅61％；3號軸承軸向振動振幅在5X諧波頻率上最大，占通頻振幅74.5％，而2號、3號軸承的2倍頻分別僅占通頻振幅27％和5％。同時負載對振動影響不大，基本可以排除不對中故障。對中心的復查中，其平行不對中、角度不對中的數值都小于標準要求的0.08 mm及0.05 mm。因此，風機的振動并非由軸承的不對中引起。
2. 轉子彎曲故障
轉子彎曲在支承轉子的2個軸承上產生明顯的徑向基頻振動。軸彎曲會使軸兩端產生錐形運動，在軸向產生較大的基頻振動，并伴隨有2倍頻及其他高次諧波。該風機振動最明顯的特征是軸向振動較大，從圖2(a)、(b)可知，1號、2號軸承分別在5X，7X諧波頻率振幅上最高，在基頻上的振動振幅并不大，分別占通頻振幅的35％和10％。因此，風機轉子彎曲故障也可被排除。
3. 支承系統軸向支撐剛度故障
當軸頸軸承力中心在軸向不發生變化時，軸向振幅與軸承座高寬比、激振力和軸承座軸向兩端支撐剛度差成正比。轉子的支撐系統各部件之間如存在連接的緊密程度不夠，或存在支承結構構件本身質量較差、強度不足（支撐腳高度不同及軸承座裂紋故障等）時，將引起支撐系統的支撐動剛度不穩定或在軸向支撐系統的支撐動剛度存在較大差異，在轉子激振力的作用力下，軸承座前后振幅值存在差異，即使軸頸承受力中心在軸向不發生變化的情況下，軸承座軸向也會產生分量。其振動頻譜特征包含基頻分量外，還存在相當多的2倍頻分量，有時也能激發3倍頻振動分量，或伴隨著4、5甚至6倍轉速頻率的高階次諧波頻率的振動。通過現場檢測可知，風機基礎及臺板振動小于1mm/s基礎與軸承座、軸承座墊鐵與基礎臺扳接觸面的連接部件的差別振動僅為2—3um。可確認動態下軸承座各連接部件之閘的連接緊密程度良好。發生故障的排粉風機過去一直運行正常，對軸承座檢查也未發現裂紋。因此，可排除風機支撐系統設計或結構構件本身質最較燕及軸承座存在裂紋而存在支撐剛度問題。
4. 支承系統存在軸向共振故障
當軸承座軸向自振頻率與轉子工作頻率率接近或成整數倍時，軸承產生軸向共振絕大部分軸承座軸向共振是以2倍頻頻率形式出現。一些軸向剛度特別差的軸承座會發生基頻軸向共振。從現場測試結果來看，該風機振動明顯的特征是在5x、7X諧波頻率振幅I最高。此外有資料指出，當軸承頂部振幅與基礎振幅之比小于1.5—2.0時，襲明支承系統存在共振，而現場排粉風機軸承頂部振幅與基礎振幅之比遠大于5，因此也可排除支承系統存在軸向共振。
5. 軸承松動及軸承部件配合不良故障
該風機采用雙列球而滾予軸承，滾動軸承松動故障包括軸承內圈與軸領之同產生的松動、軸承外圈與箱體孔之間產生的松動或同時存在軸承內外圈松動和過大的軸承內部游隙。軸承部件配合不良包括聞軸頸或軸肩臺加丁不良（晃度、橢園度等超標）、軸頸彎曲、軸承安裝傾斜、軸承內圈裝配后造成與軸心線不重臺、滾動軸承的固定圓螺母松動等造成配合不良。其振動特征為：松動部件對來自轉于動態力的非線性響應，頻i昔也顯示出出非線性的特征，通頻比基頓數值大許多，頻譜除基頻外，遷有很太的諧波分最，特別是出現3～10倍頻，有時還有可能出現20倍頻成分，嚴重的松動還會產生分次諧波分最；振動不穩定，工作轉速達到某一閥值時，振幅突然增大或減小，振動方向以松動方向為最大。
由圖2看出，風機振動頻譜的通頻比基額數值大許多，在1號軸承軸向振動的5倍頻振動幅值分量占通頻幅值的51％；2號軸承軸向振動幅值分量占通頻幅值的61％，諧波頻率成分明顯較大。顯然滾動軸承松動故障不能被排除。在解體檢修中，發現2號軸承內圈出現松動并存在過跑內圈，與之配合處的軸頸出現不均勻磨出，造成2號軸頸中間軸徑大、兩側軸徑小，同時軸頸內側軸凸肩也被磨去了1mm左右，風機2號軸頸及測點位置見圖3，其測量數據見表4。
由此可確定，引起風機軸向振動故障的主要原因是風機在運行中2號軸承的軸承內圈與軸頸配合出現松動，軸承內圈與軸頸存在相對運動，造成軸頸和軸凸肩都同時存在磨損（軸頸內側軸凸肩磨損最為為嚴重）。振動隨著運行時問的延長，軸承內圈與軸徑磨損增大，這也是造成風機啟動瞬間軸向振動嚴重超標的主要原因。
圖3 風機2號軸頸及測點位置
表4 風機2號軸頸測量數據
由于工期較緊，對排粉風機轉軸、軸承進行了整體更換。復裝后試轉排粉風機，各軸承振動數據見表5，從表5數據可看各軸承振動均已達標。
表5 檢修后排粉風機振動值
從這次處理振動過程中可知，由于電機采用端蓋式支撐軸承座，與風機落地式軸承相比，其剛度相對較小。風機出現故障時，電機振動明顯比風機振動大。這種現象往往容易誤導檢修，建議在以后處理類似振動故障時，對端蓋式支撐軸承座剛度相對低的問題以高度重視。
運行中的軸承如內圈與軸頸的緊力變小或消失，使軸承跑內圈帶來部件磨損，造成風機軸承內圈與軸顫配合發生明顯松動時，建議在檢修中不要過分打磨軸徑，以防止改變軸承內群與軸頸的配臺。
在風機啟動前以及運行中，應注意檢查軸承冷卻水系統和油系統是否正常。通常轉子的熱容遠遠大于軸承熱容，當冷卻水系統及油系統出現故障時，很容易造成軸承溫升過快，軸頸與軸承溫差過大．使軸承內圈與軸頸峨力消失造成跑內圈。
來源：AnyTesting
