引风机轴向振动高原因探讨

引风机轴向振动高原因探讨

北仑发电厂(浙江宁波　315800)　谢　澄

[摘　要]　通过分析引风机轴承轴向不同位置振动幅值的差异和轴承刚度计算式,认为轴向振动高的原因是由于风机基础沉降引起的轴承单头扬起所致,给出了处理方法。

[关键词]　引风机　轴承　轴向振动　轴承刚度

1　结构型式

北仑电厂2号炉引风机是由加拿大NOVE NC O公司制造的双吸、双速、离心式风机,高速590r/min,低速490r/min;对应轴功率2307kW～1357kW;风量由进口挡板调节;驱动电机由日本FU J I公司制造,电机极数为10/12极的感应异步电动机;联轴器为弹性蛇形弹簧连接,中间用橡胶块分隔定位。风机的轴承固定在独立的轴承座上,形式为圆筒瓦,其中联轴器侧的轴承是支承、推力联合轴承。润滑油是通过油环把轴承室内的油甩到轴承上,再用闭式循环冷却水冷却轴承室内的润滑油。

2　存在问题

1997年6月份,在一次试运转的过程中,发现引风机A联轴器侧轴承的轴向振动比以前大许多,当时检测用的是手持式振动检测仪(成都产),风机自由侧轴承的轴向振动也比以前大,但风机轴承其它几个方向的振动变化并不大。在以后的正常运转中用同一测振仪又检测了几次,情况相差无几。

针对这种情况,用另外的振动数采仪对其进行了几次检测,得到的情况与成都产检测仪检测情况一样,也即轴向振动有变化,各道轴承的其它方向振动无多大改变,只是偶然有些升降,当属正常。对引风机A 的二个轴承的各个结合面的三个方向进行了检测,联轴器处轴承检测点在锅炉侧,各点位置见上图(轴承两侧完全对称);自由端测点在烟囱侧,测点位置一样。当时,机组负荷500多MW,基本接近满负荷,具体数据见表1。

表1　轴承振动数值表

位　置123456水

平

速度值/mm?s-10.480.530.960.97 1.60 1.90位移值/μm31.632.743.047.865.081.0加速度值/mm?s-20.0180.0400.051垂

直

速度值/mm?s-10.140.590.670.530.630.30位移值/μm8.6622.829.922.330.710.6加速度值/mm?s-20.0340.028轴

向

速度值/mm?s-1不能测0.48 1.56 1.76 2.7 3.65位移值/μm不能测25.970.385.6145.8157.0加速度值/mm?s-2不能测0.0700.0500.0500.0500.068表1为风机联轴器侧的轴承振动数值,自由侧的轴承振动比联轴器侧小得多,轴向振动也比水平振动小。

表1所列的数据均为通频值,工频是其主要的分量,另外各点尚有100H z、715H z、815H z和915H z的振动信号,高频成分虽有,但值很小。“不能测”,是指振动探头放不进去。

运行中的轴承金属温度和回油温度正常,联轴器中的定位橡胶块已去掉。从这时起的较长时间内,机组的负荷基本保持不变。

3　原因分析

由表1可见,垂直向各点振动的速度值、位移值均不大,且差别不大,可以确信各接触面之间连接牢固,各个连接螺栓强度足够;水平向的振动幅值变化也比较平缓,只是在测点5和6处,位移值增加了十几μm,因两点高度相差大,且是轴承座的中分面和顶部,当属正常;比较轴向位置各点振动,点2和点3高差近500

　经验交流

热力发电?2000(3)π～　

mm ,但振动值相差达44μm ,几乎是2.8倍。同样,点4

和点5高差约300mm ,振动值相差达60mm 。而点3和点4,高差虽然只有60mm ,但振动值相差竟达15μm 。点3和点4振动的加速度值并不大,在顶部也只有0.068mm/s 2,说明振动的冲击力不大。

由1997年10月的轴向振动的频谱图和时域图可见(图1),振动主频为工频,其余高频和低频与之相比极小。时域图上振动冲击呈现周期性,夹杂一些不稳定的冲击。图上还有一个较为明显的特征是正负幅值不对称,这显示冲击来自单向,而电机联轴器侧轴承比风机联轴器侧轴承的轴向振动加速度值小得多。至此,完全可以相信振源不是来自于电机,

而来自于风机。

图1　上为频谱图、下为时域波形图

对于这么小的的冲击却引起如此大的振动。根据轴颈承力中心沿轴向周期性变化引起轴承轴向振动的

单振幅α计算式

α=h b (2Q +2P 3K a -Q +P 3K b

)

式中　b ———轴承座轴向宽度;

h ———轴承座高度;P ———激振力;Q ———轴瓦载荷;

K a 、K b ———轴承座两侧的支承动刚度。

可以看出轴承座的轴向振幅与轴承座的高度成正比,与宽度成反比,也就是高度越高,稳定性越差。轴承座越窄,稳定性也越差。轴承座要是“瘦高个”,其支

承动刚度就更低,它的稳定性更差。与北仑电厂1号炉引风机比较,其h/b 的值比2A 小一半。轴承座宽度大了,支承动刚度K a 、K b 也就随之增大。因此,尽管1号炉引风机轴承振动经常高,但其轴向振动一直不大,说明外形结构是很重要的一个因素。

在轴承座的轴向支承动刚度不够大的情况下,当外界有轻微的冲击扰动时,轴承座就会有剧烈的轴向振动。此风机进口为双吸,风量两侧不对称的现象可不作考虑。但是,如果轴承与轴的中心不正或前后两个轴承座的中心标高有差异的话,这样轴承座表面上看是刚性的,实际上仍有点弹性。若转子有轻微的弯曲或轴向不对称位置不平衡,就会在轴承座上产生一个周期性的冲击。此外,两个轴承座中心标高有差异的话,也会有一个单向的冲击力,图1的时域波形图即符合这种情况。风机联轴器侧的轴承承担了风机的轴向冲击,所以其轴向振动远高于另一侧。

4　处理方法

1998年6月在2号机组中修时,对引风机的轴承

和风机内部进行了检查,确认轴承受力情况与叶轮均无问题。但在检查轴承的扬度时却发现风机外侧的转子单头扬起,按理这么重的风机在正常情况下,依靠其自身的重量,中间垂下,两头上扬,等其正常运转时,转子可保持水平。而目前单头1.7mm/m 的扬度足以产生较大的轴向力,使轴向发生大的振动,两台引风机均有类似的扬度问题。

经分析,产生如此大的扬度不是因为安装质量问题和检修质量问题,而是由于基础的沉降引起。北仑电厂是建在海涂上,近几年沉降问题比较突出。所以随着时间的推移和沉降量的积累,风机轴向振动逐渐表露出来。

对此处理可在联轴器侧的轴承座下面加垫片;也可通过刨削风机外侧轴承座台板来使其达到转子扬度要求。

参　考　文　献

1　施维新.汽轮发动机组振动.水利电力出版社,1991

2　袁宏义,牛明忠等.设备振动诊断技术基础.国防工业出版

社,1991

作者简介　谢　澄,1988年毕业于上海电力学院,现在浙江北仑发电

厂专职从事汽轮发电机组状态监测工作。

经验交流

　θυ　

热力发电?2000(3)

This paper presents a numerical analysis and calculation procedures of the primary parameters of steam turbine unit under operation ,such as initial steam tem perature ,con 2denser vacuum ,feed water tem perature ,terminal tem perature difference of heaters ,etc.A domestic 300MW turbine unit manu factured with foreign licence was analyzed and calculated.The results are found to be very helpful to power plant operators for their economic operation.They als o provide an im portant basis for energy s onsum ption analysis and an assistant tool for analyzing equipment failure in the power plant.

TEST OF EC ONOMIC PERFORM ANCE OF A UPG RADE D 48SH -22CIRC U LATI NG PUMP Wei Hao Ma X iaoy ong (31)

……………………………

…………………………………………………………………………………………Due to deviation from design conditions ,a 48SH -22circulating pum p in Huichun power plant was found with many operation problems.such as low operation efficiency ,high power consum ption ,im peller cavitation ,etc.F or energy saving purpose ,this circulating pum p was upgraded in 1997with a tw o -speed m otor and a high -efficient

im peller.The results of performance test and economic analysis show that the circulating pum p reached an efficiency of 84.7%with high speed and 86.8%with low speed.An annual electricity saving of 2.477MW ?h and a decrease of coal consum ption of 1.4787g/kWh were then obtained.The operation of this upgraded pum p is very flexible.It can meet all the water demands in different seas ons.

THE ANA LY SIS OF STE AM T URBI NE BY-PASS C APACITYAND THE C OMPARIS ON BET WEE N E LECTRIC A L DRI VE N DE VICES AND RY DRAU LIC ONES Y u Y ahui et al (33)

…………………………………………………………………Presented in this paper are the purpose of by -pass system ,requirements for opening and closing stop time of valve and type seleccion ,determination of reas onable capacity of by -pass system ,and analysis of performance and characteristic of electrical valve driver and hydcaulic ones.

FIE LD OPERATI ON AND C ONTRO L PERFORM ANCE OF DE B -ⅢC OORDI NATE D C ONTRO L SY STE M Chen Y unji et al (38)

……………

…………………………………………………………………………………………………This paper introduces a DE B -Ⅲcoordinated control system ,which is firstly applied in China on Large -capacity generating unit.K ey points of its regulation and control functions are presented.

LOGIC OPTI MIZ ATI ON OF C OM BUSTI ON M ANAGE ME NT SY STE M (BMS )OF M AW AN POWER P LANT Cheng Shengchang (42)

………………

…………………………………………………………………………………………………M awan P ower Plant was installed with a 300MW boiler manu factured with GE license.S ome proposals were made to im prove and optimize the major parts of con figuration logic of BMS.G ood results were obtained after practical application.

DE VE LOPME NT OF M U LTI -CH ANNE L BOI LER F LAME M ONIT ORI NG SY STE M BASE D ON I M AGE PROCESSI NG AND DIGIT A L VI DE O TECH NO LOGY He Wanqing et al (45)

…………………………………………………………………Based on research of combustion visualization and digital video processing technology ,a pulverized coal flame detector system using the “Optic fiber +chromatic CCD ”ar 2chitecture is developed.Sequential flame detection and processing of different layers of burner are realized through a multi -port communication ,which uses a hardware framew ork of “Engineer w orkstation/flame detectors ”.Video switchers and layer flame detectors are developed to support the multi -channel signal detection.

PRE DICTI ON OF LOW CY C LE FATIG UE LIFE FOR TY PE DG 670/140-2BOI LER DRUM AT XI NDI AN POWER P LANT Zheng K e et al (49)

………………………………………………………………………………………………………Calculation and analysis is conducted with three -dimensional finite element method (3D FE M )for the primary membrane and thermal stresses in downcomer nozzle for type DG 670/140-2boiler drum at X indian P ower Plant.Prediction of low cycle fatigue life of this boiler drum is performed based the calculated stresses ,the fatigue life curve and the mechanical properties of 18MnM oNbg steel.

VI BRATI ON FAU LT DI AG NOSIS ON HP AND IP ROT ORS I N 300MW T URBI NES M ANUT ACT URE D I N DONG FANG T URBI NE W OWK S Huang X iuzhu (55)

……………………………………………………………………………………Low frequency vibration happened to HP and IP rotors in 300MW turbines manu factured by D ond fang turbine w orks.S o analysis has been made on 8turbines to find out the cause of low trequency vibration ,which shows the start -up m ode exerts the vibration.S ome measures are put torward.

DISC USSI ON ON HIGH AXI A L VI BRATI ON OF I NDUCE D DRAFT FAN X ie Cheng (59)

…………………………………Based on the analysis of vibration am plitudes at each axial positions and on the calculations of bearing rigidity of induced draft fan ,it was found out that significant axial vibration was caused by bearing lifting due to foundation sinking of fan.

NEW TECH NO LOGY OF PRE VE NTI ON AND RE M OVA L OF SC O LE I N ASH -S LUICI NG PIPE I N C OA L -FIRE D POWER P LANT Qiao Z engshe (62)

…………………………………………………………………………………………………By using the newly developed method of suspending -dispersing and stripping additives ,the scale prevention and rem oval tests were made in the lab.The industral test on ash -water pipeling was als o carried out at the same time by using com pound dosing for power plant.It was shown that this technology could prevent scale in ash -sluicing pipeline during the operation.

　Editor and Publisher :

Magazine Agency of THERMA L POWER GE NERATI ON Address :80X ingqing R oad ,X i ’an ,China

　G eneral Distribution :

Shanxi O ffice of P ostal Service

引风机振动的原因

首先应该判断出是引风机风机在振动，还是由于拖动它的电机震动引起风机共振。 如果是由于电动机震动引起的则要检查电机： （1 ）机械磨擦（包括定子、转子扫膛）。 （2 ）单相运行，可断电再合闸，如不能起动，则可能有一相断电。 （3 ）滚动轴承缺油或损坏。 （4 ）电动机接线错误。 （5 ）绕线转子异步电动机转子线圈断路。 （6 ）轴伸弯曲。 （7 ）转子或传动带轮不平衡。 （8 ）联轴器松动。 （9 ）安装基础不平或有缺陷。 如果是由于风机震动引起的则应检查： ①风机轴与电机轴不同心，联轴器装歪 ②机壳或进风口与叶轮摩擦 ③基础的钢度不牢固 ④叶轮铆钉松动或叶轮变形 ⑤叶轮轴盘与轴松动，或联轴器螺栓松动 ⑥机壳与支架、轴承箱与支架、轴承箱盖于座等联接螺栓松动 ⑦风机进出气管道安装不良 ⑧转子不平衡，引风机叶片磨损 风机振动原因分析及防治 工艺和维护几方面分析了可能导致风机振动的因素，提出多种措施，改善了风机作业状况、工作环境，有效的解决了风机振动问题，延长了风机 目前，安阳钢铁集团公司烧结厂四台28m2烧结机所配备的抽风机型号为D2800—11。由于设备老化、漏风率高，导致设备故障频繁。随着厚料层烧结生产操作的推广，为提高风量，1995年底经过对风机局部改造，使其抽风能力由原来的2500m3／min提高到2800m3／min，但未对大烟道、水封、除尘器等配套设施实施同步扩容改造，没有达到整个抽风系统的优化配置。由于受设备系统现状、工艺操作水平、风机维修维护多种因素影响，由风机振动引起的非计划检修频度直线上升，影响了整个烧结生产；由风机振动造成轴瓦、转子的频繁损坏，导致生产成本的增加。价值21万元(修旧转子10万元)的转子使用寿命仅为3-4个月，1998年最严重时4台风机一年更换了28个转子18对轴瓦。为此，从改善风机作业环境到风机本身的维护、安装多方面入手查找振动原因并进行了有效防治。 2 风机振动原因分析 根据风机的结构和作业特点，从理论上建立风机振动原因分解图，见图1。 通过对检修备案记录的分析并对照上面的原因分解图，不难得出造成风机振动的五个主要因素有：进入风机人口的粉尘量大、风温低、磨损、安装精度低、风机进入喘振区域。 2．1 风机入口的粉尘量大

风机振动原因分析

1 轴承座振动 1.1 转子质量不平衡引起的振动在现场发生的风机轴承振动中，属于转子质量不平衡的振动占多数。造成转子质量不平衡的原因主要有：叶轮磨损(主要是叶片)不均匀或腐蚀；叶片表面有不均匀积灰或附着物(如铁锈) ；机翼中空叶片或其他部位空腔粘灰；主轴局部高温使轴弯曲；叶轮检修后未找平衡；叶轮强度不足造成叶轮开裂或局部变形；叶轮上零件松动或连接件不紧固。转子不平衡引起的振动的特征：①振动值以水平方向为最大，而轴向很小，并且轴承座承力轴承处振动大于推力轴承处；②振幅随转数升高而增大；③振动频率与转速频率相等；④振动稳定性比较好，对负荷变化不敏感；⑤空心叶片内部粘灰或个别零件未焊牢而位移时，测量的相位角值不稳定，其振动频率为30%～50% 工作转速。 1.2 动静部分之间碰摩引起的振动如集流器出口与叶轮进口碰摩、叶轮与机壳碰摩、主轴与密封装臵之间碰摩。其振动特征：振动不稳定；振动是自激振动与转速无关；摩擦严重时会发生反向涡动； 1.3 滚动轴承异常引起的振动 1.3.1 轴承装配不良的振动如果轴颈或轴肩台加工不良，轴颈弯曲，轴承安装倾斜，轴承内圈装配后造成与轴心线不重合，使轴承每转一圈产生一次交变的轴向力作用，滚动轴承的固定圆螺母松动造成局部振动。其振动特征为：振动值以轴向为最大；振动频率与旋转频率相等。 1.3.2 滚动轴承表面损坏的振动滚动轴承由于制造质量差、润滑不良、异物进入、与轴承箱的间隙不合标准等，会出现磨损、锈蚀、脱皮剥落、碎裂而造成损坏后，滚珠相互撞击而产生的高频冲击振动将传给轴承座，把加速度传感器放在轴承座上，即可监测到高频冲击振动信号。这种振动稳定性很差，与负荷无关，振动的振幅在水平、垂直、轴向三个方向均有可能最大，振动的精密诊断要借助频谱分析，运用频谱分析可以准确判断轴承损坏的准确位臵和损坏程度，抓住振动监测就可以判断出绝大多数故障，再辅以声音、温度、磨耗金属的监测，以及定期测定轴承间隙，就可在早期预查出滚动轴承的一切缺陷。 1.4 轴承座基础刚度不够引起的振动 基础灌浆不良，地脚螺栓松动，垫片松动，机座连接不牢固，都将引起剧烈的强迫共振现象。这种振动的特征：①有问题的地脚螺栓处的轴承座的振动最大，且以径向分量最大；②振动频率为转速的1、3、5、7等奇数倍频率组合，其中3倍的分量值最高为其频域特征。 1.5 联轴器异常引起的振动 联轴器安装不正，风机和电机轴不同心，风机与电机轴在找正时，未考虑运行时轴向位移的补偿量，这些都会引起风机、电机振动。其振动特征为：①振动为不定性的，随负荷变化剧烈，空转时轻，满载时大，振动稳定性较好；②轴心偏差越大，振动越大；③电机单独运行，振动消失；

引风机振动增大原因的诊断与处理示范文本

文件编号：RHD-QB-K6229 （安全管理范本系列） 编辑：XXXXXX 查核：XXXXXX 时间：XXXXXX 引风机振动增大原因的诊断与处理示范文本

引风机振动增大原因的诊断与处理 示范文本 操作指导：该安全管理文件为日常单位或公司为保证的工作、生产能够安全稳定地有效运转而制定的，并由相关人员在办理业务或操作时进行更好的判断与管理。，其中条款可根据自己现实基础上调整，请仔细浏览后进行编辑与保存。 1台300 MW机组锅炉配备2台型号为 AN25eb、静叶可调轴流式引风机。该风机自投运以来，因振动超标等问题采取过一些措施，但风机振动特性仍表现在空载或低负荷运行时振动小，在高负荷、满负荷时振动增大现象，且多次被迫降负荷或停风机处理，振动威胁着机组安全经济运行。 1 振动诊断 1.1 原因分析 (1) 引风机振动，一般来说其振动源应该来自风机本身，如转动部件材料的不均匀性；制造加工误差

产生的转子质量不平衡；安装、检修质量不良；锅炉负荷变化时引风机运行调整不良；转子磨损或损坏，前、后导叶磨损、变形；进出口挡板开度调节不到位；轴承及轴承座故障等，都可使引风机在很小的干扰力作用下产生振动。 但由于采取了一系列相应的处理措施，如风机叶轮和后导叶进行了防磨处理，轴承使用进口优质产品，轴承箱与芯筒端板的连接高强螺栓采取了防松措施，对芯筒的支承固定进行了改进，还增加了拉筋；严格检修工艺质量，增加引风机运行振动监测装置等，解决了一些实际问题，风机低负荷运行良好，但高负荷振动增大现象仍未能解决。 (2) 该风机在冷态下启动升至工作转速和低负荷时振动小，说明随转速变化由转子质量不平衡引起振动的问题影响不大；从风机振动频谱分析看出风机振

引风机轴向振动高原因探讨

引风机轴向振动高原因探讨 北仑发电厂(浙江宁波　315800)　谢　澄 [摘　要]　通过分析引风机轴承轴向不同位置振动幅值的差异和轴承刚度计算式,认为轴向振动高的原因是由于风机基础沉降引起的轴承单头扬起所致,给出了处理方法。 [关键词]　引风机　轴承　轴向振动　轴承刚度 1　结构型式 北仑电厂2号炉引风机是由加拿大NOVE NC O公司制造的双吸、双速、离心式风机,高速590r/min,低速490r/min;对应轴功率2307kW～1357kW;风量由进口挡板调节;驱动电机由日本FU J I公司制造,电机极数为10/12极的感应异步电动机;联轴器为弹性蛇形弹簧连接,中间用橡胶块分隔定位。风机的轴承固定在独立的轴承座上,形式为圆筒瓦,其中联轴器侧的轴承是支承、推力联合轴承。润滑油是通过油环把轴承室内的油甩到轴承上,再用闭式循环冷却水冷却轴承室内的润滑油。 2　存在问题 1997年6月份,在一次试运转的过程中,发现引风机A联轴器侧轴承的轴向振动比以前大许多,当时检测用的是手持式振动检测仪(成都产),风机自由侧轴承的轴向振动也比以前大,但风机轴承其它几个方向的振动变化并不大。在以后的正常运转中用同一测振仪又检测了几次,情况相差无几。 针对这种情况,用另外的振动数采仪对其进行了几次检测,得到的情况与成都产检测仪检测情况一样,也即轴向振动有变化,各道轴承的其它方向振动无多大改变,只是偶然有些升降,当属正常。对引风机A 的二个轴承的各个结合面的三个方向进行了检测,联轴器处轴承检测点在锅炉侧,各点位置见上图(轴承两侧完全对称);自由端测点在烟囱侧,测点位置一样。当时,机组负荷500多MW,基本接近满负荷,具体数据见表1。 表1　轴承振动数值表 位　置123456水 平 速度值/mm?s-10.480.530.960.97 1.60 1.90位移值/μm31.632.743.047.865.081.0加速度值/mm?s-20.0180.0400.051垂 直 速度值/mm?s-10.140.590.670.530.630.30位移值/μm8.6622.829.922.330.710.6加速度值/mm?s-20.0340.028轴 向 速度值/mm?s-1不能测0.48 1.56 1.76 2.7 3.65位移值/μm不能测25.970.385.6145.8157.0加速度值/mm?s-2不能测0.0700.0500.0500.0500.068表1为风机联轴器侧的轴承振动数值,自由侧的轴承振动比联轴器侧小得多,轴向振动也比水平振动小。 表1所列的数据均为通频值,工频是其主要的分量,另外各点尚有100H z、715H z、815H z和915H z的振动信号,高频成分虽有,但值很小。“不能测”,是指振动探头放不进去。 运行中的轴承金属温度和回油温度正常,联轴器中的定位橡胶块已去掉。从这时起的较长时间内,机组的负荷基本保持不变。 3　原因分析 由表1可见,垂直向各点振动的速度值、位移值均不大,且差别不大,可以确信各接触面之间连接牢固,各个连接螺栓强度足够;水平向的振动幅值变化也比较平缓,只是在测点5和6处,位移值增加了十几μm,因两点高度相差大,且是轴承座的中分面和顶部,当属正常;比较轴向位置各点振动,点2和点3高差近500 　经验交流 热力发电?2000(3)π～

风机产生振动的原因及处理方法

风机是依靠输入的机械能，提高气体压力并排送气体的机械，它是一种从动的流体机械。风机是中国对气体压缩和气体输送机械的习惯简称，通常所说的风机包括通风机，鼓风机，风力发电机。那么风机会出现振动的原因和解决办法有哪些呢? 风机产生振动的原因及解决方法 1.叶轮与主轴配合间隙过大引起的振动，其主要原因是叶轮在制作加工过程中加工精度有误差，轴头出现椭圆，导致配合接触面减少，有原来的面接触变成了点接触。还有在修复过程中检修人员用细砂纸打磨轴头，多次修复后，导致主轴头与叶轮配合间隙过大。 解决方法：叶轮与主轴配合间隙过大引起的振动，对于新轴要依据图纸进行校核，确保达到叶轮与轴的配合间隙，叶轮轴孔与轴之间为过盈配合，紧力为0.01-0.05mm。另外风机正常运行期间尽量减少检修次数，由于每次检修对于风机主轴都存在一定的磨修，这样一来多次的修复会造成主轴的累积磨损，使主轴轴颈明显变细，达不到

孔与轴的过盈配合要求。还有叶轮与主轴安装完毕后，轴头用于锁紧叶轮的锁母必须紧固到位，一旦出现松动会造成风机振动加剧上升。 2.叶轮本身不平衡所引起的振动，其产生的原因有：叶轮上的零部件松动、变化、变形或产生不均匀的腐蚀、磨损；工作介质中的固体颗粒沉积在转子上；检修中更换的新零部件重量不均匀；制造中叶轮的材质不绝对匀称；加工精度有误差、装配有偏差等。叶轮本身不平衡，叶轮不平衡可分为动不平衡（力偶不平衡）和静不平衡（力矩不平衡）两种。 解决方法：消除动不平衡的方法是：拆除风机转子，利用动平衡机对转子进行平衡找平，通过平衡机找平的转子，动、静不平衡基本可以得到根除。静不平衡可在现场利用三点平衡法进行找平。 3.主轴发生弯曲，其主要原因是风机长期处于停用状态，主轴叶轮在自重的作用下，发生弯曲变形。这种情况经常出现在正常运转的风机停用后，，再次启机时，出现风机振动超标的现象。再者主轴局

引风机振动大分析

1B、2A引风机电机轴向振动分析 我厂引风机采用成都电力机械厂的Y A15236-8Z型静叶可调轴流风机，电机为湘潭电机厂的YKK710-6W型空冷电机，电机功率为2240KW,额定电流为267A 转速为980rpm。2012年4月份发现2A引风机电机和1B引风机电机轴向间歇性振动大，最大达20S。 2012年6月份将风机振动测点安装至电机轴向进行实时监测，根据监测数据分析显示电机轴向振动波动频繁。 联系热控从DCS画面中调取了11日至24日1B及2A轴向振动、负荷、电流、风机静叶开度、排烟温度、引风机入口压力、空预器进出口烟气压差曲线图，由生技部电气、锅炉配合分析。从调取的曲线中未发现振动与运行工况变化有明显的关系。以下是几个振动波动明显的曲线图： 1B曲线图 图1 图1：2012.06.11 14:30-16:00 1B引风机轴向振动，其他工况正常。排烟温度：137℃。

图2 图3 图2,3：2012.06.11 21:38-06.12 23:14 1B引风机长时间轴向振动大，其他 工况无明显异常。排烟温度：135摄氏度。

图4 图4:2012.06.13 22:20 1Ｂ引风机轴向振动突然减小后又增大，从曲线分析由于功率波动导致引风机电流波、引风机烟气入口压力、空预器进出口压差、引 风机静叶反馈波动。排烟温度132℃。 图5 图5：2012.06.19 09.40.00左右轴向震动从4mm/S在缓慢下降至3mm/S 后突升至6mm/S,然后开始缓慢下降。此时空预器烟气压差、引风机电流、负荷从小到大，随后下降。但电机轴向震动在此点出现缓降突升趋势。此时排烟温度 为137℃。

大型轴流风机各类振动原因分析及处理措施精编版

大型轴流风机各类振动原因分析及处理措施 集团企业公司编码：（LL3698-KKI1269-TM2483-LUI12689-ITT289-

大型轴流风机各类振动原因分析及处理措施 轴流风机以其流量大、启动力矩小、对风道系统变化适应性强的优势逐步取代离心风机成为主流。轴流风机有动叶和静叶2种调节方式。动叶可调轴流风机通过改变做功叶片的角度来改变工况，没有截流损失，效率高，还可以避免在小流量工况下出现不稳定现象，但其结构复杂，对调节装置稳定性及可靠性要求较高，对制造精度要求也较高，易出现故障，所以一般只用于送风机及一次风机。静叶可调轴流风机通过改变流通面积和入口气流导向的方式来改变工况，有截流损失，但其结构简单，调节机构故障率很低，所以一般用于工作环境恶劣的引风机。 随着轴流风机的广泛应用，与其结构特点相对应的振动问题也逐步暴露，这些问题在离心式风机上则不存在或不常见。本文通过总结各种轴流风机异常振动故障案例，对其中一些有特点的振动及其产生的原因进行汇总分析。 一、动叶调节结构导致振动 动叶可调轴流风机通过在线调节动叶开度来改变风机运行工况，这主要依赖轮毂里的液压调节控制机构来实现，各个叶片角度的调节涉及到一系列的调节部件，因而对各部件的安装、配合及部件本身的变形、磨损要求较高，液压动叶调节系统结构如图1所示。动叶调节结构对振动的影响主要分单级叶轮的部分叶片开度不同步、两级叶轮的叶片开度不同步及调节部件本身偏心3个方面。 （一）单级叶轮部分叶片开度不同步 单级叶轮部分叶片开度不同步主要是由于滑块磨损、调节杆与曲柄配合松动、叶柄导向轴承及推力轴承转动不畅引起的。这些部件均为液压缸到动叶片之间的传动配合部件，会导致部分风机叶片开度不到位，而风机叶片重量及安装半径均较大，部分风机叶片开度不一致会产生质量严重不平衡，导致风机在高转速下出现明显振动。 单级叶轮部分叶片开度不同步引起的振动主要特点如下： 1)振动频谱和普通质量均不平衡，振动故障频谱中主要为工频成分，同时部分叶片不同步会产生一定的气流脉动，使振动频谱中出现叶片通过频率及其谐波，部分部件的磨损及松动则会产生一定的非线性冲

风机振动原因分析

电站风机振动故障的几种简易诊断 2009-11-18 11:20:44 来源：中国化工仪器网 风机是电站的重要辅机，风机出现故障或事故时，将引起发电机组降低出力或停运，造成发电量损失。而电站风机运行中出现最多、影响最大的就是振动，因此，当振动故障出现时，尤其是在故障预兆期内，迅速作出正确的诊断，具有重要的意义。简易诊断是根据设备的振动或其他状态信息，不用昂贵的仪器，通常运用普通的测振仪，自制的听针，通过听、看、摸、闻等方式，判断一般风机振动故障的原因。文中所述振动基于电厂离心式送风机、引风 机和排粉机。1 轴承座振动 1.1 转子质量不平衡引起的振动 在现场发生的风机轴承振动中，属于转子质量不平衡的振动占多数。造成转子质量不平衡的原因主要有：叶轮磨损(主要是叶片)不均匀或腐蚀；叶片表面有不均匀积灰或附着物(如铁锈)；机翼中空叶片或其他部位空腔粘灰；主轴局部高温使轴弯曲；叶轮检修后未找平衡；叶轮强度不足造成叶轮开裂或局部变形；叶轮上零件松动或连接件不紧固。转子不平衡引起的振动的特征：①振动值以水平方向为最大，而轴向很小，并且轴承座承力轴承处振动大于推力轴承处；②振幅随转数升高而增大；③振动频率与转速频率相等；④振动稳定性比较好，对负荷变化不敏感；⑤空心叶片内部粘灰或个别零件未焊牢而位移时，测量的相位角值不稳定，其振动频率为30%～50%工作转速。 1.2 动静部分之间碰摩引起的振动 如集流器出口与叶轮进口碰摩、叶轮与机壳碰摩、主轴与密封装置之间碰摩。其振动特征：振动不稳定；振动是自激振动与转速无关；摩擦严重时会发生反向涡动； 1.3 滚动轴承异常引起的振动 1.3.1 轴承装配不良的振动 如果轴颈或轴肩台加工不良，轴颈弯曲，轴承安装倾斜，轴承内圈装配后造成与轴心线不重合，使轴承每转一圈产生一次交变的轴向力作用，滚动轴承的固定圆螺母松动造成 局部振动。其振动特征为：振动值以轴向为最大；振动频率与旋转频率相等。 1.3.2 滚动轴承表面损坏的振动 滚动轴承由于制造质量差、润滑不良、异物进入、与轴承箱的间隙不合标准等，会出现磨损、锈蚀、脱皮剥落、碎裂而造成损坏后，滚珠相互撞击而产生的高频冲击振动将传给轴承座，把加速度传感器放在轴承座上，即可监测到高频冲击振动信号。这种振动稳定性很差，与负荷无关，振动的振幅在水平、垂直、轴向三个方向均有可能最大，振动的精密诊断要借助频谱分析，运用频谱分析可以准确判断轴承损坏的准确位置和损坏程度，在此不加阐述。表1列出滚动轴承异常现象的检测，可以看出各种缺陷所对应的异常现象中，振动是最普遍的现象，抓住振动监测就可以判断出绝大多数故障，再辅以声音、温度、磨耗金属的监测，以及定期测定轴承间隙，就可在早期预查出滚动轴承的一切缺陷。 1.4 轴承座基础刚度不够引起的振动 基础灌浆不良，地脚螺栓松动，垫片松动，机座连接不牢固，都将引起剧烈的强迫共振现象。这种振动的特征：①有问题的地脚螺栓处的轴承座的振动最大，且以径向分量最大；②振动频率为转速的1、3、5、7等奇数倍频率组合，其中3倍的分量值最高为其频域特征。 1.5 联轴器异常引起的振动 联轴器安装不正，风机和电机轴不同心，风机与电机轴在找正时，未考虑运行时轴向位移的补偿量，这些都会引起风机、电机振动。其振动特征为：①振动为不定性的，随负荷变化剧烈，空转时轻，满载时大，振动稳定性较好；②轴心偏差越大，振动越大；③电机

锅炉引风机振动分析及处理

锅炉引风机振动分析及处理 摘要：风机振动是运行中常见的现象，只要在振动控制范围内，不会造成太大 的影响。但是风机的振动超标后，会引起轴承座或电机轴承的损坏、电机地脚螺 栓松动、风机机壳、叶片和风道损坏、电机烧损发热等故障，使风机工作性能降低，甚至导致根本无法工作。严重的可能因振动造成事故，危害人身健康及工作 环境。所以查找风机振动超标的原因，并针对不同的现象分析原因采取恰当的处 理办法，往往能起到事半功倍的效果。本文针对锅炉引风机振动分析及处理开展 分析。 关键词：锅炉风机；振动故障；要因分析 引风机作为火力发电厂不可缺少的一部风，其运行状况的好坏直接关系到火 力发电厂的经济效益。对造成引风机振动故障的主要原因进行分析排查。 1、概述 按照国家2011年7月29日发布的最新标准《火电厂大气污染物排放标准》（GB13223-2011）要求，自2014年7月1日起，某企业将执行新标准规定的大 气污染物排放浓度限值，烟尘排放限值为30mg/m3、SO2排放限值为400mg/m （3某区）、NOX排放限值为200mg/m3，我企业投建了电站锅炉烟气除尘脱硫 脱硝项目，从而烟气风阻增大，需提高风机风压。更换成QAY-5D-21.5D型锅炉引风机，流量165174m3/h，压力7000Pa，无负荷单机试车运行发现当风机调节门 开度在50%-60%之间，电流逐步接近额定电流35.5A，风机传动组振动值最高达 到0.223mm，风机机壳及烟道大幅度振动，噪音过大，电机侧振动正常。当风机 调节门开度超过60%，风机传动组振动值逐步正常，噪音减轻，机壳及烟道振动 减小。根据对锅炉引风机运行当中出现的故障看出，风机振动一般归纳为以下几 方面：（1）由基础不牢、连接坚固不够、支承动刚度不足引起振动；（2）风机 转速接近临界转速产生的共振；（3）气流不稳定，调节挡板开度不一致、挡板 销子脱落或损失严重引起；（4）轴承本身损坏或轴承装配不良；（5）部件松动 引起的冲击力；（6）联轴器故障、转子不同心、不平直和轴径本身不圆；（7） 转子不平衡量产生的离心力；（8）电机轴承故障。排除法分别对以上8方面进 行试验数据分析对比发现有可能因气流不稳定，调节挡板开度不一致、挡板销子 脱落或损失严重引起的风机振动。联系厂家技术售后人员，经厂家技术人员对现 场判断，怀疑风机调节门开度在50%-60%之间，使风机气流产生共振，导致振动 情况。按照厂家人员指导在风机入口喇叭口处增加导流板（图1），使风机在进 风的过程中，风向均匀一致，不会发生紊乱，消除风机气流产生的共振。工作完 成后，开始试机，现场测振值结果稍有改变，机壳及烟道振动幅度仍偏大，调节 门开度达到60%以上，电机额定电流超标（35.5A），无法满足锅炉生产负荷要求。 2、振动产生的原因分析 （1）电动机的振动；电动机转子通过二支点的滚动轴承来旋转，轴承的轴向和径向的间隙很小，在润滑状态下磨损产生的振动和扫膛引起的振动极小，一般 不会给引风机造成太大的影响。（2）引风机轴承箱的振动；轴承箱主轴承损坏 和主轴弯曲、地脚螺栓松动和基础下沉会引起振动。（3）联轴器的振动；联轴 器磨损、连接不良、两轴中心线偏差均会引起振动。（4）风机壳体的振动；风 机壳体是由4mm薄钢板焊接而成，本身体型较大，运行中烟气流动使壳体产生 共振。同时，水膜除尘器在处理烟气的过程中，因水膜的不均匀等原因，烟气湿 度极度不均引起的振动。（5）叶轮的振动；烟气携带的灰尘颗粒粘附在叶轮上

机械共振时的9大特征及其解决措施

机械共振时的9大特征及其解决措施 机械共振特征 1. 对动平衡的努力没有效果 一般，对于处于或接近共振的机器，想平衡好是很难的；如果机器处于共振区域，那么即使很小的转速，也会导致相位发生剧烈的变化，变化幅度有可能接近180°；因此需要把动平衡的转子从机器上拆下来，在固定的动平衡机上进行动平衡。 2. 高度定向振动 在正交的三个方向上有一个方向与其他两个方向相比较共振振动在这个方向引起更大的振动（例如，水平方向振动可能比垂直方向或轴向方向振动大10倍）。如果发生共振，通常共振方向的振动比其它正交的两个方向的振动大5到15倍。现在许多专家诊断软件系统利用这一事实查找可能的共振。这也就是为什么在定期的预测维修巡检中要在每个轴承的所有三个方向测量振动的重要性。 3. 共振测量方向的相位特征 共振频率将表明，在机器共振方向，相位随转速变化很大，因为在自振频率处相位将变化90度，完全通过共振时相位几乎变化180度，其与存在的阻尼值有关。另一方面，同时，非共振测量方向相位的变化可能很小，因为它们未经受自振频率共振。 4. 与共振测量方向垂直的测量方向大致的相位差 如果一个径向方向共振，振动传感器转过90度测量其他方向的振动时，相位差将接近或0度或180度，与设置振动传感器的侧面有关（不是像在不平衡占优势的情况中那样相位差约90度）。即，如果水平方向共振，则水平方向相位与垂直方向相位或是相等或是相差约180度。这是由于在自振频率处运转时引入另外附加的90度相位变化之故。在任何一种情况下，水平与垂直方向相位差0度或180度代表共振高度定向的振动特性（或者偏心）。5. 共振尖峰特征形状 通常，共振尖峰在其基础处有较宽的裙围，而非共振的尖峰的裙围更窄。即，共振尖峰的基础通常比非共振尖峰的基础宽。 6. 出现共振时的频率 共振不仅发生在1X转速频率。它可以是对与自振频率一致的任何强迫振动频率的响应。这些情况下，比较这个方向这个频率的振动幅值和其他两个正交方向的相同频率的振动幅值很有用。如果共振，这个频率应该比这三个方向之一的振动频率更高。这个频率可能是4X，5X，或6X转速频率处的尖峰（或者甚至更高频率），这些频率相应于叶片通过频率（BPF），轴承故障频率，齿轮啮合频率（GMF），或者甚至机器松动状态的振动频率。如果导致强迫振动频率本身振动幅值的降低的这个激振频率源起作用，它也可能把这个自振频率的响应降低到迫振动频率。请记住，共振频率幅值=静振幅×放大因子Q。 7. 任何共振体的过大的振动和动应力 不仅必须研究机器转子（旋转件）的共振，还应研究激起支承框架，基础甚至连接管道的自振频率。疲劳故障经常发生在连接框架或管道上，这是因为它们对来自机器的强迫振动频率发生共振。解决问题要求或是降低机器中强迫振动频率源，把共振框架体与机器隔离，改变转子转速或者改变框架体本身的自振频率。 8. 以前从未发生共振的机器长期运行中突然发生共振 多年没有共振故障的机器没有什么警告或先兆突然发生共振。例如，轴承磨损可能降低轴和轴承系统的刚性，降低自振频率，使之与强迫振动频率一致而发生共振。还有，简单地更换滑动轴承可以引起自振频率的变化，如果树轴承不恰当地制造和刮削以与轴很好地连续地接触，使转子发生共振。这种情况下，您适当地安装轴承，检查要求的间隙指标和适当地对中

大型轴流风机各类振动原因分析及处理措施

大型轴流风机各类振动原因分析及处理措施 轴流风机以其流量大、启动力矩小、对风道系统变化适应性强的优势逐步取 代离心风机成为主流。轴流风机有动叶和静叶2种调节方式。动叶可调轴流风机通过改变做功叶片的角度来改变工况，没有截流损失，效率高，还可以避免在小流量工况下出现不稳定现象，但其结构复杂，对调节装置稳定性及可靠性要求较高，对制造精度要求也较高，易出现故障，所以一般只用于送风机及一次风机。静叶可调轴流风机通过改变流通面积和入口气流导向的方式来改变工况，有截流损失，但其结构简单，调节机构故障率很低，所以一般用于工作环境恶劣的引风机。 随着轴流风机的广泛应用，与其结构特点相对应的振动问题也逐步暴 露，这些问题在离心式风机上则不存在或不常见。本文通过总结各种轴流风机异常振动故障案例，对其中一些有特点的振动及其产生的原因进行汇总分析。 一、动叶调节结构导致振动 动叶可调轴流风机通过在线调节动叶开度来改变风机运行工况，这主要依赖轮毂里的液压调节控制机构来实现，各个叶片角度的调节涉及到一系列的调节部件，因而对各部件的安装、配合及部件本身的变形、磨损要求较高，液压动叶调节系统结构如图1所示。动叶调节结构对振动的影响主要分单级叶轮的部分叶片开度不同步、两级叶轮的叶片开度不同步及调节部件本身偏心3个方面。 （一）单级叶轮部分叶片开度不同步 单级叶轮部分叶片开度不同步主要是由于滑块磨损、调节杆与曲柄配合松动、叶柄导向轴承及推力轴承转动不畅引起的。这些部件均为液压缸到动叶片之间的传动配合部件，会导致部分风机叶片开度不到位，而风机叶片重量及安装半径均较大，部分风机叶片开度不一致会产生质量严重不平衡，导致风机在高转速下出现明显振动。 单级叶轮部分叶片开度不同步引起的振动主要特点如下： 1)振动频谱和普通质量均不平衡，振动故障频谱中主要为工频成分，同时部分叶片不同步会产生一定的气流脉动，使振动频谱中出现叶片通过频率及其谐波，部分部件的磨损及松动则会产生一定的非线性冲击，使振动频谱中出现工频高

风机振动原因分析(终审稿)

风机振动原因分析 文稿归稿存档编号：[KKUY-KKIO69-OTM243-OLUI129-G00I-FDQS58-

1轴承座振动1.1转子质量不平衡引起的振动在现场发生的风机轴承振动中，属于转子质量不平衡的振动占多数。造成转子质量不平衡的原因主要有：叶轮磨损(主要是叶片)不均匀或腐蚀；叶片表面有不均匀积灰或附着物(如铁锈)；机翼中空叶片或其他部位空腔粘灰；主轴局部高温使轴弯曲；叶轮检修后未找平衡；叶轮强度不足造成叶轮开裂或局部变形；叶轮上零件松动或连接件不紧固。转子不平衡引起的振动的特征：①振动值以水平方向为最大，而轴向很小，并且轴承座承力轴承处振动大于推力轴承处；②振幅随转数升高而增大；③振动频率与转速频率相等；④振动稳定性比较好，对负荷变化不敏感；⑤空心叶片内部粘灰或个别零件未焊牢而位移时，测量的相位角值不稳定，其振动频率为30%～50%工作转速。 1.2动静部分之间碰摩引起的振动如集流器出口与叶轮进口碰摩、叶轮与机壳碰摩、主轴与密封装臵之间碰摩。其振动特征：振动不稳定；振动是自激振动与转速无关；摩擦严重时会发生反向涡动； 1.3滚动轴承异常引起的振动 1.3.1轴承装配不良的振动如果轴颈或轴肩台加工不良，轴颈弯曲，轴承安装倾斜，轴承内圈装配后造成与轴心线不重合，使轴承每转一圈产生一次交变的轴向力作用，滚动轴承的固定圆螺母松动造成局部振动。其振动特征为：振动值以轴向为最大；振动频率与旋转频率相等。

1.3.2滚动轴承表面损坏的振动滚动轴承由于制造质量差、润滑不良、异物进入、与轴承箱的间隙不合标准等，会出现磨损、锈蚀、脱皮剥落、碎裂而造成损坏后，滚珠相互撞击而产生的高频冲击振动将传给轴承座，把加速度传感器放在轴承座上，即可监测到高频冲击振动信号。这种振动稳定性很差，与负荷无关，振动的振幅在水平、垂直、轴向三个方向均有可能最大，振动的精密诊断要借助频谱分析，运用频谱分析可以准确判断轴承损坏的准确位臵和损坏程度，抓住振动监测就可以判断出绝大多数故障，再辅以声音、温度、磨耗金属的监测，以及定期测定轴承间隙，就可在早期预查出滚动轴承的一切缺陷。 1.4轴承座基础刚度不够引起的振动 基础灌浆不良，地脚螺栓松动，垫片松动，机座连接不牢固，都将引起剧烈的强迫共振现象。这种振动的特征：①有问题的地脚螺栓处的轴承座的振动最大，且以径向分量最大；②振动频率为转速的1、3、5、7等奇数倍频率组合，其中3倍的分量值最高为其频域特征。 1.5联轴器异常引起的振动 联轴器安装不正，风机和电机轴不同心，风机与电机轴在找正时，未考虑运行时轴向位移的补偿量，这些都会引起风机、电机振动。其振动特征为：①振动为不定性的，随负荷变化剧烈，空转时轻，满载时大，振动稳定性较好；②轴心偏差越大，振动越大；③电机单独运行，振动消失；④如果径向振动大则为两轴心线平行，轴向振动大则为两轴心线相交

关于引风机振动的分析

关于引风机振动的分析 摘要：本文作者对造成火力发电厂引风机振动故障的原因及其基本特征进行了分析，介绍了如何运用这些振动故障的基本特征对引风机常见振动故障进行简易诊断，判断振动故障产生的根源。 关键词：引风机振动；分析 火力发电厂引风机的振动问题是很复杂的，但只要掌握各种振动的原因和基本特征，加上在平时工作中多积累经验，就能迅速和准确地判断引风机振动故障的根源所在，进而采取有效的措施，提高引风机在火力发电中的安全可靠性。引风机是一种将原动机的机械能转化为输送气体、给予气体能量的机械，它是火力发电厂中不可少的机械设备。在火力发电厂的实际运行中，引风机由于运行条件比较恶劣，发生故障率较高，特别是引风机的振动是一类对生产和运行产生很大影响的故障。一方面振动故障的诊断比较复杂，处理时间也比较长；另一方面振动故障一旦发生并酿成事故，所造成的影响和后果是十分严重的。 1 引风机振动原因分析 1.1 叶轮不平衡引起的振动 叶轮在使用中产生不平衡的原因可简要分为两种：叶轮的磨损和叶轮的结垢。造成这两种情况和引风机前接的除尘装置有关，这在平时的工作中深有体会，开滦林西电厂2#、3#、4#锅炉采用的电除尘为干法除尘装置引起的叶轮不平衡的原因以磨损为主，而1# 锅炉采用的文丘里水膜除尘为湿法除尘装置影响叶轮不平衡的原因以结垢为主。 1.1.1 引风机叶轮磨损及处理对策。干式除尘装置虽然可以除掉烟气中绝大部分颗粒的粉尘，但少量大颗粒和许多微小的粉尘颗粒随同高温、高速的烟气一起通过引风机，使叶片遭受连续不断地冲刷。长此以往，在叶片出口处形成刀刃状磨损。由于这种磨损是不规则的，因此造成了叶轮的不平衡。此外，叶轮表面在高温下很容易氧化，生成厚厚的氧化皮。这些氧化皮与叶轮表面的结合力并不是均匀的，某些氧化皮受振动或离心力的作用会自动脱落，这也是造成叶轮不平衡的一个原因。 1.1.2 引风机叶轮结垢及处理对策。经湿法除尘装置（文丘里水膜除尘器）净化过的烟气湿度很大，未除净的粉尘颗粒虽然很小，但粘度很大。当它们通过引风机时，在气体涡流的作用下会被吸附在叶片非工作面上，特别在非工作面的进口处与出口处形成比较严重的粉尘结垢，并且逐渐增厚。当部分灰垢在离心力和振动的共同作用下脱落时，叶轮的平衡遭到破坏，整个引风机都会产生振动。 解决叶轮结垢的方法很多，其中有喷水除垢方法，将喷水系统装在引风机的

风机振动原因分析

1 轴承座振动 转子质量不平衡引起的振动在现场发生的风机轴承振动中，属于转子质量不平衡的振动占多数。造成转子质量不平衡的原因主要有：叶轮磨损(主要是叶片)不均匀或腐蚀；叶片表面有不均匀积灰或附着物(如铁锈) ；机翼中空叶片或其他部位空腔粘灰；主轴局部高温使轴弯曲；叶轮检修后未找平衡；叶轮强度不足造成叶轮开裂或局部变形；叶轮上零件松动或连接件不紧固。转子不平衡引起的振动的特征：①振动值以水平方向为最大，而轴向很小，并且轴承座承力轴承处振动大于推力轴承处；②振幅随转数升高而增大；③振动频率与转速频率相等；④振动稳定性比较好，对负荷变化不敏感；⑤空心叶片内部粘灰或个别零件未焊牢而位移时，测量的相位角值不稳定，其振动频率为30%～50% 工作转速。 动静部分之间碰摩引起的振动如集流器出口与叶轮进口碰摩、叶轮与机壳碰摩、主轴与密封装臵之间碰摩。其振动特征：振动不稳定；振动是自激振动与转速无关；摩擦严重时会发生反向涡动； 滚动轴承异常引起的振动 轴承装配不良的振动如果轴颈或轴肩台加工不良，轴颈弯曲，轴承安装倾斜，轴承内圈装配后造成与轴心线不重合，使轴承每转一圈产生一次交变的轴向力作用，滚动轴承的固定圆螺母松动造成局部振动。其振动特征为：振动值以轴向为最大；振动频率与旋转频率相等。 滚动轴承表面损坏的振动滚动轴承由于制造质量差、润滑不良、异物进入、与轴承箱的间隙不合标准等，会出现磨损、锈蚀、脱皮剥落、碎裂而造成损坏后，滚珠相互撞击而产生的高频冲击振动将传给轴承座，把加速度传感器放在轴承座上，即可监测到高频冲击振动信号。这种振动稳定性很差，与负荷无关，振动的振幅在水平、垂直、轴向三个方向均有可能最大，振动的精密诊断要借助频谱分析，运用频谱分析可以准确判断轴承损坏的准确位臵和损坏程度，抓住振动监测就可以判断出绝大多数故障，再辅以声音、温度、磨耗金属的监测，以及定期测定轴承间隙，就可在早期预查出滚动轴承的一切缺陷。 | 轴承座基础刚度不够引起的振动 基础灌浆不良，地脚螺栓松动，垫片松动，机座连接不牢固，都将引起剧烈的强迫共振现象。这种振动的特征：①有问题的地脚螺栓处的轴承座的振动最大，且以径向分量最大；②振动频率为转速的1、3、5、7等奇数倍频率组合，其中3倍的分量值最高为其频域特征。 联轴器异常引起的振动 联轴器安装不正，风机和电机轴不同心，风机与电机轴在找正时，未考虑运行时轴向位移的补偿量，这些都会引起风机、电机振动。其振动特征为：①振动为不定性的，随负荷变化剧烈，空转时轻，满载时大，振动稳定性较好；②轴心偏差越大，振动越大；③电机单独运行，振动消失；④如果径向振动大则为两轴心线平行，轴向振动大则为两轴心线相交#

常见风机故障原因及处理方法

常见风机故障原因及处理方法 摘要：分析了风机运行中轴承振动、轴承温度高、动叶卡涩、保护装置误动作等故障的几种原因，提出了被实际证明行之有效的处理方法。 风机是一种将原动机的机械能转换为输送气体、给予气体能量的机械，它是火电厂中不可少的机械设备，主要有送风机、引风机、一次风机、密封风机和排粉机等，消耗电能约占发电厂发电量的1．5％～3．0％。在火电厂的实际运行中，风机，特别是引风机由于运行条件较恶劣，故障率较高，据有关统计资料，引风机平均每年发生故障为2次，送风机平均每年发生故障为0．4次，从而导致机组非计划停运或减负荷运行。因此，迅速判断风机运行中故障产生的原因，采取得力措施解决是发电厂连续安全运行的保障。虽然风机的故障类型繁多，原因也很复杂，但根据调查电厂实际运行中风机故障较多的是：轴承振动、轴承温度高、动叶卡涩、保护装置误动。 1 风机轴承振动超标 风机轴承振动是运行中常见的故障，风机的振动会引起轴承和叶片损坏、螺栓松动、机壳和风道损坏等故障，严重危及风机的安全运行。风机轴承振动超标的原因较多，如能针对不同的现象分析原因采取恰当的处理办法，往往能起到事半功倍的效果。 1．1 不停炉处理叶片非工作面积灰引起风机振动 这类缺陷常见于锅炉引风机，现象主要表现为风机在运行中振动突然上升。这是因为当气体进入叶轮时，与旋转的叶片工作面存在一定的角度，根据流体力学原理，气体在叶片的非工作面一定有旋涡产生，于是气体中的灰粒由于旋涡作用会慢慢地沉积在非工作面上。机翼型的叶片最易积灰。当积灰达到一定的重量时由于叶轮旋转离心力的作用将一部

分大块的积灰甩出叶轮。由于各叶片上的积灰不可能完全均匀一致，聚集或可甩走的灰块时间不一定同步，结果因为叶片的积灰不均匀导致叶轮质量分布不平衡，从而使风机振动增大。 在这种情况下，通常只需把叶片上的积灰铲除，叶轮又将重新达到平衡，从而减少风机的振动。在实际工作中，通常的处理方法是临时停炉后打开风机机壳的人孔门，检修人员进入机壳内清除叶轮上的积灰。这样不仅环境恶劣，存在不安全因素，而且造成机组的非计划停运，检修时间长，劳动强度大。经过研究，提出了一个经实际证明行之有效的处理方法。如图1所示，在机壳喉舌处（A点，径向对着叶轮）加装一排喷嘴（4～5个），将喷嘴调成不同角度。喷嘴与冲灰水泵相连，将冲灰水作为冲洗积灰的动力介质，降低负荷后停单侧风机，在停风机的瞬间迅速打开阀门，利用叶轮的惯性作用喷洗叶片上的非工作面，打开在机壳底部加装的阀门将冲灰水排走。这样就实现了不停炉而处理风机振动的目的。用冲灰水作清灰的介质，和用蒸汽和压缩空气相比，具有对喷嘴结构要求低、清灰范围大、效果好、对叶片磨损小等优点。 1．2 不停炉处理叶片磨损引起的振动 磨损是风机中最常见的现象，风机在运行中振动缓慢上升，一般是由于叶片磨损，平衡破坏后造成的。此时处理风机振动的问题一般是在停炉后做动平衡。根据风机的特点，经过多次实践，总结了以下可在不停炉的情况下对风机进行动平衡试验工作。 1）在机壳喉舌径向对着叶轮处（如图1）加装一个手孔门，因为此处离叶轮外圆边缘距离最近，只有200 mm多，人站在风机外面，用手可以进行内部操作。风机正常运行的情况下手孔门关闭。 2）振动发生后将风机停下（单侧停风机），将手孔门打开，在机壳外对叶轮进行试加重量。

大机组振动原因分析与处理

大机组振动原因分析与处理 摘要简述了引起大型机组振动的几种原因，并对部分原因以现场实际工作经验为例进行了剖析，附以解决方案，对从事该类型工作的设备管理人员解决现场振动问题，具有一定的借鉴意义。 关键词大型机组；振动；轴承；底脚 1 引言 大型压缩机组因其单位效率高，在石油化工行业被越来越多的用户使用，而且朝着大型化，模块化的趋势发展。与此同时，因化工行业连续生产的特殊性，大型机组必须满足长周期、安全、稳定运行的条件。保证大型机组安全稳定的首要条件则是对大型机组的运行状态进行跟踪监控，并实时做好记录，分析机组的状态是否正常，以此来判断机组是否能够继续运行或者确定机组的检修时间等。其中，机组状态检测中首要跟踪的参数便是机组的振动、温度等，很多情况下，振动与温度是有关联的。因此，在测得振动参数后，对比温度参数需要进行深入的分析才能准确判断出原因。 大型机组的振动问题是比较复杂的一个课题，涉及到许多方面。比如，转子动静平衡不好，联轴器不对中，地脚螺栓存在虚脚，轴承间隙不合适，管线应力等其它非机组本身的附加振动源等。一个机组振动超标后，首先要找出振动源，并分析排除可能的情况。有些时候引起振动的原因并不是唯一的，可能存在多项引起振动的原因，这个时候判断问题就比较困难一些，但是只要我们仔细排查，便能最终找到问题所在。 2 引起振动的几种原因 现以某厂5台大型制冷压缩机组为例简要分析一下振动产生的原因以及在现场实际排查的过程和最终解决方案。该厂有汽轮机驱动的离心式制冷压缩机1台，6000V高压电机驱动的喷油双螺杆压缩机4台。这些制冷压缩机组为聚合反应提供冷媒，鉴于生产的连续性，这五台机组必须同时保持高效稳定的运行。监测振动对跟踪与分析机组的运行状态至关重要。振动分为三个方向的振动，水平，垂直，轴向。这三个方向的振动分别能反应机组的不同状态。水平方向振动大，一般反应的是机组转子不平衡或者是联轴器对中不好。垂直振动大则一般反应机组有虚脚，找正不好。轴向振动大从通俗的解释上是存在较大的轴向波动力，如果是压缩机轴向振动大，则可能是由于平衡组件存在问

振动大实例与原因分析

1倍频振动大除了动平衡还应检查什么？ 750KW异步电机，3000V工频，2极，轴长2M6，轴瓦档轴颈80mm，端盖式滑动轴承，中心高500mm。 检修后空载试车，垂直4.6mm/s，水平6.5mm/s，轴向1.2mm/s，振动较大，振感很强。振动频谱1倍频4-5mm/s，2倍频1-2mm/s，断电后1倍频2倍频值一点点降下来的。 据维修技师反应3年前空载试车也是振动大到现场连上机械接手在转就好了，于是到现场安装试车，结果振动还是大。 重新拆回车间，转子在动平衡机上做了动平衡，装配时轴瓦间隙也重新复测了。再试车振动比原来还大了点，频谱和原来一样。 我问了维修人员，动平衡配重2面都加了，轴瓦间隙都在标准里面。 请问做动平衡时是在1300-1500左右做的，有无可能在3000转时平衡改变了？ 除了动平衡还要检查其他什么？ 可能是共振问题，这个规格的电机转子固有频率接近5ohz，本案例中应大于50hz 动平衡后单机试转仍大，是由于加重后固有频率下降更接近转频，所以振动有升无减 请注意：动平衡的速度不是工频，平衡本身可能是合格的 联合运行振动值更大，是由于连接上了被驱动设备，形成转子副，电机转子带载后固 有频率下降较多，更接近工频。所以振动愈发的大 其实就一句话：组合转子的固有频率小于原来单体的，好像这么说的，原话不记得了 据统计，有19％的设备振动来自动不平衡即一倍频，而产生动不平衡有很多原因。现场测量的许多频谱结果也多与机器的一倍频有关系，下面仅就一倍频振动增大的原因进行分析。 一、单一一倍频信号 转子不平衡振动的时域波形为正弦波，频率为转子工作频率，径向振动大。频谱图中基频有稳定的高峰，谐波能量集中于基频，其他倍频振幅较小。当振动频率小于固有频率时，基频振幅随转速增大而增大；当振动频率大于固有频率时，转速增加振幅趋于一个较小的稳定值；当振动频率接近固有频率时机器发生共振，振幅具有最大峰值。由于通常轴承水平方向的刚度小，振动幅值较大，使轴心轨迹成为椭圆形。振动强烈程度对工作转速的变化很敏感。 1．力不平衡 频谱特征为振动波形接近正弦波，轴心轨迹近似圆形；振动以径向为主，一般水平方向幅值大于垂直方向；振幅与转速平方成正比，振动频率为一倍频；相位稳定，两个轴承处相位接近，同一轴承水平方向和垂直方向的相位差接近90度。 2．偶不平衡 频谱特征为振动波形接近正弦波，轴心轨迹近似圆形；在两个轴承处均产生较大的振动，不平衡严重时，还会产生较大的轴向振动；振幅与转速平方成正比，振动频率以一倍频为主，有时也会有二、三倍频成分；振动相位稳定，两个轴承处相位相差180度。 3．动不平衡 频谱特征为振动波形接近正弦波，轴心轨迹近似圆形；振动以径向为主，振幅与转速平方成正比，频率以一倍频为主；振动相位稳定，两个轴承处相位接近。