风机振动（共8篇）
风机振动 篇1
0引言
某电厂二期容量2×1000 MW, 采用哈尔滨锅炉厂生产的超超临界、一次再热变压运行直流锅炉。控制系统为日本日立提供的H5000M。锅炉设有送风机、一次风机、引风机、增压风机各2台, 采用美国本特利公司3500系统和国产SDJ-3L振动监测保护仪实现对风机的监测功能。
1系统简介
锅炉送风机、一次风机、增压风机为动叶可调轴流式风机, 引风机则为静叶可调轴流式风机。风机类型虽然不同, 振动测量方式却大同小异。该电厂机组送风机与一次风机是通过 在风机轴承上1X点 (1:驱动端;X:平行于地 面, 垂直于轴) 安装一个本特利3300压电式加速度传感器测量轴承振 动, 引风机通过安装在壳体上X向和Y向 (Y:垂直于地面, 垂直于轴) 的一对同类型传感器测量壳体振动。二者一并通过中间电缆 传至放置于电子间的本特利3500系统柜内, 再将风机 振动模拟量值传至DCS (DistributedControlSystem, 分散式控 制系统) 和TDM (TestingDataManagement, 试验数据管理系统) 柜内, 进行画面监视报警和日常数据分析。
原3500振动监测系统 模件主要 包括3500/15电源模块、3500/20框架接口模块、3500/32继电器模块、3500/42M四通道监测模块等。其中, 3500/42M模块用于 监测送风 机1X、一次风机1X、引风机壳体1X/1Y振动。监测系 统将4~20 mA电流信号送至DCS系统, 在操作员 站CRT上显示各 风机振动值。
增压风机振动系统则与一次风机、送风机、引 风机大不 相同, 采用江苏江阴第三电子仪器厂SDJ-3L振动监测保护仪, 安装在轴承上1X和1Y点的SZ-6磁电式振动探头进行轴承振动连续监视和测量, 通过延长电缆将振动信号输出至本体附近的二次表内, 该振动二次表带有就地LED实时振动 数据显示 和信号预处理并远传模拟量至DCS功能。即振动模拟量信号通过就地振动二次表输出直接送至DCS。
2存在问题及原因分析
机组运行以来, 多次出现八大风机 (增压风机A/B、送风机A/B、一次风机A/B、引风机A/B) 振动信号失真缺陷导致报警误报, 不但给运行人员监视带来不便, 同时增大了维护人员 工作量。缺陷频发的原因主要有增压风机振动二次表无防雨柜, 导致多雨季节仪表外接线进水, 信号跳变而无测量值;引风机壳体振动探头露置空气中, 导致航空插头时常受外力影响出现虚接和接线松动现象而失去监视;一次风机和送风机振动信号线接地, 导致测量不准确。八大风机工作环境 (日晒、雨淋及高温烟尘) 恶劣, 信号传输距离远, 外界环境电磁干扰导致信号陡增骤降等一系列问题说明现有振动监测系统存在抗干扰能力弱、稳定性差、可靠性低等缺点。
更为紧要的是, 该电厂机组风机振动信号高一值作报警信号、高二值为手动停 风机信号 并未作振 动大跳闸 风机逻辑 保护, 如果运行人员不能及时停运风机, 振动问题将直接威 胁到机组的安全经济运行。但是, 要在原来的振动监测系统上实现振动保护存在风险和难题。增压风机原来用的SDJ-3L振动监测保护仪虽然能提供4~20mA信号, 满足DCS监视要求, 但无法提供保护接点输出, 缺少逻辑组态必备要素;引风机外 部壳体离真正内部轴承还有一段距离, 因此引风机壳体的振动不能客观反映轴振, 远不能作为振动保护信号。还有一个八大风机共存的问题, 就是单点或双点测量不仅不能全面反映风机驱动端和非驱动端振动轴承振动情况, 而且可靠性不满足重要辅机保护信号选取要求, 一旦引入风机跳闸逻辑, 容易造成 保护误动作后果。
3改进方案
根据以上分析, 结合3500系统参数设置灵活、继电器组态方便、图表分析直观等优点, 该厂决定在3500系统基础上进行改造。
(1) 将增压风机振动信号同引风机、一次风机、送风机一样引入3500系统, 取消就地二次表, 装设防雨 接线柜, 降低雨季设备进水信号丢失的风险。引风机探头安装位置 由原来的 壳体改至轴承上, 这样, 探头的内置既防止了外力破坏性影 响又使振动信号测量的准确性达到了保护信号要求。此外, 进一步详细规划了八大风机探头安装位置、方向和数量, 统一在八 大风机驱动端 (用1表示) 和非驱动端 (用2表示) 轴承侧各安装2支本特利加速度传感器, 分别测X向和Y向振动, 即每台风机安有4支探头 (1X、1Y、2X、2Y) , 科学地反映风机振动情况, 也为下一步作保护信号提供可实施性基础。
(2) 3500振动监测系统中3500/42M监测模块改为8块, 用于接收送风机 (A/B) 、一次风机 (A/B) 、引风机 (A/B) 、增压风机 (A/B) 的32路加速度传感器信号, 每台风机1X、1Y、2X、2Y4点接入1个模块, 将模拟量信号传至日立DCS, 通过4取3 (4个信号有3个为1, 则输出为1) 后实现光字报警和保护停风机逻辑功能。八大风机同理, 仅以一次风机为 例, 保护逻辑如图1所示。
(3) 以本特利3500系统为整体规范接地处理, 保证从就地探头、3300监测系统至DCS系统单点接地, 避免接地不当导致信号受干扰。同时, 整个回路按照电缆设计安装规范重新敷设屏蔽铠装电缆, 达到降低外界噪声的影响的目的。
4效果评估
改进后的振动监测系统已投运一年多, 期间运行 正常, 出现缺陷的频率明显下降。原系统缺少风机保护的隐患得到 了整改, 避免了人为手动停风机的延迟性弊端, 真正做到了准确、可靠地连续测量 和保护机 组安全运行。
摘要：对原风机振动监测系统的不足进行了分析, 阐述了在3500系统基础上实现风机振动保护的改进方案, 给风机安全运行提供了可靠性保障。
关键词：风机,3500系统,振动监测系统,振动保护
参考文献
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[2]梁晓明.机组状态监测系统的应用[J].石油化工自动化, 2007 (5)
[3]李晓芸, 梁振山, 孙运清, 等.送风系统振动问题的研究[J].华北电力学院学报, 1993 (2)
风机振动 篇2
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。
循环风机振动故障处理 篇3
1 风机振动情况
该风机一般工作在28Hz, 转速为552r/min。测试时把转速调到30Hz, 转速为592r/min。用手持式测振仪测得轴承座的振动速度值如表1所示。
mm/s
由表1可知, 轴承座三个方向的振动值都较大, 振动最小值都超过了报警值8.0mm/s。传动端的轴向振动大, 非传动端垂直振动大。因为循环风机转子为悬臂转子 (D式支承, 轴承座为整体箱式结构) , 当出现不平衡时, 其轴向振动及径向振动 (包括水平及垂直方向振动) 都较大, 从测量的振动值看, 属于转子不平衡, 经停机清灰, 振动值变化减小, 符合转子不平衡的特征, 于是决定作平衡校正。
2 风机振动故障处理
2.1 动平衡校正
采用三点法作动平衡, 并利用做图法对三点法进行对比和校正。
(1) 采用文献[1]所述三点法的解析法求解
以清灰后的非传动端的水平振动值为原始振动值, 即V0=14.5, 以任意点为试加重的0°, 逆时针把配重圆等分为三点, 取试配质量的大小为M=283g (钢板为60×50×12mm) , 把试配重量分别加在0°、120°、240°后, 得振动值如表1所示, 即V1=13.9、V2=13.7、V3=15.7, 把上述值代入文献提供的相应公式中 (K2为负值, 直接用负值代入) , 最后计算得不平衡质量为m=4732g, 配重质量Mp= (0.70~0.85) m=3312~4022g, 配重位置θp=θ=65° (注:K2为负值, 说明试加重质量较小, 这可由计算结果得到证明。) 如按文献求法, 则用正值代入, 得:不平衡质量m=4859g, 配重质量Mp= (0.70~0.85) m=3401~4130g, 配重位置θp=θ+180°=242°+180°=422°或θp=62°) 。
(2) 按照文献[2]提供的作图法求解
用表1的振动值V0=14.5、V1=13.9、V2=13.7、V3=15.7作图, 得θp=67°, m=M V0/L=283×14.5/1.1=3123g。
将三点法计算所得结果和作图法结果比较, 两种方法的配重位置角相差不大, 配重质量有差别。为此, 取配重位置角的中间值, 配重质量的较小值进行配重平衡, 把100×300×12mm的钢板 (质量为2826g, 比3123g小) 焊在65°上。开机后测得非传动端水平振动值为16.9, 振动值比配重前还要大。为此, 把配重质量减小, 把100×150×12mm (1413g) 的钢板焊在65°上。开机后测得非传动端水平振动值为11.9, 振动值仍然较大, 不能安全生产。
2.2 动平衡校正不佳的分析及处理
在动平衡校正的测量过程中, 出现振动值波动较大的情况, 在配重质量较大的那次, 因振动较大, 传动端轴有明显的摆动。经检查电动机轴与风机轴同轴度较好。所以, 怀疑传动端轴承间隙大 (因转速慢, 轴承并未发热) 。拆开轴承座盖检查, 发现传动端轴承 (型号为22324CA/W33) 径向间隙值大, 为0.45 mm, 远大于标准径向间隙值0.075~0.12 mm;且部分滚子及轴承内圈表面有剥落现象, 显然轴承失效。非传动端轴承 (型号为23034) 径向间隙为0.20 mm, 与标准间隙值0.12~0.18 mm接近, 可继续使用。为此, 更换了传动端轴承。在更换轴承后, 发现原垫在电动机底座下的垫片高了, 只得调低位置才调节好同轴度。换轴承后开机, 测得传动端的垂直振动下降较大, 而非传动端三个方向的振动值反而变大, 且垂直振动增加很多, 运行中, 非传动端轴承座上下振动很大。经查找分析原因, 非传动端一个地脚螺栓处的轴承座因一次事故断裂, 是采用加抱箍的方法把轴承座用地脚螺栓拉紧的, 在此处, 除了紧固螺栓外, 还需要把抱箍与轴承座之间垫实, 以杜绝轴承座松动。对此, 我们把此端的两个地脚螺栓重新紧固并把轴承座压实。开机后垂直振动及轴向振动下降较大, 水平方向稍有下降。
更换轴承及紧固地脚螺栓后, 手工转动叶轮时, 叶轮总是停在同一个位置, 即动平衡校正时加配重的位置总是停在最下部, 静平衡失衡现象明显, 对此进行了静平衡校正。首先, 在原配重块对应的245°位置, 试加了283g配重, 但还是停在了原来的65°上, 显然, 原配重块质量较大。为此, 我们取掉了原配重块, 最后在第258°位置加了一块60×80×12mm (452g) 的配重块, 消除了静平衡失衡问题。经开机试车, 各个方向的振动值都大大降低, 且比图纸要求的大修后振动速度≤4.6mm/s还要小, 效果很好。
3 结束语
(1) 该风机同时出现了转子不平衡、轴承损伤、设备不对中及地脚螺栓松动等故障, 造成了动平衡校正达不到要求。这也让我们反思, 为规避检修过程的弯路, 在作风机平衡校正前, 最好要首先检查处理其它因素引起的振动, 这样才能缩短检修时间, 并能准确可靠地进行平衡校正。
(2) 对于复杂的振动故障, 采用先进的测量仪器, 通过频谱分析等先进方法能及时地找到原因并解决问题, 无疑是最可靠的办法;但用简单的仪器, 如手持式测振仪, 也能解决现场中的许多问题, 如这次的轴承故障, 在现场使用手持式测振仪测量, 轴承径向间隙大, 则其振动值波动大, 更换新轴承后, 振动值波动小, 这可作为判断轴承间隙大的一个因素。
(3) 在作振动故障原因分析时, 要掌握有关故障的振动特征, 如对于悬臂支承风机, 转子不平衡时, 其轴向振动及径向振动都较大, 振动稳定性好, 对负荷变化不敏感;地脚螺栓松动时, 垂直方向振动较大, 径向及水平方向振动值不稳定;轴承故障如间隙大时, 径向振动大, 且振动值波动较大;联轴器不对中时, 轴向及径向振动较大。
参考文献
[1]张金意.三点法找离心风机叶轮平衡的理论分析公式推导及应用[J].甘肃冶金, 2007, 29 (5) :22-24.
应用振动监测技术诊断风机故障 篇4
1. 引风机不平衡故障
碱炉引风机 (型号ESLP-225-7-LGO-2970-2-1-YO) 属于极重要设备, 被列为重要监测对象, 离线振动采集周期1个月, 对设备的运行状态进行持续性的跟踪。
该风机随机带有1套在线SPM振动报警系统及1套温度报警系统, 2010年9月9日在线振动系统报警, 离线采集振动数据发现振动总值有较大幅上升, 分析频谱 (图1) 发现1×转频占绝对能量, 叶片的通过频率7×存在但幅值较低, 无其他明显的峰值, 振动总值水平方向最高;加速度包络振动趋势平稳, 未发现轴承缺陷频率。
通常速度频谱中1×转频高可能由地脚松动、不平衡及不对中等引起, 查看风机安装后的对中记录, 对中良好, 检查风机地脚螺栓未见松动;对比之前的频谱, 相同转速下1×转频幅值较低, 由此可初步推断风机存在不平衡现象。询问工艺人员, 发现该风机的电除尘器近一段时间运行不畅, 由此认为风机叶轮积灰引起不平衡故障, 建议计划停机时检查冲洗叶轮。9月14日工艺停机时间清洗了叶轮, 重新开机后设备运行稳定, 振动值恢复正常水平。
2. 引风机电机轴承电腐蚀
工业锅炉燃烧的稳定性和可靠性是实现锅炉安全经济运行的关键, 锅炉炉膛的负压是一个重要的控制参数, 炉膛负压控制方式是由电动或气动执行器控制引风机挡板开口度或者调节引风机的转速, 即调节引风量达到调整燃烧的效果。由于调节风机电机的转速即直接调节风量来实现锅炉负压自动调节控制, 能够更好地满足生产要求, 又达到了节电和节省燃料的目的, 因此应用越来越广泛, 但同时对变频运行的电机及控制系统提出更高的要求。
引风机电机转速992r/min、690V变频调速、功率1800kW;DE端轴承型号6334、NDE端轴承型号6330。电机6月开始运行, 8月份离线采集振动数据分析, 加速度包络频谱中峰值主要为两倍线频率, 无轴承缺陷频率峰值;9月份在2#、3#电机风扇端加速度包络频谱中发现轴承外圈缺陷频率, 包络总值上升明显, 1#、4#电机风扇端包络频谱中也出现轴承外圈缺陷频率, 但包络总值相对较低。鉴于上述现象, 缩短采集振动数据的周期, 跟踪故障发展的趋势, 分析振动原因 (表1) 。
电机是进口新电机, 调试时轴承已经补充了润滑脂, 基本排除了润滑或轴承质量因素。4台相同的电机几乎同时出现相类似的频谱, 可以确定为同一因素引起的故障。电机全部变频运行, 根据碱炉的负压自动调节转速, 由此怀疑电机轴承出现了变频电机常见的电蚀损伤。经检查电机没有相应的防轴电流的措施, 变频器输出端没有滤波装置, 电源可能存在高频谐波分量;轴承为普通轴承, 电机风扇端端盖有绝缘套, 但不能肯定起隔离作用;电机轴上没有碳刷等接地装置。由此推断轴承出现电蚀损伤。由于生产需要碱炉继续高负荷运行, 建议适当润滑电机轴承。11月监测风扇包络总值继续大幅上升 (表1) , 电机驱动端也出现轴承缺陷频率, 因此建议计划停机或负荷低时拆检轴承。2011年1月份碱炉降荷运行, 维修人员逐台拆检电机前后端轴承, 轴承内外圈均出现较深的“搓衣板”式的电腐蚀损伤。
3. 烟气再循环风机轴承润滑不良
驱动端轴承6034 (两个) , 叶轮端轴承23034, 转速1500r/min。
风机9月开机后监测发现风机驱动端加速度包络频谱中存在6034轴承外圈缺陷频率谐波, 包络总值达到10g′E, 速度频谱中轴承缺陷频率峰值很小, 主要为风机1×转频, 叶轮端频谱正常。鉴于上述情况, 缩短了振动数据采集周期, 持续监测设备振动趋势。2011年2月15日, 采集数据时发现叶轮端包络总值大幅上升, 达到39g′E, 加速度包络频谱中主要为23034轴承外圈缺陷频率, 同时在速度频谱中也发现轴承缺陷频率, 驱动端振动趋势较平稳。由于在较短的时间内, 叶轮端轴承出现缺陷频率并且振动总值大幅升高, 因此建议维修人员尽快拆检轴承。
28日车间拆检轴承, 发现23034外圈严重剥落, 润滑油中含水量较高, 对冷却水系统打压试验未见渗漏, 分析诊断为烟气中水分较高, 透过轴封烟汽进入到轴承室, 轴承因润滑不良而出现损伤。
4. 总结
(1) 应用SKF加速度包络技术能够发现早期滚动轴承、齿轮润滑等表现在高频段的故障, 同时设置速度频谱可有效发现转子不平衡、轴不对中、轴弯曲、转子偏心、共振等机械故障。
风机轴承座的振动分析 篇5
把轴承座简化为如图1的数学模型进行振动力分析, 仅考虑垂直方向的振动, 转子—轴承的油膜刚度为ks, 阻尼为cs, 转子质量为ms;轴承座的刚度为kb, 阻尼为cb, 质量为mb。
转子和轴承座的振动分别为ys、yb, 转子偏心为e, Ω为转速, 系统振动方程为:
为了推导方便, 可以不考虑阻尼影响, 那么上述方程就变为:
微分方程 (2) 有标准的理论解, 其解为:
为了分析方便, 对上述公式做一些数学变换, 将绝对振动值比轴承振动值, 有:
ωb为轴承座本身的固有频率, kb为轴承座的刚度, mb为轴承座的质量, 式 (4) 为我们要讨论的数学公式。
2 振动的几个概念
2.1 振动的数学表示
式 (3) 中的ys和yb都是振动随转速Ω和时间t变化的振动值, 很明显ys和yb都是正弦函数, 其中ys和yb是幅值, 也就是振动的峰值, 风机运行时其振动的变化就是ys和yb。
2.2 绝对振动
在实际的振动衡量时, 有接触和非接触测量, 在现场所用的手持测振表都是接触式测量, 是绝对振动值, 也就是式 (3) 中的ys和yb, 它们分别是轴承座和转子相对于大地的振动。
2.3 相对振动
振动的非接触式测量是将传感器安装在轴承座上, 测量转子的振动, 测量出的振动值就是相对振动值, 定量可表示为:
2.4 系统的固有频率
在理论上, 固有频率是由振动系统的质量和刚度系数决定的, 当系统确定之后, 系统固有频率就是一个确定的值。有时固有频率小于风机转速频率, 这时在升速的过程中就一定有一转速, 在这个转速下振动值较大, 过该转速后振动又会下降;然而往往是系统固有频率远远大于风机转速频率。系统固有频率有别于轴承座的频率, 它是整个系统的特性。
3 轴承座振动的几种情况
3.1 一般振动
从式 (3) 和 (4) 可以看出, 轴承座的振动与不平衡力meΩ2成正比, 式 (3) 中的ys和yb都是振动随转速Ω变化的, 也可以说和转速成正比, 因为对一定的风机系统偏心距e和质量m都是确定的;在通风机的设计中, 由于转速比较低、轴的刚度大, 一般都要是刚性轴, 也就是说临界转速ωn1≫Ω (临界转速远远大于工作转速) , 不可能出现共振现象;同时对轴承座来讲, 一般也是ωb≫ωn1, 轴承座也不可能出现共振。
上面的讨论可理解为:风机在启动过程中, 随转速的升高轴承座的振动值应该是一直上升。如果转速上升, 而轴承座振动下降, 那么肯定是轴承的刚度发生了变化, 转速继续上升, 超过某转速后振动会更大, 这时一般可能的故障是:轴承压盖松动、轴承座固定螺钉松动、轴承间隙太大、轴承座损伤、轴承座加工缺陷等;轴承座的其他故障。
笔者在现场遇见过轴承瓦窝镗的大小不一、轴承座地脚松动、轴承座间隙过大等故障。
3.2 轴承座不同点的振动差异
一般而言, 轴承形状基本对称即可保证机械性能基本上的各向同性, 但是由于材料和加工的差异, 有时在同水平面或者同一垂直面测到的振动值不一样 (剔除测量误差) , 振动值的差异在1.5~2.5mm/s之间。
这种现象依据上文中的理论推导是:在一定转速下, 轴承座所受的激振是相同的, 振动的差异是由于各截面的刚度系数不一样。从振动的原理来讲, 振动表示如下:
式中:
A——讨论的振动值
F——转子所受的激振动
K——转子所受总刚度
振动不仅和激振力有关, 还和刚度系数有关, 只能是各测点的刚度不同, 导致各测点的振动值差异, 这个逻辑从式 (3) 和式 (6) 看更为清晰具体。
3.3 共振现象
从式 (3) 可以看出, 只要:
不管是转子振动还是轴承座, 振动值都会非常大, 这就是理论上共振耦合, 这个代数方程有两个解Ω1、Ω2, 在这两个转速下, 机组的振动值会非常大, 但是对现在讨论的通风机系统振动是不会出现的, 因为轴承座的刚性很大, 而通风机的转速很低。
3.4 轴承座振动的刚度
受传统设计的影响, 轴承座刚度往往都很大, 而很少出现因刚度差造成振动大的情况。但有时由于地脚螺栓松动、轴承配合不良等原因, 也会出现轴承座刚度不足的现象, 从而导致系统在升速过程中振动值由大变小、再由小变大的情况。
3.5 刚性与柔性轴承座
轴承座受材质、几何形状以及装配的影响, 对工作转速很高的旋转系统, 转速一定要跨越轴承的固有频率, 这样的轴承系统称为柔性支撑, 其轴承座称柔性轴承座, 反之就是常用的刚性支撑和刚性轴承座。
参考文献
[1]杨建刚.旋转机械振动分析与工程应用[M].中国电力出版社.2007.
[2]崔建学, 等.振动标准的解读及其在干法水泥生产线中的应用[J].水泥技术.2012, (3) .
[3]董小明.新型干法水泥线窑头风机的一种故障及解决[J].水泥技术.2013, (6) .
连续重整再生风机异常振动的消除 篇6
某石化公司连续重整再生风机, 德国PILLER悬臂离心式, 变频电机驱动, 联轴节连接, 介质是重整再生气, 入口体积流量50068m3·h-1, 入口压力0.238MPa (G) , 介质温度480~510℃, 操作转速2776r·min-1, 启动转速1388r·min-1, 轴功率64k W。连锁参数:轴承温度100℃, 电机绕组温度155℃, 振动7.2mm·s-1。
1.1 振动持续现象
2013年5月大修后至11月, 该风机振动幅值波动较大, 主要是在工艺介质温度下降、风雨天气时上升明显。最典型的是随介质温度变化发生的波动, 每次再生热停工, 风机入口温度下降时, 风机非驱动端振动都会增大至4~5 mm·s-1左右, 风机驱动端振动稍低, 和驱动端的振动变化趋势一致。但轴承温度却一直正常 (50~60℃) 。等再生重新开工温度恢复正常之后, 振动下降至正常值 (风机两端轴承振动正常值都在1.0~2.5mm·s-1之间, 工况平稳时在2mm·s-1以内, 非驱动端振动比驱动端稍大) 。
1.2 振动连锁停车事故
2013年11月10日至11月11日, 台风暴雨天气, 发生风机振动连锁停机事故。整个过程分为3个阶段。
阶段一:11月10日21:40, 风机非驱动端振动由正常值2 mm·s-1急剧上升, 到22:39时到达最高点7.0 mm·s-1, 已非常接近连锁值。此时钳工在检查时发现轴承箱非驱动端北侧地角螺栓松动, 用扳手紧固一圈后, 振动开始下降, 至24:00左右振动恢复正常值;
阶段二:11月11日15:40左右, 非驱动端振动又开始急剧上升, 至16:05到达最高值6mm·s-1, 现象与阶段一类似;之后保持稳定, 在检查过程中, 钳工同样对其余螺栓进行紧固, 但并无发现明显松动。在紧固过程中, 风机振动瞬间增大, 连锁停机 (DCS未记录到趋势, 但捕捉到停机连锁报警) 。现场1min后重启风机, 振动缓慢上升, 切高速档后振动值一直在5.0~5.5mm·s-1之间波动;
阶段三:11月11日17:30-19:00, 由于工艺操作不当导致再生器超温至600oC, 工艺调整操作, 风机在负荷调整过程中非驱动端振动下降之后上升至5.0~5.5 mm·s-1之间波动, 19时00之后工艺无操作变化, 到22:30左右振动下降, 至24:00左右振动下降至1.8 mm·s-1左右, 之后一直稳定运行。
在3个阶段中, 风机入口介质温度在17:30-19:00分超温偏高;暴雨贯穿在3个阶段, 但在11月11日20:00开始左右逐渐减小;两端轴承温度无明显变化, 都在60 oC以内。
2 原因分析
2.1 振动监测
对机组每周进行离线监测, 测点布置见图1。
9月29日再生停工风机振动大时采集数据, 进行离线分析。分析发现风机非驱动端水平、垂直、轴向振动趋势一致, 其中垂直方向振动最大。图2为当时测得的非驱动端垂直方向振动数据。
图2中, 最上部分图是截止至2013年9月26日的振动趋势。在波形比较图和频谱比较图中, 选择了2013年2月27日9:04和2013年9月26日10:12作比较。
图3是2013年9月26日10:17风机非驱动端的轴心轨迹, 其中上部分2张图分别是垂直和水平方向波形图, 下部是轴心轨迹图。
从图2~3可以看出, 风机非驱动端在9月26日出现了自监测后的最大振动值, 正弦波形, 特征频率为一倍频, 垂直和和水平方向相位差接近90℃。
结合其余3点, 即电机驱动及非驱动端、风机驱动端振动数据, 加上停工温度下降振动明显上升的现象, 分析如下:1) 振动随介质温度明显变化, 可能存在管道应力或热膨胀变形。2) 从振动特征看, 有存在不平衡或轴弯曲的可能。
2.2 暴雨天气振动
2013年11月10日至11日, 当时发生大振动的整个过程中, 由于伴有暴雨, 测点一直有水附着, 无法进行数据提取, 但结合之前的振动特征, 分析如下:1) 暴雨风是振动增大的直接原因。2) 检查发现的螺栓松动现象, 在修复后振动存在高数值, 说明是振动导致的松动, 松动不是振动产生的原因。
2.3 最终分析及采取措施
1) 由图2看出, 2013年5月, 大修后风机振动逐步上升。风机在大修期间为了处理气封泄漏问题更换了转子, 备用转子安装前没有做动平衡, 可能存在一定的不平衡或弯曲。
2) 风机振动随介质温度和天气变化剧烈, 可能是应力变化或膨胀变形。
3) 结合振动加速度分析, 排除轴承损伤。
根据以上3点做了以下工作:
1) 检查设备基础、管线支撑、吊架、膨胀节, 均正常。
2) 检查管线和机体保温, 发现部分保温连接处不严, 易漏水;用红外线温枪监测, 发现部分连接不严的保温进水导致保温效果不佳, 保温保护层表面温度很高。可见, 大修时保温未进行完善, 在之后的运行中逐步损坏。因此, 更换损坏的保温, 在所有连接处多布铆钉, 并用浆料密封。
3) 关注工艺介质组分, 均正常。
2013年10月采取保温修复措施后, 振动值逐步下降, 并在再生热停工和暴雨天气下都没有发生振动明显上升现象。因此, 经实践验证, 可以认为, 温度变化尤其是暴风雨天气下, 保温漏水导致保温效果不佳, 管线保温层温度不均匀导致应力变化或膨胀变形, 振动增大;而在再生热停工介质温度下降时, 由于保温效果的不一致导致管线温度变化的不一致, 也使振动增加。保温修复后, 振幅下降且不受外因影响, 但振动特征与之前仍然一致, 运行状态也没有2013年5月大修前好, 不平衡和弯曲现象存在。见图4~5。
波形图和频谱图选择的是2014年7月7日的振动数据
3 结论
2013年11月10日, 保温修复后, 消除了风机振动随工艺介质温度和环境温度变化的影响, 在几次停工和暴风雨天气中经受了考验。转子存在一定的不平衡或弯曲, 没有大修前运行状态好, 但处于优良状态, 待下次大修处理。
摘要：某石化公司连续重整再生风机大修后振动增大, 并在介质温度下降和风雨天气时振动上升明显, 威胁机组平稳运行。通过分析DCS记录和振动数据, 认为存在以下问题:机组存在应力变化和膨胀变形;转子存在一定的不平衡和弯曲。通过采取保温修复措施, 消除了风机轴承振动受介质温度和天气变化的影响, 保证了机组的长周期运行, 转子的不平衡和弯曲择机处理。
关键词：再生风机,振动,保温,消除
参考文献
[1]杨国安.机械设备故障诊断实用技术[M].北京:中国石化出版社, 2007.
基于振动分析的助燃风机故障诊断 篇7
1. 振动测试方案
(1) 设备概况
电机转速为1 480r/min (24.7Hz) , 风机与电机之间通过联轴器连接。风机端轴承型号22324。
(2) 测试仪及测量参数的选取
信号采集采用型号HY-106B巡检仪, 采用吸铁磁座方式固定在指定测点上。分别对温度及振动进行测试, 振动测量参数包括加速度、速度及位移。
(3) 测点位置的选取
一般情况下, 振动测点的选择必须遵循以下两个原则。 (1) 测点要能充分反映被测对象的工作信息, 应具有信号稳定、信噪比高、对故障敏感等特点。 (2) 测点的选择必须便于传感器的安装和测试, 尽可能不影响机器的运行状态。据此确定了该机组的具体测点位置, 如图1所示。共测试了四个测点的振动, 每个测点均包括水平 (H) 、垂直 (V) 方向的振动位移 (D) 、速度 (V) 、加速度 (A) 测试, 测点3还包括了轴向 (A) 振动速度、位移的测试。
2. 实例分析
2009年7月16日, 在测试过程中发现, 热轧分厂一号加热炉助燃风机1#风机端轴承位振动明显增大, 具体测量参数如表1所示。表中参数Yc表示数值超出了量程;X表示没有进行测试。
(1) 测量值分析
为了确切掌握设备的实际运行状态, 风机的巡检周期为每周一次。通过长时间的监测, 对采集到的数据进行统计分析, 确定了设备运行状态的评估参数 (正常均值、报警值) , 如表2所示。
表2中的测量参数平均值取自30个样本的平均值, 报警值是根据数理统计方法算得的报警上限。
对比表1、2的数据, 明显看出, 表1中的测点3、4的参数值已经超出报警线。且测点3的加速度数值已经超出量程, 溢出。时域测量参数值表征该设备的风机运转处于异常状态, 且此次测量的数据值严重超出报警线, 初步判断故障较严重。
(2) 时域指标分析
时域指标中, 除振动值能直观表征设备运行状态外, 峭度诊断也十分有效。峭度用于诊断滚动轴承的优点在于它不受滚动轴承几何尺寸、转速和载荷的影响, 也不受传感器的影响。测点3的各个测量参数峭度指标如表3所示。
设备运转正常时的峭度指标值为3左右。由表3可见, 上述所列参数的峭度指标较大, 说明测点3的滚动轴承运行状态较差。
(3) 信号分析
通过频谱分析, 能有效确定故障产生部位及原因。测点3中典型测量参数的时域波形、时域指标、频谱图以及主要频谱峰值分别如图2、3、4、5所示。
由图2～5可见, 时域指标的测量值较大, 峭度指标超限。由图2、4、5的频谱可见, 频率成分为10Hz附近的能量最大。经分析知, 该风机的滚动轴承保持架的1倍频特征频率为9.98Hz, 据此判断滚动轴承已严重故障。
(4) 诊断结论与结果验证
在测试过程中, 风机运转的噪声很大。通过各种故障特征判断该风机的驱动端 (测点3) 轴承保持架严重故障, 必须停机检修。7月16日当天检修发现, 风机端轴承已严重损坏, 于是及时对轴承进行了更换。检修前后的典型振动测点趋势图如图6所示。
由图6可看出, 7月16日测试的振动趋势明显增大, 已严重超出报警线。检修后, 振动恢复正常, 为监测其运行状态, 检修后加强对该设备的监测, 直至确认设备运转平稳为止。由检修后的振动测量值 (表4) 可见, 检修后的振动评估参数均处于正常值范围, 该风机运转正常。
3. 结束语
通过对热轧加热炉助燃风机的振动监测和故障诊断, 掌握了风机的实际运行状态, 为设备维修提供了可靠依据, 避免了由于过修造成的浪费和由欠修引发的事故, 节约了大量的人力、物力及检修时间, 实现了设备由事后维修、定期检修到预知维修的转变。
摘要：振动信号的冲击响应通常表征着某种故障特征。结合热轧厂助燃风机的振动故障诊断实践, 介绍振动诊断的基本原理及优势。停机检修结果表明该方法的有效性与可行性。
关键词：振动信号,助燃风机,故障诊断
参考文献
[1]杨志伊, 郑文.设备状态监测与故障诊断[M].北京:中国计划出版社, 2006.
[2]何理瑞.振动诊断在机械设备齿轮故障诊断中的应用[J].煤矿机械, 2009 (5) .
风机振动 篇8
杭州富春江实业有限公司一台多级离心风机型号C250-1.75, 所配电机型号YJS400-2, 450kW, 电压等级10kV, 电机轴承为滑动轴承。为最大限度的降低电耗, 2009年11月份对电机进行了高压变频改造, 改造后出现了电机振动超标现象, 采用机械式测振仪在不同频率状态下进行振动测量 (各测点布置如图1所示) , 从振动数据来看, 存在以下问题: (1) 振动强度相对工作转速的变化很敏感; (2) 振动的周期性与工作转速同频, 主要振动能量集中于设备的1倍旋转速度; (3) 电机振动不稳定, 在40Hz左右设备振动值最大, 且周期性出现; (4) 按照生产工艺需求, 电机在42~44Hz区间运行最为经济合理。
分析认为电机的振动受原始动平衡不良及一阶临界转速影响较大, 为了保证设备安全运行, 决定用LC8000机械设备故障诊断频谱仪对机组进行监测, 再利用年度大修期间对振动问题进行整改, 以保证机组安全平稳运行。
二、振动监测分析
2010年1月7日, 对机组进行了不同状态下的监测, 表1的测量结果表明, 电机确实存在振动超标, 且振动值不稳定, 43.75Hz附近有突然上升现象, 不能保证在变频及工况下平稳运行。电机空载时振动值较带电机时大, 可以排除振动来自风机。为了找出故障原因, 对电机空载时43.75Hz工作状态下的各测点进行频谱分析。
mm/s
从图2~图5的各测点频谱图来看, 1倍频振动突出, 主要振动为工频, 反映了电机存在动平衡不良现象。2倍频、3倍频及高阶倍频也比较明显, 因此存在轴瓦松动、基础松动或动平衡不良现象, 根据现场情况确定引起电机振动超标的原因如下: (1) 电机基础存在不良现象, 垫铁放置不合理; (2) 电机转子不平衡; (3) 轴瓦松动或磨损。
三、处理措施及效果
10月20日, 机组大修时针对上述存在的问题采取了以下措施:
(1) 加固风机基础, 凿除松动部分, 用C807浇注料重新浇注, 重新布置和调整垫铁。
(2) 委托修理厂对电机转子同轴度、动平衡及轴瓦间隙进行了检测, 发现电机转子同轴度良好, 动平衡相差138g, 对此进行了校正。
(3) 检查轴瓦发现紧力不足, 紧固后间隙为26μm, 虽然偏大, 但未造成振动超标, 可不更换轴瓦。
(4) 如果整改处理后最大振幅仍处于42~44Hz, 则需要现场调节临界区域。
11月11日, 检修后的电机重新安装完毕, 电机空试, 用LC8000频谱仪进行监测, 从振动数据来看, 临界区域已控制在40Hz以下, 虽然有少数时候振动会波动到4.5mm/s以上。决定带风机试机, 试机结果显示带风机后振动略有上升, 因此决定对临界区域进行调整, 加重轴伸端联轴器重量, 调整配重, 完毕后再次对动平衡进行校正, 试机结果见表2。
从振动数据看, 经过多次处理调整, 电机42Hz以下除轴伸端水平方向振动波动较大外, 其他各点振动均已低于2.5mm/s, 达到了满意的效果。处理后的机组运行正常, 使用频率43Hz, 各测点振动值与11月12日检测数据比较, 无明显增大迹象。
四、结束语
引起该电机振动的原因比较复杂, 原来存在的基础松动、轴瓦间隙过大、轴瓦紧力不足、临界影响区较宽等问题, 通过整改逐一得到了基本解决, 满足了风机变频工况的使用要求。通过整改, 也为普通电机改变频电机积累了经验, 可现场人为干预避开临界点运行, 节省改造费用。同时机器状态监测与诊断技术的先进性和可操作性在此次整改过程中也得到了充分的体现, 为今后的设备管理提供了重要的技术支持。
摘要：应用状态监测与诊断技术分析高压风机电机变频工况下出现振动超标的原因, 采取相应措施进行整改, 使电机运行正常。