懸臂式單級離心風機軸承振動頻譜分析

李 廣

（承德鋼鐵集團有限公司，河北 承德 067000）

隨著我國鋼鐵行業的飛速發展，各行各業設備的不斷投入，產品的質量要求也越來越高，在生產過程中，設備點檢、檢修技術含量也在不斷提升，對于設備存在的隱患也需要及時發現并進行排除，避免造成設備損壞或生產停車現象，從而減少設備消耗及降低生產材料消耗，而風機在鋼鐵行業生產設備中占有重要地位，軸承作為風機重要組成部分，通過點檢、監測軸承振動、溫度、聲音能夠有效避免大約60%以上的設備事故，利用現代先進的振動頻譜分析研究，不僅可以早期發現設備隱患故障，避免惡性事故發生，同時還可以從根本上找到設備發生的故障點，解決盲目查找問題帶來的維修人員、備件及時間浪費。

1 風機的簡單介紹

1.1 懸臂式單級離心風機的工作原理和性能參數

懸臂式離心風機主要由轉子、進風口、蝸殼等組成。轉子在高速轉動時，管道內的氣體介質進入轉子葉輪內，受離心力作用而向外運動，從進風口管道吸入的氣體介質在葉輪入口處折轉后，進入葉輪葉道內部，在葉片作用下獲得動能和壓能，從葉輪葉道甩出的氣流進入蝸殼，經集中、導流后，從風機蝸殼出風口排出。

1.2 風機的主要組成結構

鋼鐵企業所用懸臂式單級離心風機重心偏重于葉輪一側，因此懸臂式離心風機的安裝精度相對于其它風機要求較高。其主要由吸風口、轉子、導流筒、蝸殼、進出口風門、聯軸器、軸承箱等組成，由電動機驅動風機轉子組旋轉。我廠內風機大多數通過調節百葉窗調節風量，電動機與轉子組間直接通過聯軸器連接，很少采用液力耦合器或減速機。

2 風機軸承振動頻譜分析

風機軸承（軸承座）振動是風機運行中固定的現象，只要在振動標準要求范圍之內，不會造成影響。但是當軸承振動超標后，會直接造成軸承座或軸承的損壞、各連接螺栓松動、風機蝸殼、葉片和風道的損壞，甚至導致聯軸器磨損和電機故障等，從而導致使風機工作性能降低，甚至根本無法工作，嚴重的可能因此造成安全事故，危害人身健康及工作環境。

2.1 轉子不平衡引起風機軸承振動頻譜分析

2.1.1 風機轉子不平衡主要原因現象分析

懸臂式離心風機經常發生的軸承振動頻譜中，由風機轉子組不平衡引起的軸承振動故障占一大部分，而風機轉子各部件加工制造缺陷、設計缺陷及安裝缺陷是造成不平衡現象的主要因素。風機轉子組是由主軸、葉輪、軸承、保護套、聯軸器及緊固件等零部件裝配而成的，由于轉子零部件在加工過程中經常產生的氣孔、沙眼等缺陷，加工造成的誤差和裝配導致的偏心等缺陷，各種附著物的不均勻堆積、緊固件的松脫等缺陷，這些因素均是導致風機不平衡振動的根本原因。除此之外，日常運行中造成轉子不平衡的主要因素有：葉輪出現磨損或腐蝕；葉輪葉片或其它部位粘灰；主軸彎曲變形；葉輪檢修時不合理拆裝；葉輪材質強度不足發生變形；多次拆裝檢修導致葉輪與主軸配合出現問題；葉輪緊固件發生松動等。

2.1.2 風機轉子不平衡引起的軸承振動頻譜特征

風機轉子不平衡引起的軸承振動的特征：振動以水平方向處幅值最大，而垂直方向與軸向振動很小，并且承力端軸承各方向振動大于推力端軸承各方向振動；軸承振動數值隨著風機轉速升高而增大；軸承振動頻率與風機基頻相等；振動穩定性比較好，對運行時負荷變化不敏感。初步診斷不平衡故障的標準是:振動數值水平方向最大，振動頻譜中1 倍頻的幅值異常突出，形成尖峰。

2.2 滾動軸承異常引起的振動頻譜分析

（1）軸承本體振動分析。風機主軸加工時如果軸頸或軸肩處精度不夠，存在同軸度、圓度或垂直度誤差，主軸存在彎曲變形，則會造成軸承安裝后發生傾斜現象，軸承內外圈與軸心線不重合，運行時軸承旋轉時會產生交變的軸向力作用，從而產生軸承振動。另外軸承由于潤滑不良、異物進入、與軸承箱的間隙不符合標準等，導致軸承出現磨損、銹蝕、表皮剝落、碎裂等故障后，軸承高速旋轉時會產生高頻沖擊，從而造成軸承振動超標。

（2）滾動軸承表面損壞的振動頻譜分析。滾動軸承振動大多數均為沖擊振動，穩定性很差，與風機負荷大小無關，在軸承的水平、垂直、軸向三個方向均可能存在影響，通過計算軸承各部位的振動間隔頻率，借助振動頻譜診斷分析，可以準確判斷軸承損壞的準確部位。

軸承缺陷引起的沖擊振動間隔頻率計算方法[1]：

內圈：Fi=（D+dcosα）zn/120D；

外圈：Fo=（D-dcosα）zn/120D；

滾動體：Fo=（D2-d2cos2α）n/120D；

保持架與內圈摩擦：Fci=（D+dcosα）n/120D；

保持架與內圈摩擦：Fco=（D-dcosα）n/120D。

式中：D 為滾動體中心圓直徑（mm）；

d 為滾動體直徑（mm）；

α 為軸承接觸角度；

z 為滾動體數量；

n 為軸的轉速（r/min）。

除轉速n外，D、d、α、z均可根據軸承型號由軸承手冊中查出。

例1：我廠2 臺懸臂式單級離心風機，轉速為2985r/min，點檢時發現存在異常聲音，且軸承加速度嚴重超標，數值達到66m/s2，如圖1、圖2。

圖1 軸承振動數值

圖2 軸承振動圖譜

加壓機軸承為7022ACM，D=140mm，d=18mm，α=25°，z=21，n=2985，經計算：內圈約為583Hz；外圈約為460Hz；滾動體約為24Hz。

根據頻譜905HZ 左右時振動最高，接近軸承外圈振動間隔頻率的2 倍，由此可初步斷定軸承外圈損壞（圖3）。

圖3 軸承損壞現象

例2：另外一臺同型號風機：點檢時發現軸承加速度振動嚴重超標，數值與頻譜根據頻譜587HZ 和925HZ 左右時振動最高，接近軸承內圈振動間隔頻率的1 倍和外圈圈振動間隔頻率的2 倍，由此可初步斷定軸承內外圈均發生損壞。

2.3 聯軸器不對中引起的軸承振動頻譜分析

（1）聯軸器不對中原因分析。風機主軸與電機主軸不對中主要表現在聯軸器不對中，聯軸器連接過程中對中偏差較大，或者聯軸器因長期運轉而產生聯軸器本體或銷軸磨損，風機或電機基座變形，設備地基下沉或受溫差變化變形較大，從而引起聯軸器不對中現象的發生，造成風機和電機軸承均出現振動。

（2）聯軸器不對中軸承振動頻譜特征。聯軸器不對中軸承振動數值存在不定性的，隨負荷增大而變大，空轉時振動數值偏小，滿載時振動數值偏大；振動頻譜穩定性較好，無論轉速和載荷怎樣變化，頻譜中異常峰值總存在于風機2 倍基頻位置；聯軸器偏差數值越大，振動數值越大；如果徑向振動大則為聯軸器徑向不對中，軸向振動大則為聯軸器軸向不對中。初步確定因不對中故障引發的軸承振動頻譜診斷標準是：風機聯軸器端軸承振動數值大于風機葉輪端軸承數值，振動頻譜中2 倍頻的幅值尖峰異常突出，且遠遠高于其余幅值，且可輔助于電機前后軸承振動頻譜判斷聯軸器對中情況則更為準確。

2.4 機械松動引起的軸承振動頻譜分析

（1）機械松動原因分析。機械松動是指設備裝配、連接部件出現松動故障[2]，比如：過盈配合部件由于磨損等原因形成間隙配合，如聯軸器與軸的配合、軸承內圈與軸的配合、葉輪與軸的配合等等；連接件出現了松動，如地腳螺栓、箱體螺栓、其它緊固螺栓出現松動、軸承壓緊力小或軸承游隙變大等等。當設備發生機械松動時，振動數值存在不穩定性，振動數值不斷發生跳動，相位同樣存在不穩定或突變現象。當設備出現松動故障時，除利用振動幅值進行判別外，還可結合相位差特征，進行輔助判斷則更能準確定位設備故障原因。設備松動故障引起的軸承振動與負荷的關系較為明顯，空載時由于扭力較小，軸承振動數值偏小，一旦風機載荷增大，軸承振動數值就會逐漸增加。

（2）機械松動引發的軸承振動頻譜特征。風機因機械松動引起的軸承振動頻譜特征，由于機械松動直接影響導致的后果可能是放大動平衡的振動頻率，所以機械松動故障反應在軸承振動頻譜上單一的基頻振動或者是二倍及多倍頻的振動。機械松動故障軸承振動具有一定的方向性，特別是松動方向上的振動及軸承間隙變大的向上和軸向振動，振動數值表現為垂直或軸向振動較大。機械松動故障軸承的振動數值具有一定的周期性變化，比如振動從3.0mm/s 慢慢漲到6.0mm/s，又從6.0mm/s 慢慢回到3.0mm/s，形成一個周期性振動。在設備啟停機過程中，振動突然變小或變大，類似情況通常表現為轉動部件松動。

例如：我廠冷軋除塵風機，風機轉速1490r/min，其基頻約為25HZ，點檢時發現風機葉輪端軸承振動數值為9mm/s，聯軸器端軸承為3mm/s，葉輪端軸承數值嚴重超標經圖譜檢測。頻譜顯示風機軸承于2 倍頻振動最高，且伴隨1 倍、3 倍、4 倍頻振動，由于此風機連州器端軸承振動值符合標準，且葉輪端軸承是聯軸器端軸承振動量的3 倍，因此可排除聯軸器不對中引發的振動，因此根據圖譜可判斷為由于風機振動松動引發的振動，且為多處松動引起。經檢查排除發現，風機地腳、風機軸承箱體、風機葉輪端軸承、多處發生松動現象。

3 結論

隨著生產需求的不斷提升，設備使用率相應提高，維修制度也不斷加強，合理的預知設備隱患、預知維修將變為主導，因而軸承故障頻譜診斷技術的應用也越來越廣泛，它不僅對設備是否正常做出簡單診斷，同時還對設備故障原因、部位和嚴重程度做出判斷，為設備管理維修決策提供依據。