大型空調機組離心風機故障診斷與分析

毛 勇

（中核核電運行管理有限公司，浙江嘉興 314300）

1 空調機組離心風機故障概述

1.1 風機設備及故障概述

大型空調機組向重水堆核島廠房提供潔凈、干燥和恒溫的氣流，維持核島廠房內氣流組織和壓力平衡，并促進重水降級損失最小化和提升重水升級效率，該空調設備對機組安全生產、經濟運行發揮著重要作用。空調機組設計有兩層結構，底層執行輸送氣流的除塵、干燥和調溫工藝，頂層執行除濕干燥轉輪的再生工藝，各層結構均安裝有一臺懸臂式后彎離心通風機，風機采用皮帶與皮帶輪組合傳動。

近期空調機組箱體頂部離心風機依據預維計劃開展解體檢修工作，檢修后運行第34 天，巡檢發現離心風機軸承有明顯的異響，檢修人員認為軸承缺少潤滑脂，對軸承補充潤滑脂后異響立即消除。第二日巡檢時，仍發現軸承有明顯的異響。與此同時，現場進行采集振動數據時，發現風機基座有明顯的顫振，并且風機蝸殼附近產生強烈的轟鳴噪聲，該風機整體運行狀態欠佳，為避免風機設備故障擴展及頻繁更換軸承，需要進行深入的分析和研究，找出軸承異響故障以及風機異常顫振和轟鳴噪聲的根本原因，并提供整改方案，保證風機運行狀態可知、可控。

1.2 風機軸承運行數據采集

通風機安裝在空調機組箱體外部頂板上，其結構簡圖及測點布置見圖1，現場安裝如圖2 所示。

圖1 風機結構簡圖及測點布置

圖2 風機安裝現場

風機振動數據見表1。風機各個測點振動幅值均低于運行報警限值6.3 mm/s，軸承運行溫度正常，從振動烈度角度考量，風機軸承振動處于良好的水平。但風機軸承產生的異響，以及風機伴隨的周期性轟鳴噪聲和基座的顫振現象，都在揭示風機運行期間存在某方面的故障，需要深入分析故障根源，避免造成嚴重的損壞。

表1 風機軸承運行數據

離心風機振動監測是一種成熟且有效的狀態監測手段，但當滾動軸承處于故障早期和氣流激勵較為微弱時，沖擊載荷不足以引起振動信號的顯著改變，因而無法識別出早期微觀故障和輕微沖擊。gSE（gravity Spike Energy，振動尖峰能量）對沖擊信號較為敏感，脈沖峰值保留更完整，可檢測出軸承早期故障和氣流脈沖激勵等。風機軸承的振動幅值數據表明當前故障對振動幅值影響較小，因此需對軸承采集尖峰能量數據，以期有效識別和解決異響問題。

2 故障分析與診斷

風機軸承振動強度不大，根據正向推理方法和思路，可以排除安裝不當、不平衡、共振等方面因素，結合現場氣流振動和氣流噪聲伴隨氣流脈動故障而同時出現的故障特點，初步診斷風機存在軸承故障和葉輪氣流脈動故障，主要從兩個方面進行分析和驗證。

2.1 軸承故障分析

風機軸承為PEU339 和PU339 型重載帶座深溝球軸承，根據軸承制造商LINK－BELT 提供的滾動軸承各元件特征頻率系數，計算軸承特征頻率（表2）。

表2 軸承元件特征頻率

風機驅動端軸承（測點3）尖峰能量譜（圖3）中未發現軸承元件的特征頻率及其諧波，表明軸承元件狀態良好。頻譜圖中幅值最大的頻率成分為35.859 1 Hz，該頻率為0.77 倍風機工頻，同時存在頻率10.920 7 Hz，為0.23 倍風機工頻。在風機旋轉失速的故障中，存在風機葉輪失速頻率和蝸殼失速頻率，這兩個頻率一般以成對方式呈現。一般葉輪或軸流葉片的旋轉失速頻率通常在0.60～0.80 倍工頻范圍內，擴壓器失速頻率在0.10～0.30倍工頻范圍內[1]。根據現場風機周期性噪聲及風機基座顫振的情況，初步診斷頻率35.859 1 Hz 為風機葉輪旋轉失速頻率，頻率10.920 7 Hz 為蝸殼失速頻率。

圖3 風機驅動端軸承水平方向尖峰能量頻譜

風機非驅動端軸承（測點4）水平方向尖峰能量頻譜（圖4）中風機工頻fF=46.761 4Hz 幅值最大，符合一般旋轉機械設備振動特征。頻率fc＝18.118 1 Hz 的幅值接近工頻幅值，該頻率與表2 中軸承保持架特征頻率17.7 Hz 比較接近，同時存在該頻率及諧波頻率n×fc與風機工頻的線性組合頻率n×fc+i×fF，具體相關性如下：

圖4 風機非驅動端軸承水平方向尖峰能量頻譜

從譜圖中可以看出，頻率18.118 1 Hz 為工頻的調制頻率，根據滾動軸承各元件的故障及調制特點，可以確認18.118 1 Hz 為保持架特征頻率。尖峰能量頻譜中存在保持架特征頻率及其諧波，并且保持架特征頻率以邊帶形式呈現，表明保持架故障非常嚴重。分析認為鋼球與保持架兜孔間存在較大沖擊載荷，同時產生異響，軸承存在嚴重故障，需要進行更換處理。

2.2 葉輪氣流脈動故障

葉輪氣流脈動故障通常表現為旋轉失速和喘振。通風機葉片設計的基本原則之一是使氣流通過葉片時層流附面層和紊流附面層的分離點位置遠離葉片末端，使葉片始終工作在層流附面層，減少葉片沖擊與能量損失。由于氣流速度、葉片沖角、葉片安裝角度及氣流流場等因素改變，都會引起層流附面層和紊流附面層的分離點偏離葉片設計位置，氣流在葉片工作表面出現邊界分離，形成渦流區，稱為風機旋轉失速。失速阻塞氣流通過，嚴重時氣流不能通過葉道，出現倒流情況，使風機運行失穩。喘振是風機旋轉失速與其管道系統耦合振蕩導致流量、壓力和功率都在大幅度波動，甚至出現氣流倒流的一種惡劣工況，嚴重時會造成風機葉片斷裂或機械部件損壞，一般嚴禁風機在喘振工況下運行。

實驗表明，旋轉失速傳播速度ω1小于葉輪角速度ω，相對風機，旋轉葉道堵塞是以（ω－ω1）的角頻率旋轉，方向與葉輪的旋轉方向相同。風機發生旋轉失速故障時，轉子的異常振動將同時出現ω1和（ω－ω1）兩個特征頻率[2]。在風機驅動端軸承尖峰能量頻譜中存在頻率35.859 1 Hz 和頻率10.920 7 Hz，這兩個頻率符合風機旋轉失速特征頻率分布，表明風機存在旋轉失速的情況，并且旋轉失速產生的氣流激振引起的沖擊載荷高于轉子不平衡、不對中或偏心產生的工頻沖擊載荷，揭示風機失速情況較為嚴重。

通風機進風口進氣量不足和氣流不均勻是導致風機發生旋轉失速故障的常見原因。根據風機制造商提供的風機性能報告，該風機定額流量為140 m3/min，喘振工況臨界流量為80 m3/min。該風機管網無可供測量流量的平直管段，故在風機入口徑向導葉閥全開時，根據電機實際運行電流計算風機實際運行流量為65.2 m3/min，遠低于喘振工況臨界流量，風機運行于不穩定工況區域，存在旋轉失速的現實客觀條件。經過對通風機及其管網系統進行排查，確認影響風機流量和進氣口氣流狀況的設備配置與結構設計有：

（1）該風機與空調機組底層結構內的風機存在搶風情況。兩臺通風機共用部分進風通道，各自使用專用排風通道，底層結構內的通風機實際風量為283 m3/min，遠大于當前風機的實際風量，兩個并聯通風機兩側管路阻力特性和性能特性均不一致，制約頂層通風機實際出力。

（2）通風機皮帶輪配置偏離原設計。根據風機制造商提供的性能報告，風機側皮帶輪節圓直徑為170 mm，電機側皮帶輪節圓直徑為180 mm。經過核查，現場風機側皮帶輪規格為SPZ180-3-48（錐套型號2012），電機側皮帶輪規格為SPZ170-3-42（錐套型號2012），皮帶輪節圓直徑恰好與原設計相反，導致風機實際轉速未達到設計轉速，風機出力低于原設計。追溯該風機歷史維修記錄，在2010 年10 月的預防性維修時因原皮帶輪磨損嚴重而更換成當前的皮帶輪。

（3）通風機進氣口氣流溫度梯度分布不均勻。由于空調機組特殊結構，通風機進氣口前的腔室底部與冷卻腔室頂部共用隔板進行隔離，且兩個腔室的共用隔板無絕熱防護層，導致冷卻腔室直接對風機進氣腔室底部氣流進行冷卻，導致進氣口腔室上部和下部氣流形成明顯的溫度梯度。經過測量，通風機進氣口處下部氣流溫度為16 ℃，上部氣流溫度為42 ℃，溫差達26 ℃，過大的溫差導致進氣口氣流分布不均。

（4）通風機進氣接口管道設計不合理。通風機進氣口前直接安裝徑向導葉閥、變徑接頭，其入口前端未安裝平直管道過渡，根據管網設計經驗，為保證入口氣流均勻、平穩，風機入口前直管道的長度應該大于管道直徑的1.5 倍，顯然當前的接口設計不符合通用技術規范。

從氣流脈動載荷頻率、實際運行流量、風機設備配置和現場管網配置多個角度相互論證，確認風機存在旋轉失速的情況，但風機電機運行電流穩定，風機振動水平較好，可以確定風機不存在喘振工況。

3 故障處理及驗證

3.1 風機旋轉失速故障處理及驗證

由于廠房室內空間限制及空調結構的復雜性，對風機入口管道及空調腔室進行改造比較困難，現階段只能通過增加風量以緩解失速工況。將風機皮帶輪配置恢復至原設計狀態，即電機側皮帶輪配置為SPZ180-3-42，風機側皮帶輪配置為SPZ170-3-48，更換皮帶輪后，風機轉速由2805 r/min 提升至3115 r/min，電機實際運行電流由更換前的14.7 A 增加至16.2 A，根據電機運行電流計算風機實際運行流量為76.4 m3/min，已經接近喘振工況臨界流量。根據現場檢查，風機周期性轟鳴噪聲已消除，風機基座仍有較為輕微的周期性顫振現象，但振動尖峰能量譜圖中并未出現旋轉失速特征頻率，如圖5 所示，表明風機旋轉失速已得到大幅改善和有效控制，但由于風機進氣口氣流不均勻的情況未得到改善，仍存在輕微的失速工況及氣流激振沖擊。當前失速工況引起的沖擊在可控范圍內，不影響風機的正常運行。

圖5 恢復皮帶輪配置后的尖峰能量譜

3.2 風機軸承故障處理及驗證

風機非驅動端軸承保持架存在明顯的故障，如不及時處理，故障快速擴展成保持架散架，將造成風機軸彎曲變形、葉輪掃膛等嚴重事故和損壞。更換風機軸承后未再出現異響。對故障軸承進行解體檢查，發現有一顆鋼球直接從保持架上松脫（圖6），約束該鋼球的兜孔兩側鉚接處的間隙明顯偏大，屬于軸承制造期間產生的潛在缺陷。

圖6 風機非驅動端軸承保持架鉚接松動

4 結語

（1）大型除濕機組受限于整體空間及各功能段結構設計，通風通道系統往往優先滿足各功能段的工藝設計需求，而忽視了通風管道系統自身的設計要求，極易出現通風機出力不足、進口氣流不均勻等情況，使通風機運行于旋轉失速的非穩定工況下，產生周期性顫振和轟鳴噪聲。采用振動尖峰能量法能有效識別旋轉失速頻率ω1和失速傳播頻率（ω－ω1）兩個特征頻率，可通過監測兩個旋轉失速特征頻率，對失速工況進行有效監控和預防，對提高通風機運行可靠性具有重要意義。

（2）滾動軸承保持架缺陷產生的沖擊載荷較為微弱，不足以引起振動幅值和溫度的明顯變化，振動頻譜分析對該類故障診斷存在一定局限性。經驗證，尖峰能量對輕微沖擊載荷比較敏感，可有效識別滾動軸承保持架故障，有利于通風機滾動軸承早期故障的診斷。