排煙風(fēng)機故障診斷及對策

楊曉敏

（攀鋼集團攀枝花鋼釩有限公司，四川攀枝花 617000）

0 引言

攀鋼集團攀枝花鋼釩有限公司利用振動監(jiān)測和振動分析技術(shù)對帶鋼彩涂機組焚燒爐的排煙風(fēng)機進行定期監(jiān)測和數(shù)據(jù)分析。分別設(shè)4 個測點，對每個測點的垂直、水平、軸向3 個方向振動數(shù)據(jù)進行采集（圖1）。

圖1 風(fēng)機測點位置

現(xiàn)場采集數(shù)據(jù)時，風(fēng)機的振動值除測點4 的葉輪端垂直方向振動幅值（4 mm/s）達到警戒值外，其余測點振動幅值均較小，處于良好范圍值內(nèi)，也未出現(xiàn)油溫升高和異音等異常現(xiàn)象。隨后的頻譜分析發(fā)現(xiàn)風(fēng)機異常信號，采取相應(yīng)措施進行處理。

1 風(fēng)機參數(shù)與頻率計算

1.1 風(fēng)機基本參數(shù)

風(fēng)機型號：Y6-51-1No-14D；電機為交流變頻電機，功率160 kW，最大轉(zhuǎn)速1500 r/min；風(fēng)機軸承型號：22324；葉輪、聯(lián)軸器柱銷數(shù)量10 個。

1.2 風(fēng)機頻率

檢測時電機轉(zhuǎn)速為1275 r/min，電機轉(zhuǎn)頻f電=1275/60=21.25 Hz；風(fēng)機轉(zhuǎn)頻f風(fēng)=21.25 Hz。

1.3 軸承故障頻率

根據(jù)廠家提供軸承22324 的各部件故障頻率系數(shù)（1 Hz 時的故障頻率），計算可得21.25 Hz 各部件故障頻率（表1）。

表1 21.25 Hz 時軸承各部位故障頻率 Hz

1.4 葉輪通過頻率

f葉=10 片×21.25 Hz=212.5 Hz。

1.5 聯(lián)軸器柱銷通過頻率

f聯(lián)=10 顆×21.25 Hz=212.5 Hz。

2 數(shù)據(jù)分析

2.1 頻譜分析

在數(shù)據(jù)分析中發(fā)現(xiàn)頻譜圖中出現(xiàn)異常信號。如圖2 測點3電機端垂直方向（3Vv）、圖3 測點4 葉輪端水平方向（4Hv）、圖4 測點4 葉輪端軸向方向（4Av）、圖5 測點4 葉輪端垂直方向（4Vv）所示。

（1）圖2 測點3 電機端垂直測點（3Vv）時域波形及頻譜圖中，幅值譜中出現(xiàn)兩個明顯的波峰，第一個波峰21.25 Hz，該波峰為風(fēng)機主頻波峰，該波峰產(chǎn)生的原因有：①轉(zhuǎn)子不平衡；②松動；③不對中。

圖2 測點3 電機端垂直方向（3Vv）時域波形及頻譜

時域波形圖中圓圈中波形出現(xiàn)削波、波峰多、波形毛糙、波形不穩(wěn)定不平衡的現(xiàn)象，軸系存在碰摩和轉(zhuǎn)子組件松動的可能；波形還存在M 形（圖2 圓圈處），說明存在軸線不對中現(xiàn)象。

第二個波峰118.75 Hz，該波峰為風(fēng)機軸承外圈計算故障頻率120.06 Hz，波峰118.75 Hz 在該頻譜圖中的振幅最大，說明軸承外圈缺陷引起的振動比轉(zhuǎn)子不平衡引起的振動幅值還大。

（2）圖3 測點4 葉輪端軸承水平測點（4Hv）時域波形及頻譜圖中，風(fēng)機主頻波峰左邊分布著3 個波峰16.25 Hz、11.25 Hz、6.25 Hz、這3 個頻率約為主頻的3/4、1/2、1/3 次諧波，引起這3個頻率出現(xiàn)的機理為松動頻率，時域波形圖中波形出現(xiàn)削波、波峰多、波形毛糙、波形不穩(wěn)定等現(xiàn)象，軸系存在碰摩和轉(zhuǎn)子組件松動，轉(zhuǎn)子配合有過盈不足的現(xiàn)象。

圖3 測點4 葉輪端軸承水平方向（4Hv）時域波形及頻譜

（3）圖4 測點4 葉輪端軸向（4Av）時域波形及頻譜圖中，出現(xiàn)風(fēng)機主頻21.25 Hz、2 倍主頻42.5 Hz、118.75 Hz 等3 個主要波峰。前兩個波峰出現(xiàn)有軸系未對中和松動的可能，2 倍主頻的振幅大于主頻，存在軸線平行不對中、松動和動靜碰磨等現(xiàn)象。118.75 Hz 的波峰系軸承外圈的故障頻率且振幅最大。

圖4 測點4 葉輪端軸承軸向方向（4Av）時域波形及頻譜

（4）圖5 測點4 葉輪端垂直測點（4Vv）時域波形及頻譜圖中，出現(xiàn)主頻21.25 Hz、120 Hz 軸承故障頻率兩個波峰。

（5）圖2～圖5 中，無葉輪、聯(lián)軸器的通過頻率及其諧波，無內(nèi)圈故障頻率（177.44 Hz）和滾動體故障頻率（51.64 Hz）及保持架故障頻率（8.5 Hz）。

（6）圖2～圖5 中，葉輪端（負(fù)荷端）的時域波形較電機端（輸入端）時域波形的削波現(xiàn)象更加明顯，波峰更多、更復(fù)雜、更不穩(wěn)定；徑向振動幅值較軸向大；徑向時域波形較軸向復(fù)雜且更不穩(wěn)定，說明故障點在負(fù)荷端的徑向方向。

圖5 測點4 葉輪端軸承垂直方向（4Vv）時域波形及頻譜

2.2 結(jié)論

（1）葉輪、聯(lián)軸器未損壞。

（2）電機軸線與主軸軸線存在角度和平行對中不良現(xiàn)象。

（3）軸承已經(jīng)出現(xiàn)缺陷，且在兩幅頻譜圖中其振動幅值最大，需要及時更換軸承。

（4）從時域波形中發(fā)現(xiàn)存在碰摩和軸系松動跡象，因已檢查外部零部件無松動跡象，因此風(fēng)機存在軸與葉輪或軸與軸承松動和軸承間隙過大等現(xiàn)象。

3 對策

根據(jù)分析結(jié)果，立即準(zhǔn)備軸承和主軸備件，備件到貨后利用檢修時間進行更換作業(yè)。

3.1 軸承檢查

對軸承箱解體檢查，發(fā)現(xiàn)葉輪端軸承的滾動體表面和外圈內(nèi)側(cè)表面出現(xiàn)大量的點蝕和因剝落出現(xiàn)凹坑等缺陷（圖6、圖7）。

圖6 軸承滾動體缺陷

圖7 軸承外圈缺陷

3.2 主軸檢查

軸承箱上蓋解體后，手動盤車檢查發(fā)現(xiàn)葉輪和主軸可以旋轉(zhuǎn)，但葉輪端軸承的滾動體和內(nèi)圈未旋轉(zhuǎn)。進一步檢查發(fā)現(xiàn)主軸和軸承內(nèi)圈的配合處有間隙，用塞尺進行檢測其配合間隙大于0.2 mm。拆卸主軸后對磨損處進行檢測，磨損量達0.31 mm（圖8）。

圖8 主軸磨損缺陷

3.3 葉輪檢查

檢查葉輪無損壞，未發(fā)現(xiàn)葉輪與機殼摩擦導(dǎo)致的磨損現(xiàn)象。

3.4 更換作業(yè)

根據(jù)檢查發(fā)現(xiàn)的葉輪端軸承和其軸承配合處的主軸磨損兩處缺陷，對軸承和主軸進行更換，并對電機軸線和主軸軸線進行對中檢查和調(diào)整，將其調(diào)整到規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)。

4 檢修后數(shù)據(jù)分析

檢修后對振動參數(shù)進行采集和頻譜分析。

4.1 頻率計算

（1）采集數(shù)據(jù)時風(fēng)機運行轉(zhuǎn)數(shù)為1200 r/min，風(fēng)機主頻f風(fēng)=1200/60=20 Hz。

（2）根據(jù)表1 軸承各部件故障頻率系數(shù)，軸承故障頻率計算結(jié)果見表2。

表2 20 Hz 時軸承各部位故障頻率 Hz

4.2 頻譜分析

（1）圖9 測點3 電機端水平測點（3Hv）時域波形及頻譜圖中，占主導(dǎo)的波峰為20 Hz，振動幅值最大為2.72 mm/s，達到良好水平，產(chǎn)生原因系轉(zhuǎn)子不平衡導(dǎo)致。其余波峰振動很小，軸承外圈故障頻率消失，無軸承損壞及松動信號出現(xiàn)。時域波形的不對中信號降低，削波現(xiàn)象消失。

圖9 測點3 電機端水平測點（3Hv）時域波形及頻譜

（2）圖10 測點4 葉輪端水平測點（4Hv）時域波形及頻譜圖中，占主導(dǎo)的波峰為20 Hz，振動幅值最大為7.1 mm/s，產(chǎn)生原因系轉(zhuǎn)子不平衡導(dǎo)致（因生產(chǎn)需求，未對風(fēng)機轉(zhuǎn)子做動平衡測試和調(diào)整），軸承外圈故障頻率消失，主頻的3/4、1/2、1/3 次諧波消失，風(fēng)機的轉(zhuǎn)子松動引起的振動因換軸和軸承消失。對比圖3 和圖10，時域波形較檢修前波形更加完整、平滑，削波現(xiàn)象消失、波形穩(wěn)定、單一、重復(fù)性好，說明風(fēng)機受到額外的振動負(fù)荷大幅降低。

圖10 測點4 葉輪端軸承水平振動（4Hv）時域波形及頻譜

（3）圖11 測點4 葉輪端軸向測點（4Av）時域波形及頻譜圖中，振動幅值最大為1.07 mm/s，較檢修前明顯降低，占主導(dǎo)的波峰為主頻的2 次諧波40 Hz，產(chǎn)生原因可能系轉(zhuǎn)子彎曲、轉(zhuǎn)子軸線不對中等因素導(dǎo)致，但振動副值較小對設(shè)備影響較小可繼續(xù)使用，軸承外圈故障頻率消失。時域波形仍存在削波現(xiàn)象和不對中波形M 形（圖11 圓圈處），說明角度不對中導(dǎo)致軸承承受軸向沖擊負(fù)荷所致，但因振動副值較小，不影響設(shè)備使用。

圖11 測點4 葉輪端軸向振動（4Av）時域波形及頻譜

4.3 結(jié)論

更換風(fēng)機軸承和主軸后，軸承故障頻率信號和主頻的3/4、1/2、1/3 倍頻消失，表明軸承和軸系過盈不足問題已解決。葉輪端軸承水平方向主頻的振動幅值達到7.1 mm/s，較電機端振動副值高2 倍以上，說明轉(zhuǎn)子存在不平衡現(xiàn)象。其產(chǎn)生原因系在拆卸、組裝葉輪、聯(lián)軸器過程中葉輪變形以及主軸加工形位誤差、不平衡量的相位差和熱彎曲等因素，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子的動平衡被破壞。因機組生產(chǎn)工藝和時限等因素限制，當(dāng)時未做風(fēng)機轉(zhuǎn)子的動平衡測試和調(diào)整工作，后續(xù)需加強監(jiān)控并做好轉(zhuǎn)子動平衡調(diào)試工作。

5 結(jié)語

通過振動檢測儀器對旋轉(zhuǎn)設(shè)備的運行狀態(tài)進行監(jiān)測，運用頻譜分析技術(shù)早期發(fā)現(xiàn)設(shè)備存在的缺陷和隱患，根據(jù)設(shè)備狀態(tài)和生產(chǎn)工藝需求制定行之有效的維修策略，將設(shè)備缺陷和隱患消滅在故障發(fā)生之前，為設(shè)備預(yù)防性維修和狀態(tài)維修打下堅實的基礎(chǔ)。