超臨界汽輪機組脫硫增壓風機振動故障診斷

郭裕清，王 言，郭洪斌，戈建新

(淮滬煤電有限公司田集發電廠，安徽 淮南 232082)

0 引言

火力發電廠輔機是電廠安全穩定運行的重要設備，因其數量多，一旦出現故障會影響機組安全穩定運行，甚至要停機處理，造成非停非減。

轉動機械振動故障是各類型輔機最為常見且較難處理的機械故障。大約60 %以上的振動故障為質量不平衡故障，可通過高速動平衡予以解決，剩余約40 %的振動故障中，也有20 %的故障仍可以通過動平衡予以解決或緩解，因此，高速動平衡是解決振動故障問題的常用有效手段。

根據GB/T 6075.1—2012《機械振動 在非旋轉部件上測量評價機器的振動》及JB/T 8097—1999《泵的振動測量與評價方法》，輔機振動評價都是在非旋轉部件上測量與評價。針此類故障的常用處理措施是加固支撐系統以增加其剛度。加固措施可以應對大部分輔機振動故障，但并未減少振動激振力，不能從根本上消除振動故障。而一味加固支撐系統，容易造成軸承溫度升高、壽命縮減，嚴重時還會導致轉動部件損壞。

動平衡前的振幅大小決定了動平衡工作的難易程度，振幅越小，振幅與加重質量的線性關系越差，動平衡消振難度越大，因此，通常將處理后的振幅調整至合格范圍內。振幅偏大的工作轉速下的動平衡處理工作稱為精準高速動平衡。

以下針對田集發電廠使用廠內配置的振動分析儀表進行脫硫增壓風機高速動平衡工作，成功將風機通頻總振幅從50 μm降至28 μm，一倍頻振幅從30 μm降至10 μm以下，其配重計算過程和經驗數據對于今后同類型設備動平衡工作而言具有一定的理論和經驗價值，可直接利用獲得的配重對軸承振動的影響系數進行風機動平衡計算，有效減少試加重步驟與風機啟動次數。

1 振動故障

振動數據采集設備采用上海數可測控儀器有限公司生產的8通道SK9172型振動分析儀，輸入范圍±5 V，動態范圍102 dB，每個通道均可提供ICP供電；美國國家儀器NI公司提供的數據采集硬件配置SKVMA旋轉機械振動分析、監測軟件包；振動傳感器為美國本特利330500壓電式振動速度傳感器，靈敏度4 mV/(mm·s)，頻率響應范圍4.5 Hz～5 kHz；美國蒙那多ROS光電鍵相傳感器，測量范圍1～250 000 r/min，最大測量距離90 cm，測量最大傾角45°。

田集發電廠1號爐脫硫增壓風機為豪頓華工程有限公司生產的ANN-4494/2120B型動葉可調軸流式風機，為從鍋爐過來的原煙氣提供進入脫硫吸收塔的壓頭損失，取消脫硫煙氣旁路后增加40 %風量增壓風機的小旁路，在增壓風機故障情況下機組只能維持低負荷運行，因此，增壓風機的安全穩定運行對機組負荷的影響極大。增壓風機軸系支撐系統如圖1所示，葉片10只，葉輪直徑φ2 120 mm，轉速750 r/min，風機由電機驅動，從驅動端看，葉輪順時針旋轉。

圖1 增壓風機軸系支撐系統

2021-02-04，脫硫運行人員反映1號爐增壓風機振動較大，頻繁達到報警值，嚴重威脅風機安全穩定運行，因此，利用振動分析儀采集風機振動數據并進行頻譜分析。振動傳感器布置情況如圖2所示。

圖2 增壓風機振動傳感器布置

(1) 1號爐增壓風機水平向振動頻譜顯示，通頻總振幅為103 μm，1倍頻頻率為12.5 Hz，振幅為97.4 μm。

(2) 1號爐增壓風機垂直向頻譜顯示，通頻總振幅為68.5 μm，1倍頻振幅58.3 μm。

風機軸承振動主頻率為1倍頻振動，1倍頻的振動故障通常為基礎剛度差、轉子質量不平衡、剛性聯軸器輕微張口不對中。而剛性聯軸器外圓不對中為2倍頻，滾動軸承內外圈及滾子故障、支撐系統松動為高頻振動，滾動軸承保持架故障為低頻振動，電動機電磁振動故障通常為電極對數倍頻，齒輪組故障為齒輪嚙合頻率及轉速頻率邊頻帶，風機水泵流體激振則為葉片通過頻率。

該風機工作環境較差，處于鍋爐煙道區，可能為積灰不均勻造成的轉子平衡狀態惡化。檢修人員建議利用下次停機機會徹底清灰，清灰后如振動仍較大，可以考慮高速動平衡。

2 精準高速動平衡

2021年4月，檢修人員利用機組調停機會對葉輪進行了徹底清灰，對輪轂中的積油進行了徹底清理，并對葉片表面的銹蝕進行了清理打磨。風機重新啟動后，振動下降較多，振幅已達合格范圍但仍然偏大。為保證設備更加安全穩定運行，決定對風機進行精準高速動平衡工作。

2.1 風機第1次試轉結果及配重計算

2021-04-17T21：00，1號爐增壓風機啟動，采集振動數據見表1。

表1 1號爐增壓風機配重前振動數據

(1) 根據水平向相位計算加配重相位：

20°+180°=200°。

(2) 根據垂直向相位計算加配重相位：

251°+90°+180°-360°=161°。

水平向計算結果與垂直向計算結果取平均并傾向于水平向計算結果，取加配重相位200°。

因配重前檢修人員進行過一次轉子靜平衡，靜平衡加重重量為280 g，位置在308°方向，但由于靜平衡相對高速動平衡而言較粗略，經驗性較強，對加重相位把握不準，因此，靜平衡前后振動幅值與相位均未發生變化。

根據以往風機動平衡經驗、靜平衡加重重量數據及現場加工好的配重塊，第1次試重重量選擇P1=269 g∠200°。

2.2 風機第2次試轉結果及配重計算

2021-04-18T01：21，風機第2次啟動，第1次加重后振動數據見表2。

表2 1號爐增壓風機第1次加重后振動數據

水平向相位減小，垂直向相位增大，因此第1次試重效果不理想，水平垂直向分別向不同的方向發展。根據兩向計算值取平均，探索嘗試進行第2次配重。

根據水平向計算第2次配重重量與相位，影響系數：

根據上述公式計算垂直向第2次配重重量與相位，影響系數：

計算配重重量及相位：

綜合水平垂直的計算加重相位，加重相位應取215°，8號葉片位置，出于保守起見以及配重塊的現場安裝和加工精度等原因，第2次現場實際配重P2=365 g∠235°。

2.3 風機第3次試轉結果及配重計算

2021-04-18T05：22，風機第3次試轉，第2次加重后振動數據見表3。

表3 1號爐增壓風機第2次加重后振動數據

第3次配重數據效果很好，水平垂直向相位都在向減小的方向發展，影響系數相近，計算配重重量與相位都相近，第3次配重重量選擇500 g∠150°。

2.4 風機第4次試轉

2021-05-29下午，安裝平衡塊530 g∠150°，進行第4次試轉。通頻振幅降至29 μm以下，第3次加重后振動數據見表4。

表4 1號爐增壓風機第3次加重后振動數據

進一步計算得出，水平向影響系數為0.011 9 μm/g∠3.5°，垂 直 向 影 響 系 數 為0.022 9 μm/g∠247.84°。

3次配重的配重塊位置、重量、鍵相零位、葉片鋼印編號位置等如圖3所示，3次加重一共加配重1 164 g。

圖3 3次配重位置及重量圖示

2.5 動平衡矢量圖分析

第2次加重前后振動矢量與平衡塊矢量繪制于同一矢量圖中(原重不去除)如圖4～5所示。

圖4 第2次動平衡水平向矢量圖示

由動平衡矢量圖分析可知，水平向計算配重方向與原始振動方向相差約180°，垂直向計算配重方向與原始振動方向相差略小于90°，這是由垂直向振動傳感器相對于鍵相傳感器位置滯后90°造成，矢量圖中振動矢量的長度由各自方向的影響系數計算所得。

由此可看出第2次配重效果較好，水平、垂直向振幅與相位均發生了較大變化，加重影響系數有較大參考價值。通頻總振幅已降至29 μm以下，滿足振動優秀水平，且一倍頻振幅與相位波動不穩，動平衡無法繼續進行，一倍頻振幅已無下降空間，3次加配重共加重量1 164 g，有效改善了風機葉輪平衡狀態。

3 結論

(1) 通過本次風機振動故障處理過程可知，該型風機對轉子平衡狀態的響應較大，轉子平衡狀態可嚴重影響風機軸承振動水平，葉輪的積灰、積油以及葉片的銹蝕磨損，均會使葉輪平衡狀態惡化從而引起風機振動較大。

(2) 通過本次加配重過程可知，風機葉片輪轂配重槽處的重量對風機軸承振動影響系數大約為300～400 g影響10 μm，滯后角大約為15°左右，該型號風機的配重計算可參考此數量級進行，能夠有效增加動平衡成功概率，減少風機啟動次數，為今后的風機動平衡積累了豐富的實踐經驗和理論參考數據。

(3) 風機轉子雖屬于剛性轉子，理論上剛性轉子的機械滯后角應為0°，但通過現場實際計算可知，機械滯后角可達15°左右。由此可見，實際工作中輔機轉子滯后角與理論值可能存在偏差，該偏差與系統正交剛度(即系統阻尼)大小有關，也可能是風機軸承支撐各向剛度不同造成的橢圓軸心軌跡，使得機械滯后角與理論值存在偏差。

(4) 輔機動平衡時，振動探頭放置于風機軸承箱外殼，通過軸承室殼體的振動值來計算分析轉子的不平衡量。軸承箱殼體的振動是由于轉子的振動引起，因此，軸承箱殼體的振動相位滯后于轉子軸振，可能是造成輔機剛性轉子機械滯后角不為零的主要原因。