除塵風機軸承軸向振動大原因分析及改進

林子鈺

（福建三鋼閩光股份有限公司煉鐵廠，福建 三明 365000）

煉鐵廠5#高爐出鐵場除塵風機是煉鐵環境除塵系統重要的設備，除塵風機通過電機帶動葉輪高速旋轉使葉輪對流體做功，流體獲得機械能，從而使除塵系統產生壓差和吸力，將出鐵場的含塵煙氣通過管道吸入布袋除塵器完成煙氣凈化。除塵風機是否可靠、穩定地運行會影響煉鐵的環境除塵效果。

1 風機存在軸承軸向振動大的問題

煉鐵廠5#高爐出鐵場除塵風機于2018年11月18日投入使用，風機運行期間，軸承振動尤其是軸向振動值經常無規律增大，增大后又毫無規律自行恢復到正常值，且風機轉速越高其軸向振動值增大的現象越頻繁，軸承振動監測（圖1）顯示：驅動側軸承軸向振動峰值達220 μm，非驅動側軸承軸向振動峰值達170 μm（圖2）。

圖1 風機軸承監測點、軸承座

圖2 風機軸承振動曲線

軸承振動值大會導致風機故障報警停機，嚴重影響了煉鐵出鐵場的環境除塵和風機運行安全，解決軸承軸向振動大的問題，使風機安全平穩運行，是煉鐵安全生產和環境保護的迫切要求。

2 風機軸承軸向振動大的原因分析

2.1 原因分析

2.1.1 風機安裝問題

引風機軸系不對中會引發風機軸向的振動，但經過現場復核風機安裝數據，其不對中誤差在允許范圍內，所以風機安裝問題不是導致本機軸承的軸向振動值大的原因。

2.1.2 軸承座緊固螺栓預緊力問題

軸承座的螺栓預緊力不足、不均勻及油漬和雜質滲入軸承座結合面，減小了結合面摩擦力會導致軸承座剛度不足，使風機軸向振動值大，經過現場檢查風機軸承座上蓋的緊固螺栓和軸承座與鋼底座的緊固螺栓均無松動，且軸承座與鋼底座結合緊密無縫隙、油漬和雜物（圖1）。所以軸承座緊固螺栓預緊力不足、不均勻也不是導致本機軸承軸向振動大的原因。

2.1.3轉子組軸系臨界轉速問題

風機軸承振動故障的主要原因是風機的實際轉速接近風機的臨界轉速，導致風機運行穩定性差，造成風機異常振動。為避免風機轉子組軸系產生共振，現在的風機轉子組軸系的臨界轉速設計值要求不小于風機設計轉速的1.3倍。

臨界轉速的計算一般采用三維建模和有限元分析，分析了離心風機臨界轉速的建模和有限元分析計算方法，其建模時是將風機軸與葉輪組合成整體構件，通過分析轉子軸系的剛度及質量分布計算出轉子組的臨界轉速。觀察現轉子組結構，發現風機軸與葉輪是通過葉輪中盤傳遞扭矩的，風機軸與葉輪僅通過中盤的螺栓連接，中盤的厚度僅為50 mm（圖3），根據現風機轉子組的結構，計算分析了在考慮葉輪剛度和不考慮葉輪剛度的2種情況下，風機轉子組軸系臨界轉速度計算結果的不同；所以計算轉子軸系剛度時應將葉輪分離，因為中盤和葉輪對風機軸的抗彎剛度沒有增強作用，將風機軸與葉輪組合成整體構件計算轉子組軸系的臨界轉速的方法會造成臨界轉速的計算結果偏高，從而影響了風機軸剛度的設計和校核。

圖3 風機軸與葉輪連接結構

根據上述情況重新計算風機轉子組的臨界轉速，風機設計計算參數見表1，風機轉子組臨界轉速計算見表2，重新計算得出風機的臨界轉速為815 r/min，臨界轉速僅為設計轉速的1.11倍，未滿足臨界轉速設計值要求不小于風機設計轉速的1.3倍，風機軸剛度不良，風機轉子組在運行中容易產生較大的振動。

表1 風機設計計算參數

表2 風機轉子組臨界轉速計算

2.1.4 轉子組軸系軸承座剛度問題

軸承座剛度低會導致風機軸向振動，現轉子組軸系軸承座如圖4所示，其寬度與軸承中心高度的比值為0.73，高度偏大，軸承座剛度偏低也是導致風機軸承軸向振動大的原因之一。

圖4 原風機軸承座示意

2.2 原因確定

風機轉子組的主軸和軸承座組成的轉子組軸系的剛度設計過低，導致其臨界轉速低，風機運行的實際轉速靠近風機臨界轉速，風機運行穩定性變差，實際轉速越高越接近臨界轉速，風機穩定性越差，在風量負荷波動等外力激勵下風機轉子組振動變大，又因為軸承座剛度低，加劇了軸承座的振動尤其是軸向振動，導致振動值大。

3 改進措施

（1）增加轉子組軸系的剛度提高臨界轉速，使風機平穩運行增加轉子組軸系的剛度即增加風機軸的抗彎剛度和軸承座的寬高比。

（2）優化風機葉輪設計，使風機葉輪重量減少。

4 風機轉子組軸系改進后剛度和臨界轉速計算、分析及對比

4.1 新風機轉子軸系臨界轉速計算、分析

改進后新風機的設計計算參數見表3，風機轉子組臨界轉速計算見表4，風機轉子組軸系的臨界轉速為942 r/min，臨界轉速為設計轉速的1.29倍，基本滿足臨界轉速設計值不小于風機設計轉速的1.3倍[4]的要求，風機軸剛度較原風機大幅提高，但出于成本考慮風機軸臨界轉速的設計值處在剛性軸臨界點上。新風機改造更換投用后，運行平穩，偶爾發生軸承軸向振動值增大現象，但振動峰值不超過60 μm，在允許范圍內，這也證明了風機的臨界轉速不小于風機設計轉速的1.3倍的合理性。

表3 新風機設計計算參數

表4 新風機轉子組臨界轉速計算

4.2 新風機轉子軸系的軸承座和葉輪改進情況

改進后新風機的軸承座（圖5），其寬度與軸承中心高度的比值為1.0，剛度比原風機軸承座提高了；新風機的葉輪直徑為2 700 mm，原風機葉輪直徑2 850 mm，新風機葉輪重量比原風機減小了633 kg，新風機的軸承座和葉輪的改進增強了風機轉子組軸系的抗振能力。

圖5 新風機軸承座示意

4.3 風機轉子組軸系的參數對比（表5）

表5 風機轉子組軸系參數對比

改進后新風機的臨界轉速、軸承座剛度及葉輪設計都優于原風機。

5 結論

風機的主軸、葉輪和軸承座組成的轉子組軸系剛度不良，導致臨界轉速過低，風機運行的實際轉速接近臨界轉速，風機運行穩定性差，在風量負荷波動等外力激勵下，風機轉子組振動增大，軸承座剛度不良，加劇了軸承軸向振動導致軸向振動值大幅增大；當激勵消失后，軸承振動值又恢復了正常，這與現場反饋的軸承軸向振動故障特征是相符的。最終通過對風機的轉子組軸系的主軸、葉輪和軸承座部件進行改進，更換了風機，使風機軸承振動故障得到有效地解決。

6 結束語

新更換的煉鐵廠5#高爐出鐵場除塵風機，于2021年5月28日開機運行，整體運行情況良好，風機軸承的水平和垂直方向及軸向的振動值在正常范圍內（振動曲線平穩，如圖6所示）。通過提高風機轉子組軸系的剛度，優化葉輪的重量，有效地解決了風機軸向的振動值超標問題。對風機轉子組軸系剛度、臨界轉速計算校核的方法，為今后風機選型中評判風機轉子組軸系的設計是否優良提供了參考，也為治理風機軸承振動值超標提供了方法和參考。

圖6 新風機振動曲線平穩