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某台球团冷却风机异常振动原因分析及治理

陈 阳 杨建刚 / 东南大学火电机组振动国家工程研究中心    

摘要:介绍某钢铁厂1台球团冷却风机振动故障情况,分析了风机振动大的原因,简述了动平衡过程,并对动平衡过程中出现的异常情况进行了分析。指出试加重量较轻及滚动轴承故障容易导致影响系数分散度大,进而影响动平衡精度和效率。
关键词:球团风机;动平衡;影响系数;滚动轴承
中图分类号:TH432   文献标志码:B
Abnormal Vibration Analysis and Troubleshooting of a Pelletizing Cooling Fan
Abstract: This paper introduces the vibration fault of 1# pelletizing cooling fan in a steel plant. The cause of serious vibration of the fan is analyzed. The fan dynamic balance process is given and the abnormal phenomenon during dynamic balance process is analyzed. Too small trial balance weight and rolling bearing fault can cause large dispersion of influence coefficients, and then influence balance accuacy and efficiency.
Key words: pelletizing fan; dynamic balance; influence coefficient; rolling bearing
0 引言
  球团矿的冷却是钢铁厂竖炉生产过程中的重要环节之一,主要冷却设备为冷却风机,其安全运行对生产过程的影响很大。冷却风机工作环境恶劣,容易出现各种故障[1-2] 。本文通过对某台球团冷却风机振动问题的测试分析,提出了风机动平衡试验时试加重质量及角度合理选择方法,对动平衡试验影响系数分散度大和风机滚动轴承振动信号频谱丰富等问题进行了分析并提出了处理意见,可为同型风机故障治理提供参考。
1 球团冷却风机振动现象分析
  某厂2#球团冷却风机结构参数为:叶轮直径φ1 260 mm,转子质量400kg,转子两端间距1 200mm,工作转速2 980r/min。风机转子采用悬臂布置,由滚动轴承支撑,轴系结构见图1。

  2011年3月5日,该风机因叶片故障而被迫停机。更换备用叶轮开机后,振动变大。风机侧轴承垂直方向通频幅值最大达到90μm,严重影响了风机的安全运行。为了深入分析风机振动原因,在风机转子两轴承上分别布置垂直、水平传感器,并在2#轴承垂直方向布置键相传感器,测点布置见图2。

  图3给出了该冷却风机定速后的原始振动频谱图。可以看出,测点振动信号中除了含有较大幅度的工频分量外,还含有丰富的低频和高频分量。工作转速下运行半小时,各测点工频分量幅值和相位约有5%~20%的波动。

2 振动原因初步分析
  从图3中可以看出,振动信号中频率成分很丰富,轴承振动烈度很大。滚动轴承由内圈、外圈、滚动体及保持架组成。滚动轴承运行一段时间后,容易出现内、外圈松动、轴承径向游隙过大等故障[3-7] 。此时,转子—滚动轴承系统将会处于比较严重的非线性状态,系统动力响应比较复杂[8] ,在转子不平衡力强迫激励作用下,有可能会因此而激发出二倍频、三倍频等频率分量,导致频谱丰富。在这种情况下,可以首先通过动平衡方法降低转子上不平衡激励力。基频振动降下来后,其他频率分量有可能会随之而降下来。
3 风机动平衡过程分析
3.1 试加重方案的合理确定

  虽然由动平衡理论可知,试加重的大小和角度可以任意选取,但为了提高动平衡效率,减少开机次数,首次试加重的合理选择非常重要。
  加重质量的选取与风机转速、加重半径等有关。没有经验时,可参照下式选取

式中:m为加重质量,kg;M为风机转子质量,kg;ω为风机角速度,rad/s;r为加重半径,m;g为重力加速度,m/s2。
  本台风机,振动最大值出现在1#测点垂直,在叶轮的外圆加重。将已知数据代入式(1),则试加重质量:

m=(0.1×400×9.8)/[(2π×2980/60)2×0.63]≈6.4g

  考虑到该加重量偏轻,实际试加时将加重量放大了3倍,即取试加重量为18g。
  试加重角度直接影响到动平衡效率。试加重角度正确,加重后振动减小,可以为后续方案调整创造有利条件。
  由测振仪相位定义及转子动力学理论可知,采取如图2所示的传感器布置方式并考虑垂直振动时,不平衡力所在角度与键相标记之间的关系为[1]
     φα-δ           (2)
式中:φ为不平衡力与键相标记之间夹角;α为振动相位;δ为滞后角。动平衡配重位于不平衡力的反向,即:
      φ1=φ+180°=α-δ+180°    (3)
  由此可见,滞后角δ值直接影响加重角度。滞后角的选取与平衡转速距离临界转速的远近程度、支撑特性和转子结构形式等有关。对于两端采用刚性支撑的系统而言,当平衡转速小于临界转速时,0°<δ<90°;在临界转速附近,δ≈90°;当平衡转速大于临界转速时,90°<δ<180°[9] 。对于悬臂布置的系统而言,参照同型风机,滞后角δ可暂取0°。
  以1#测点垂直振动为准,求出的加重角度:φ1=210°-0°+180°=390°即试加重角度取为30°。
3.2 动平衡过程分析
  本台风机动平衡工作开展得不是很顺利,共进行了4次,见表1。现对其中的原因加以分析。
           表1 四次动平衡试验加重数据汇总 μm∠°

备注:以上加重方案均在风机工作转速下进行,每次加重时,前面的配重都保留。
  影响系数是指在转子零度方向、1m半径处加单位质量所引起的振动变化量。影响系数取决于转子结构、转速、支撑系统刚度、阻尼等因素。上述参数不变时,影响系数应该基本保持不变[10] 。加重过程中,影响系数分散度较小是动平衡工作的前提条件。
  表2给出该风机四次加重求出的影响系数。图4给出各测点加重的影响系数矢量图。

  可以看出,4次加重求出的影响系数分散度较大。1#测点水平影响系数相位差达到190°,接近相反。影响系数幅值相差3倍多。2#测点垂直影响系数幅值虽然差别不大,但是角度相差了近110°。2#测点水平影响系数幅值和相位都相差较大。影响系数幅值和相位的分散度大直接导致动平衡计算时的误差较大。

3.3 影响系数分散度大的原因分析
  该风机两侧轴承采用滚动轴承。运行一段时间后,滚动轴承有可能出现内圈、外圈松动、轴承游隙过大等现象。实践表明:此时会出现振动波动或两次启停振动有一定程度差异。如果动平衡试加重量较轻,加重所引起的振动变化有可能被滚动轴承故障引起的不稳定振动所掩盖,这将会导致所计算出的影响系数误差大。以本台风机动平衡试验为例,第1次加重质量只有18g,根据该影响系数求出的第2次加重方案实施后效果也不理想。第3次加重42g后振动幅值和相位变化幅度较大,加重影响明显,由此求出的影响系数比较准确,并使得第4次调整取得了较好效果。因此,为了取得合理的影响系数,试加重质量不能太轻。特别是对于运行了一段时间,采用滚动轴承支撑的机组而言。
4 动平衡后的振动频谱分析
  动平衡前,各测点振动信号频谱丰富。图5给出第4次动平衡试验后的振动频谱图。比较图3可以看出,各测点振动均达到优秀水平。虽然频谱中仍有一些低频和高频分量,但其幅值已经大大降低。这一现象曾在我们处理过的多台机组上发生,说明风机轴承上的杂频分量确实是由于转子不平衡力激励所致。

5 风机故障治理总结
  1) 对于采用滚动轴承支撑的风机转子而言,滚动轴承内、外圈松动等故障容易导致振动波动,较轻的加重质量所引起振动变化有可能被滚动轴承故障所掩盖,由此导致计算出的加重影响系数误差大,并导致动平衡工作困难。试加重量应尽可能重些。
  2) 该型风机叶轮上加重对两个轴承振动的影响近似同相。以近风机侧测点为例,振动高点与不平衡力之间的滞后角约25°~35°。每1kg加重所引起的垂直和水平振动变化分别约为300μm和540μm。这些结论可为同型风机动平衡提供指导。
  3) 如果转子—滚动轴承系统振动频谱丰富,但其中工频分量较大时,可以首先对机组进行现场动平衡。当不平衡力消除后,其他振动频率分量也可能随之减小。

                  参 考 文 献

[1] 郭峰,刘石. 一次加重平衡法在风机振动处理中的应用[J].广东电力,2002, 22(1):69- 70.
[2] 张楚,杨建刚,孙丹.烧结风机高效动平衡研究[J].风机技术,2010(5):25-27.
[3] 黄其圣,黄强先,胡鹏浩. 温度变化对滚动轴承游隙的影响[J].机械,1999,26(5):15-16.
[4] 王智堂,曹志保,侯进鹏.滚动轴承故障判断及分析[J].风机技术,2008(4):79-82.
[5] 李海奇,杨絮.滚动轴承失效类型及痕迹特征[J].风机技术,2008(6):78-80.
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