引風機軸系不對中引發(fā)的軸向振動分析

沈文婷

（中天鋼鐵集團有限公司，江蘇常州 213011）

0 引言

某廠一臺引風機大修后開機，在垂直、水平和軸向3 個方向上的振動都比較大。故障處理初期，通過動平衡試驗減小了垂直和水平兩個方向上的振動，但軸承座軸向振動依然較大。對風機出現(xiàn)的振動原因進行了深入分析，認為風機轉子和電機轉子之間的軸系對中偏差較大，對動平衡試驗結果產(chǎn)生了很大影響。對中調整后，重新進行了動平衡試驗，降低了軸向振動。

1 異常振動現(xiàn)象

風機葉輪處于軸系外伸端，為懸臂布置。風機轉子由1#、2#兩個滾動軸承支撐，電機轉子由3#、4#兩個軸承支撐，電機轉子和風機轉子之間用膜片聯(lián)軸器相連（圖1）。

引風機開到轉速800 r/min后，實測引風機前后兩個軸承水平方向振動都較大，分別達到180 μm 和150 μm，垂直方向振動達到90 μm 和75 μm。

圖2 是升速過程中1#軸承水平振動隨轉速變化情況。從圖中可以看出，升速過程中振動隨轉速的升高而增大，振動幅值近似為轉速的平方關系，升速過程中相位也在不斷增大。圖中相位隨轉速實際上是連續(xù)變化的，相位突降是因為360°后相位恢復到0°。升速過程中振動幅值和相位隨轉速變化特征表現(xiàn)出比較明顯的不平衡特性。

圖1 風機軸系布置

圖2 1#軸承水平振動隨轉速變化情況

從1#軸承水平振動的波形和頻譜圖可以看出，時域波形近似為正弦波，頻譜中主要以1 倍頻分量（圖3）。

結合頻譜、波形、幅值和相位隨轉速變化等特征，判定振動是因為引風機葉輪不平衡所引起的。

2 第一階段風機動平衡試驗

根據(jù)上述分析，決定在風機現(xiàn)場首先開展葉輪高速動平衡試驗。

動平衡試驗在800 r/min 下進行，該轉速下振動較大，動平衡試驗效果比低速好。該階段動平衡試驗合計進行了3 次。表1給出了動平衡試驗過程中1#瓦振動數(shù)據(jù)。

圖3 1#軸承水平振動波形和頻譜圖

從表1 可以看出，經(jīng)過3 次動平衡試驗（在葉輪上等效加 重952 g ∠124°）后，風機軸承座水平和垂直方向振動都大幅度減小，達到優(yōu)秀水平，但是軸向振動依然較大。其余3 個軸承座的軸向振動也較大，分別達到85 μm、80 μm 和70 μm。

為了減小軸向振動，在風機和電機之間的對輪上開展動平衡試驗。在對輪上加重494 g∠42°后，軸向振動有所減小但效果不明顯，而電機振動大幅度增大（表2）。因此將對輪配重塊拆除。

3 故障原因分析

正常情況下，軸承垂直、水平兩個徑向方向上的振動降下來后，軸向振動也應該能同步下降。本風機葉輪上3 次動平衡試驗雖然大幅減小了軸承垂直和水平方向振動，但是軸向振動未能取得預期效果。

從波形和頻譜上看，振動主要以工頻分量為主，呈現(xiàn)典型的不平衡特征，沒有表現(xiàn)出不對中征兆。由于本機動平衡試驗現(xiàn)象不太好解釋，決定檢查風機轉子和電機轉子之間的對中情況。

這兩根轉子采用膜片聯(lián)軸器相連，膜片聯(lián)軸器具有較強的不對中偏差補償能力，允許兩根轉子之間以適度的對中偏差狀態(tài)運轉。如果兩根轉子之間對中偏差較大，也會對設備振動產(chǎn)生影響。

檢查發(fā)現(xiàn)，風機轉子和電機轉子之間的高低差達到0.4 mm，張口偏差達到0.3 mm，都已超出廠家設計值。通過調整軸承底部墊片，使得兩根轉子之間的對中狀態(tài)滿足設計要求。

表1 第1 階段動平衡試驗數(shù)據(jù) μm

表2 對輪動平衡后振動 μm

4 第二階段風機動平衡試驗

重調中心后，再次開機測試，振動發(fā)生了較大變化，對風機葉輪再次進行了2 次動平衡試驗，取得了很好的減振效果（表3）。圖4 是本階段動平衡試驗后升速過程中1#瓦水平振動隨轉速變化情況。雖然振動依然隨轉速的升高而增大，但是整個升速過程中振動大幅降低。

5 結論

（1）膜片聯(lián)軸器雖然有較強的對中偏差補償能力，但是過大的對中偏差對軸系振動的影響較大。采用膜片聯(lián)軸器的軸系對中精度還是需要高度重視。

（2）本試驗結果表明，不對中狀態(tài)下振動頻譜中主要還是一倍頻分量，并沒有出現(xiàn)常規(guī)理念上的比較明顯的二倍頻分量。針對不對中故障機理的研究還需要進一步拓展。

表3 第2 階段動平衡試驗數(shù)據(jù) μm

圖4 動平衡試驗后1#瓦水平振動隨轉速變化情況

（3）對中偏差狀態(tài)下的動平衡試驗減小了垂直和水平振動，但對軸向振動的影響卻很小，而對中調整后的動平衡試驗則同時減小了垂直、水平和軸向3 個方向上的振動。動平衡試驗出現(xiàn)異常時，需要拓寬思路，考慮設備存在的其他缺陷。