（贵州粤黔电力有限责任公司 贵州六盘水 553505）
摘要: 贵州粤黔电力有限责任公司1、2号锅炉四台一次风机自2006年投产至今，工频方式运行设备状态较好，各项参数都在规定范围内，但该风机进行变频改造后，在950～1150 r/min 转速区间内振动十分剧烈，振动达20 mm/s以上。通过现场对风机振动数据的测试，并查阅了机组运行、检修等方面的相关资料，现场诊断一次风机的振动故障原因是风机在950～1150 r/min 转速区间存在临界转速或结构共振，而风机变频改造后，拓宽了该一次风机的工作转速区域，并涵盖了转子临界转速或结构共振区，导致了风机在33.5～42 Hz 运行频率下出现激烈共振。据此，通过风机振动超限处理的可行性研究，提出该一次风机下阶段振动处理的方向。
关键词:一次风机；振动；临界转速；共振
1 引言
贵州贵州粤黔电力有限责任公司1、2号锅炉各配置两台由沈阳鼓风机通风设备有限责任公司生产的双吸入双支撑离心式通风机（一次风机），输送介质为空气，介质入口温度20 ℃，主要用于正压制粉系统输送煤粉、给煤机作密封风，于2006年4、8月分别投产运行。
一次风机自2006年投产至今，工频方式运行设备状态较好，各项参数都在规定范围内。在2010年10月对该电动机开展节能变频改造后，风机运行中在950～1150 r/min转速区间内，轴承座振动十分剧烈，导致变频方式运行无法实现，且对风机本身造成永久性金属疲劳损坏，甚至造成设备损坏发生安全事故。
开展1、2号锅炉一次风机变频方式运行振动超限处理可行性研究，是为了研究一次风机在变频方式下的振动超限机理，制定出可行性解决方案。结合四台一次风机出现相同的问题和机组当前运行方式限制，决定以1A一次风机为研究对象，开展一次风机设备产生振动的原因及机理进行相关参数的科学检测、试验、研究和分析、找出振动超限问题，详细总结1A一次引风机振动测试及故障诊断工作，解决振动超限可行性优化处理方案的工作，为设备下阶段振动处理提出建议、保障。
2设备简介
一次风机为G5-2×54№21F型双吸入双支撑离心式通风机，其支撑轴承、止推轴承均采用进口滚动轴承，型号为FAG 22238MB；轴承采用油浴润滑、轴承箱体水冷却；两侧入口调节导叶为扇形叶片型式，进气箱、蜗壳采用Q235A板材焊接而成的蜗壳体。该一次风机轴系简图、设计技术参数及相关设计性能参数如图1、表1和表2所示。
3 振动测试系统
在本次振动测试中，基于1A一次风机以前多次变频方式启动后轴系振动的状况及特征，选取振动较为剧烈的振动测点进行实时监测，即在风机两个轴承座上，分别布置了两个美国Bently公司的“9200型”速度传感器以测取瓦振；两个美国Bently公司生产的8 mm涡流传感器以测取相对轴振。键相信号取自风机和电机对轮处的反光带，通过Bently公司的光电传感器感应得到。
这些振动及键相信号同时进入美国Bently公司的“TK83型”振动表和西安热工研究院研制的“NTP3000型”便携式振动数据采集和分析系统，对各振动测点的数据进行在线采集、存储与分析。
相关测试系统如图2所示。
图2 振动测试系统示意图
4 振动试验
4.1 工频运行方式下的振动测试
2015年06月09日13:15，开展1A一次风机工频方式启动运行的振动测试研究，待定速1490 r/min 、并稳定运行20 min后，对轴系振动进行了详细振动测试。测试结果表明（见表3）：1A一次风机轴系振动处于合格水平。
4.2 变频运行方式下的振动测试
2015年06月09日16:12，开展1A一次风机变频方式启动运行的振动测试研究，振动测试结果表明：在33.5～42 Hz的变频频率段，1A一次风机振动十分剧烈。图3给出了1A一次风机对应变频频率15～50 Hz（屏蔽了其中的33.5～4 2Hz）的瓦振曲线。
4.3 启停机过程中的振动测试
图4和图5分别给出了在惰走过程中，1A一次风机水平、垂直方向的轴振和瓦振BODE图。
图6给出了该风机所配电动机振动最为剧烈的测点，即水平方向的瓦振BODE图。
测试结果分析表明：在额定转速范围内，风机的轴振和瓦振均存在明显的临界转速区域，同时在也存在明显的付临界转速区域（即临界转速的一半）；但与此相对应的是，1A一次风机所配电机并没有出现类似的临界转速区域。
图3 变频方式启动（屏蔽了33.5～42 Hz）时，1A一次风机的瓦振
曲线
图4 在惰走过程中，1A一次风机水平方向的轴振和瓦振BODE图
图5 在惰走过程中，1A一次风机垂直方向的轴振和瓦振BODE图
图6 在惰走过程中，1A一次风机所配电机水平方向的瓦振BODE图
4.4 启停机过程中的振动测试
通过对1A一次风机惰走过程中的振动测试，发现在振动剧烈的转速区域，其振动的主要频率成分为基频振动（即1X振动）。图7～图10给出了在惰走过程中，1A一次风机振动最为剧烈的水平方向轴振和瓦振的主要振动频率成分。
图7 在惰走过程中，1A一次风机驱动端水平方向轴振的主要
频率成分
图8 在惰走过程中，1A一次风机自由端水平方向轴振的主要
频率成分
图9 在惰走过程中，一次风机A驱动端水平方向瓦振的主要
频率成分
图10 在惰走过程中，一次风机A自由端水平方向瓦振的主要
频率成分
4.5 轴承座的外特性测试研究
2015年06月09日，开展1A一次风机工频方式启动运行的振动测试研究，待定速1490 r/min、并稳定运行后，对风机轴承座进行了外特性测量，结果（见图11）分析表明：风机轴承座不存在明显的连接松动。
4.6 入口挡板开度试验研究
2015年06月09日，在1A一次风机定速1490 r/min 稳定运行时，把入口挡板开度分别调整为0 %、30 %、60 %和100 %，并在每一开度工况下稳定20 min ，测量振动数据，结果（见表4）分析表明：1A一次风机轴系振动与入口挡板开度或风压关联不大。
5 振动原因分析
基于以上振动试验研究和测试结果，对1A一次风机振动故障的特征及原因进行如下分析：
（1）1A一次风机组振动故障主要表现在风机转子上，而其驱动电机振动并不大。
（2）外特性测试结果表明轴承座不存在明显的连接松动。
（3）通过改变入口挡板的开度，来改变风压、风量或管道流阻，发现振动变化不大，这表明目前的振动故障与风道系统没有明显关联。
（4）风机振动故障突出表现在950～1150 r/min 转速区间振动十分激烈，振动主要以基频成分为主，且各相对轴振与瓦振的趋势一致，这表明风机转子在该转速区域存在临界转速或结构共振。
（5）风机转子在一半临界转速区间（475～575 r/min）的振动偏大，且振动以二倍频成分为主，这说明转子存在较明显的付临界转速振动，这也再一次验证了一次风机在950～1150 r/min 转速区间存在临界转速或结构共振区。
综上所述，1A一次风机振动故障的原因是：
（1）一次风机在950～1150 r/min 转速区间存在转子临界转速或结构共振。
（2）风机变频改造后，拓宽了该一次风机的工作转速区域，并涵盖了转子临界转速或结构共振区，导致了风机在33.5～42 Hz 运行频率下出现激烈共振。
需特别指出的是：与1A一次风机类似，近年来各电厂为节能增效进行的变频改造，大大地拓宽了风机的工作转速区域，甚至涵盖了转子临界转速或结构共振区，导致了风机在某些运行频率下出现剧烈共振，以至于许多风机的变频器无法正常投运，对设备的安全性和经济性均造成了严重影响。
6 振动处理建议
通过对1A一次风机工频和变频方式运行振动的测试研究，针对1A一次风机所产生的振动故障，现场一般从改变风机运行转速、风机轴系动力学优化及现场动平衡试验三方面着手处理。
6.1 改变风机运行转速
改变风机运行转速，以避开转子临界转速或结构共振区，具体措施有：改变转子叶片数量或级数，以改变风机的运行转速区间，进而避开共振区10 %以上；或直接屏蔽掉剧烈共振的运行频率等。
6.2 轴系动力学优化
对轴承—转子系统进行结构优化，改变转子临界转速或结构共振区，使其避开工作转速区域10 %以上。尽管该风机采用落地轴承，但轴承布置呈现细高结构，结构支撑刚度有限，不应直接把其作为刚性支撑处理，因此对该风机轴承-转子系统进行临界转速分析时，一定要计入转子的支撑刚度和阻尼，而不能仅仅考虑转子本身的动特性参数。
考虑了支撑弹性后，整个系统的刚度将降低，这将使得轴系各阶临界转速下降，在某些状况下，临界转速下降的程度是显著的，如再按刚性支撑条件来计算系统的临界转速将会有较大的误差。
现参考经典教材《转子动力学》（清华大学出版社）第4.5节算例分析来说明支撑刚度对系统临界转速的影响。对于图12a两端弹性支撑的转子，其临界转速分布如图13中 所示；如果把左端支撑变成刚性支撑（图12b），其临界转速分布如图13中 所示；如果再把右端支撑也变成刚性支撑（图12c），其临界转速分布如图13中 所示。从图13可以看出：
图13 临界转速示意图6.3 现场动平衡试验
考虑到系统阻尼的因素，立式泵即使出现了结构共振，如果激振力足够小，也可把振动控制在合格范围内。因此，如果上述两种方法在现场不便实施，或效果不明显，则可尝试现场动平衡试验，以尽量减小激振力。但需特别说明的是：
（1）风机组发生结构共振后，其振动状况会表现得非常敏感，抗振能力很弱，转子激振力较微小的变化（比如运行工况变化或检修产生的轻微不平衡）都可能会再次引发振动的波动，因此现场需频繁地进行动平衡试验。
（2）为了风机组能在固有频率下正常运转，其轴系需要绝对的质量平衡，如果风机两个径向上的刚度差异较大，使得其在工作转速区域内，存在两个共振峰值，那么在有限的现场加重平面上，很难同时把轴系两个固有频率下振动降至满意水平。事实上，1A一次风机组垂直和水平方向的振动峰值对应的转速并不一致（详见图4与图5），因此其动平衡难度较大，试验效果有待观察。
7 结论
1A一次风机的振动故障主要表现在风机上，而其驱动电机振动并不大，即风机在950～1150 r/min 转速区间振动十分激烈，振动主要以基频成分为主，且各相对轴振与瓦振的趋势一致。
1A一次风机的振动原因是风机在950～1150 r/min 转速区间存在转子临界转速或结构共振；而风机变频改造后，拓宽了该一次风机的工作转速区域，并涵盖了转子临界转速或结构共振区，导致了风机在33.5～42 Hz 运行频率下出现激烈共振。
针对1A一次风机的振动故障，现场一般从三方面着手处理：
（1）通过改变转子叶片数量或级数，以改变风机的运行转速区间，进而避开共振区。
（2）通过对轴承-转子系统进行结构优化，改变转子临界转速或结构共振区，使其避开工作转速区域10 %以上。
（3）尝试现场动平衡试验，以尽量减小激振力，但试验效果有待观察。
参考文献
[1] ISO 10816 《振动监测评估标准》.
[2] ISO 2372 《设备振动国际标准》.
[3] VDI 2056 《轴承座振动标准》.
[4] GB/T 6075-2012 《机械振动在非旋转部件上测量评价机器的振动》.
[5] JB/T9101-2014 《通风机转子平衡》.
[6] JB/T8689-2014 《通风机振动监测及其限值》.
[7] GB/T 3235-1999 《通风机设计生产与性能检测标准》.
[8]（清华大学出版社） 《转子动力学》.
[9] 国家能源局 《防止电力生产重大事故的二十五项重点要求》.
[10]沈阳鼓风机有限责任公司 《一次风机说明书》.
作者简介：
韦俊波（1984.5-），男，助理工程师、技师，现任热机维修部主任工程师，主要从事火电机组检修技术管理工作。
论文作者:韦俊波
论文发表刊物:《电力设备》2016年第14期
论文发表时间:2016/10/14
标签：风机论文; 转速论文; 临界论文; 转子论文; 测试论文; 频率论文; 结构论文; 《电力设备》2016年第14期论文;