李萬享 陸青琴/安徽科達埃爾壓縮機有限公司

多級離心鼓風機機殼熱變形引發(fā)振動故障的分析及處理

李萬享 陸青琴/安徽科達埃爾壓縮機有限公司

1 故障情況介紹

1.1 項目情況介紹

由安徽科達埃爾壓縮機有限公司設計制造的某多級低速離心鼓風機，其設計參數(shù)見表1。

表1 鼓風機設計參數(shù)表

1.2機組現(xiàn)場情況介紹

前3個月試運行期間，鼓風機出口壓力為167.3kPa（A），機組正常運行。但在用戶使用3個月后該鼓風機出口壓力提升至194.3kPa（A），機組再次運行，軸承箱振動值明顯增加。表2給出了風機試運營和完全投運的監(jiān)測數(shù)據(jù)。

表2 鼓風機試運營與完全投運運行監(jiān)測數(shù)據(jù)對比表

對比表2，前3個月試運行時進口導葉開度為35°，機組試運行3個月后，將進口導葉開度調(diào)至60°，整個脫硫吸收塔滿負荷投運，風機出口壓力上升至194.3kPa（A）。正式投入運營后風機的軸承振動值急劇升高，已經(jīng)處于超標狀態(tài)，同時軸承溫度上升較大。

用戶現(xiàn)場一共三臺機組，兩用一備。在開啟另一臺備用機組時，檢測數(shù)據(jù)基本類似。由于整個脫硫系統(tǒng)已經(jīng)投入運營，如果整體停機拆蓋進行檢查會造成較大損失，為了不影響生產(chǎn)，只能讓兩臺機組在振動值超標狀態(tài)下繼續(xù)運行?，F(xiàn)場需檢查備用機組，緊急找出原因。

2 故障的排查

針對多級低速離心鼓風機振動大常見的故障問題進行逐一分析[1-7]，查找問題原因。

2.1一般多級低速離心鼓風機振動大有兩大原因

1）設計因素：主軸臨界轉(zhuǎn)速原因；基礎剛度不夠；與管道附件、基礎等產(chǎn)生同頻共振。

2）安裝制造因素：聯(lián)軸器對中不符合要求；前后軸承座對中度低；軸承支撐剛度差或基腳螺栓沒有緊固；軸承座與軸承外圈間隙大（裝配和零件配合原因）；動平衡精度低；軸承自身質(zhì)量問題；轉(zhuǎn)子、定子干涉，刮擦機殼或密封。

2.2查找問題原因

1）拆卸聯(lián)軸器膜片后重新校中[8]，發(fā)現(xiàn)對中偏差在要求范圍之內(nèi)。

2）由于風機在出廠前進行過抽真空條件下的機械運行試驗，試驗合格后才交付用戶現(xiàn)場使用?？梢耘懦S承座與軸承外圈間隙大（裝配和零件配合原因）加工偏差、前后軸承座同心度不達要求、動平衡精度低等因素。

3）風機停機時，機組內(nèi)部沒有聽到任何異響，初步排除轉(zhuǎn)子與機殼或密封刮擦可能性。

4）由于機組已經(jīng)使用3個月，三臺機組情況類似，并且該風機采用的是NSK軸承，所以基本可以排除軸承質(zhì)量問題。查找NSK軸承性能[9]重新計算軸承受力及使用壽命[10]，計算結果是滿足使用要求。

5）現(xiàn)場用戶已經(jīng)使用3個月，所以可以排除軸承支撐剛度差或基腳螺栓沒有緊固，基礎剛度不夠，與管道附件、基礎等產(chǎn)生同頻共振。

將以上可能存在問題逐一進行排除，并沒有查出問題。

2.3現(xiàn)場驗證與分析

我們再次在用戶現(xiàn)場進行開機試運行。進口閥門開啟50°，通過出口閥門將出口壓力逐步調(diào)至189.3kPa（A）。對開機過程進行記錄，其中開機時間、機殼溫度、振動值見圖1。

風機共開機2小時40分后停機。從圖表中可以看出，隨時間延長，風機出口蝸殼溫度上升，風機的前后軸承振動值也在上升，當蝸殼溫度穩(wěn)定后，軸承振動值基本穩(wěn)定在15～18mm/s。

8小時后風機出氣蝸殼自然冷卻至34℃，再次開機，進口閥門開啟50°，通過出口閥門將出口壓力逐步調(diào)至194.3kPa（A）。對開機過程進行記錄，其中開機時間、機殼溫度、振動值見圖2。

風機共開機2小時20分后停機。風機的開機振動值并沒有直接等于第一次停機值，較第一次開機要大一點，但還是在允許范圍內(nèi)。最終的趨勢和結果與第一次開機一樣，風機溫度穩(wěn)定后軸承振動值基本穩(wěn)定在14～18mm/s。

查看初始主機結構見圖3。

風機軸承座與機殼連接成一個整體，風機殼體厚度采用12mm厚鋼板焊接而成。

從主機結構圖和現(xiàn)場情況分析：

1）從主機剖視圖可以看到風機的軸承座直接安裝在風機進氣機殼、出氣機殼端面。

2）風機運行3個月后振動值增大，是在用戶調(diào)整出口壓力后增大，風機出口溫度上升，同時伴隨風機軸承溫度上升。

3）現(xiàn)場試機過程中風機軸承的振動值隨出氣機殼溫度上升而增加，機殼溫度穩(wěn)定后，軸承振動值不再上升。

結合以上三點，初步判斷風機軸承振動加劇是由于機殼受熱變形引起兩端支撐軸承座同軸度變化，使軸承非正常受力。但這也只是猜測，因為該風機采用的軸承位深溝球軸承，風機轉(zhuǎn)子兩軸承之間跨距大，加上深溝球本身就具備一定的調(diào)心功能。對于小量變形可以自動調(diào)節(jié)。我們需要測量、驗證風機機殼的變形量。

經(jīng)過小組研討，我們在風機蝸殼端面放置8塊百分表，用于檢測風機在啟動到正常運行過程中機殼的變化。機殼進風口段采用定位銷定位（軸承定位端）。百分表分布見圖4。

風機按照第一、二次啟動方式再次開機，進口閥門開啟50°，通過調(diào)節(jié)出口閥門將出口壓力逐步調(diào)至189.3 kPa(A）。開機過程中風機尾端百分表數(shù)值見表3。

表3 風機機殼變形監(jiān)測值表

從表6數(shù)據(jù)顯示機殼的軸向位移最大達到0.96mm最小位移為0.26mm。軸承座位置變量為0.32mm，0.38mm，整個端面變形規(guī)律為從上往下逐步減小，從外徑往圓心逐步減小。

分析機殼變形對軸承產(chǎn)生的不利影響，軸承系統(tǒng)結構簡圖見圖5。

在設計之初考慮風機轉(zhuǎn)子運行受熱后將自由伸長，所以只考慮在自由端軸承左側預留0.2～0.3mm自由空間，見圖5。但從試車測試數(shù)據(jù)顯示機殼的變形量遠大于轉(zhuǎn)子受熱伸長量。

若機殼轉(zhuǎn)子熱膨脹長度遠大于機殼膨脹量，則會出現(xiàn)圖6（a）的狀態(tài)；若上機殼變形量大于下機殼，則會出現(xiàn)圖6（b）的狀態(tài)。

經(jīng)過現(xiàn)場情況多次驗證分析，問題出在機殼溫升過高[11]引起機殼熱膨脹變形，使安裝在變形機殼上的軸承承受較大配合和安裝應力，造成軸承溫升高、振動大等現(xiàn)象。而風機出廠前的機械運轉(zhuǎn)試驗并未按滿負載工況試車，所以振動現(xiàn)象在剛出廠試車過程中并未顯露出來，加上現(xiàn)場實際運行壓力達到194.3kPa(A），使風機出口溫度進一步提升。

3 問題處理及結果

結合主機結構分析[12]后，為消除機殼受熱變形有兩種方案：方案1.機殼降溫；方案2.主機結構設計中，將軸承座與機殼分開，獨立支撐。

考慮方案1需要采用水冷，機組改動工作量大，且加大了用戶的運營成本。最終確定按照方案2執(zhí)行。我們以最快的速度將備用機組進行結構改造。主機改造后結構見圖7。

最終我們將備用機組的主機返廠改造，并在產(chǎn)品出廠前模擬現(xiàn)場溫升狀態(tài)進行出廠試驗，15個工作日內(nèi)將主機改造完畢。試車24小時，振動值一直維持在3.0mm/s以內(nèi)。

備用機組現(xiàn)場非常成功，公司將后面兩臺機組陸續(xù)返廠，按照預定方案逐一改造，用戶非常滿意。

4 結論

本次風機故障處理經(jīng)驗，對公司后期產(chǎn)品設計具有很強的借鑒意義。

首先軸承的設計，與蝸殼的溫度是相關的，蝸殼內(nèi)溫度過大，易發(fā)生振動問題；蝸殼外，溫度對軸承座影響較小。

其次，問題處理過程存檔、備查，在后期高壓力、高溫介質(zhì)機組劃分界線，統(tǒng)一采用分體式軸承箱結構。

再次，風機出廠前的試車，盡可能的模擬使用工況特性。通過以上措施可避免類似問題發(fā)生。

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：某用戶現(xiàn)場運行的多級低速離心鼓風機，主機本體溫度高，主機振動大的現(xiàn)象，通過故障排查找出振動原因是機殼受熱變形，導致軸承滾珠長期受到非正常的超負荷應力，引起軸承振動大，采用將軸承座與機殼分開，獨立支撐的解決方案，對機組進行改造，改造后，取得了滿意的效果。

多級低速離心鼓風機；焊接機殼；溫度高；振動

Analysis and Treatment of Vibration Fault Caused by Therm al Deform ation o f Vo lute in a Mu lti-stage Cen trifuga l Blower

Li Wan-xiang Lu qing-qin/Ke Da-Aer Turbo(AnhHui)CompressorCo.,Ltd

multi-stage low-speed centrifugal blower;welding volute;high temperature; vibration

TH442;TK05

A

1006-8155（2016）06-0077-04

10.16492/j.fjjs.2016.06.0045

2016-03-22安徽馬鞍山243000

Abstract:A multi-stage centrifugal blower exhibited vibration and high outlet temperatures during on site operation.The vibration was found to be caused by a change of the volute shape due to the high outlet temperature,which caused an over-load stress on the bearing such that vibration occurred.A transformation method was used separately for the supporting bearing pedestal and thevolutewith asatisfying result.