摘要：分析了离心通风机调节机构存在的问题，提出了符合实际情况的改造措施，改造后实际运行效果良好。 离心式通风机简介 离心式通风机结构布置见图1。                   2 风机存在的问题 双辽发电厂有4台图1所示离心式通风机，自投入运行以来，风机进口调节机构故障频繁,增加了设备维护工作量,严重影响了风机运行的经济性及安全性,现将问题总结如下。 （1）启动时，风机进口调节挡板关不严，风机带负荷启动，启动电流高，电耗高，也易烧损电机。 （2）风机高负荷运行时进口挡板开不到位，节流损失增大，风机出力不足，导致送风机风量无法满足炉膛燃烧要求，炉膛氧量过低，燃烧效率降低。 （3）低负荷运行时，挡板关不到位，风机负荷减不下来，炉膛氧量过大，送、引风做了不必要的功，增加了不必要的电耗。 （4）调节滚轮易脱离调节转筒上的滑道，从而失去调节作用。 （5）调节中，挡板运动阻力大，动作不连续，风量及电流变化不连续，电流最大可突增、突减10A。 3 原因分析 3.1 偏心挡板运动阻力大 本型号风机单台两侧共有30块偏心挡板，每块挡板外端侧挡板轴都由一个独立的调节臂控制，调节臂端侧由长度可调的关节轴承铰链连接在调节转筒上，调节转筒由调节连杆与执行器连接（改造前见图2）。在调节过程中各偏心力产生的扭矩与执行机构产生的调节扭矩相反，阻碍挡板开启，这是影响挡板调整的灵活性及挡板开、关不到位的主要原因。 3.2 挡板轴承运动阻力大 本风机挡板原设计轴承为滑动摩擦式自润滑轴承，共有60套。该轴承完全裸露在烟气中，容易进灰，因此挡板运动阻力大，这是挡板动作不连续、不灵活的原因；也是挡板开、关不到位的原因。 3.3 调节转筒运动效果不好 本风机挡板调节转筒设计上应当与风机主轴具有较高的同心度，但由于在其圆周上起固定和传动作用的8个滚轮存在设计上的缺陷，根本无法将调节转筒定位，在力的作用下致使调节转筒的中心偏离风机主轴中心，调节转筒的运动方式既有转动，又有起负面效果的平面运动方式，挡板调整的盲区大，这也是挡板开关不到位的原因之一。 3.4 调节转筒传动及定位滚轮效果不佳 本风机调节转筒传动及定位滚轮设计有8个，滚轮在调节转筒的滑道上滚动，但滚轮轴与滚轮之间的运动方式为滑动，摩擦力很大，这是挡板调节阻力大的又一原因。另外，滚轮轴悬挂滚轮后，设计成单侧支撑式，由于滚轮轴刚度及强度有限，在调节转筒的重力及调节力的作用下，滚轮轴易发生弯曲，致使滚轮脱离调节转筒滑道或偏离主轴中心，调节作用削弱或失去。 3.5 各挡板位置不一致 这主要体现在挡板的全关位上，在挡板调节指令处于全关位时，大部分挡板已经关闭或接近于关闭，但个别挡板还有很大开度。因此各挡板位置不同步，是挡板关不严，风机启动电流大的原因之一。 4 技术改造方法 保持调节机构各部与进气箱、集流器的安装位置及各挡板调节臂行程不变，对引风机进口调节器进行现场局部改造，主要改造以下几个部分。 （1）对调节挡板进行改造：将原有的不对称结构挡板改为轴线中心对称结构挡板，调节叶片数目不变，使叶片受力均匀且便于调节。增加挡板的厚度，采用耐磨材料，增强挡板的抗扭矩的作用。 （2）对挡板轴端部固定轴承进行改造：由原来的自润滑轴承改为带防尘盖具有球面座的径向球轴承，并采用固定轴承座，以提高调节器的灵活性及轴承自身的强度，减小调节摩擦阻力，提高轴承的运转可靠性。 （3）对调节转筒与滚轮进行改造：重新设计滚轮结构、尺寸，在滚轮与滚轮轴间加滚动轴承传动，变滑动摩擦为滚动摩擦；改滚轮支撑方式为双支撑式，增加稳定性及刚性；重新调整调节转筒中心与主轴中心一致并定位（见图3）。 （4）现场重新校定各挡板开度，使其开度一致，并使调节指示器显示与实际开度一致（调节机构结构总见图4）。 5 运行效果检查 (1)经改造后，挡板调节灵活、无卡涩现象，开度可在０％～100％之间自由调节，就地实际开度与DCS指示一致。 (2)消除了以往运行调整中电流及风量由不变到突然急剧变化的现象，调整中风量及电流变化均匀，满足了风机在各负荷的调整要求。 (3)调节转筒运动效果良好，无调节滚轮脱轨、滚轮轴弯曲等现象的发生，减少了维护量，提高了运行安全性。执行机构调节轻便，指示器与实际开度保持同步一致。 (4)风机启动电流大辐降低,节省了电耗，保证了电机安全运行，提高电机使用寿命。

摘要：通过对Y4-73№16D型引风机故障进行振动频谱分析及解体检查，发现叶片开裂导致转子失衡，经采取相应措施，解决了振动问题。 0 引言 我厂发电车间35/h燃煤锅炉引风机系Y4-73№16D型风机，风量为96631m3/h，风压为2283Pa，工作转速为960/min。自2006年2月以来该风机故障频繁，表现为机座振动过大，地脚螺栓经常被振松动，导致弹性套柱销联轴器对中不好，电机振动加剧，严重影响其安全运行，当时采取的措施是清除叶轮表面的粘结物和做简单的静平衡，但效果并不好。经4月初对该风机做了全面测试，在此基础上分析振动的原因是轴承故障和转子不平衡，后经过更换轴承和叶轮，风机轴承的振动均在30μm以下，振动达到优良水平。  设备工况及结构简介 锅炉型号为WGZ35/3.82-18，设计排烟温度为142℃，设计燃料成分为大同煤70%，平顶山煤30%，煤粉细度为200目（筛上=15%）。配套引风机的转子系统由一个装有12个叶片的叶轮和一根细长轴组成，它由两个径向支撑轴承呈悬臂式支撑，轴承型号为22326（调心滚子轴承），引风机轴通过弹性套柱销联轴器与电机相连。 振动情况及振动测试数据初步分析 测量的振动数据见表1，其振动频谱见图2。 表1 解体前引风机测振记录                    μm                                                                               时间 1#轴承垂直振动 1#轴承水平振动 2#轴承垂直振动 2#轴承水平振动 基频 通频 基频 通频 基频 通频 基频 通频 9：00 91∠175° 109 171∠204° 190 28∠278° 38 44∠219° 53 9：10 88∠184° 103 165∠201° 192 27∠278° 38 41∠217° 54 9：15 92∠180° 113 169∠205° 195 29∠278° 37 42∠215° 53 由表1看出，2#轴承水平振动稍大，而1#轴承水平振动严重超标。根据频谱分析，1#轴承振动主要以基频分量为主，说明引风机转子存在一定的质量不平衡[1]，同时，振动频谱上存在一定的2&imes;~6&imes;高频振动分量，说明轴承存在摩擦或紧力不足现象。 振动处理过程 由于引风机转子存在一定的不平衡质量，首先进行了转子的动平衡处理。但在现场欲加重测试计算分析中，发现风机停运重新启动后计算应加质量位置漂移，而且振动恢复不到原始的振动水平（1#轴承垂直和水平振动基频分量的振动相位与原始值相比均变化160°~190°）。因此，判断引风机的轴承可能存在故障。     此外，做引风机轴承温度的运行记录，运行约10min，1#轴承温度由26℃升至53℃，2#轴承温度由26℃升至49℃。据厂家介绍，该轴承温度在稳定之前温升大约每5min3℃才正常，这也说明引风机轴承存在一定的问题。故决定解体引风机，检查轴承和转子。     打开风筒，解体引风机转子和轴承后发现存在以下问题： （1）6个叶片有冲刷磨伤痕迹，其中4个损伤较重，叶片底部包边开裂，导致叶片内存积了一些细烟灰（叶片形式：后弯机翼型叶片，中间是空心）； （2）整流罩圆周约60°的局部范围有冲刷磨痕，深度为0.2~0.4mm； （3）1#轴承间隙偏大，转轴转动时轴承有响声；   （4）2#轴承游隙偏大，转轴转动时轴承内圈跟着转动，但滚子滚动不畅，滚子在其轴承保持架内较松； （5）1#和2#轴承的轴承位均有不同程度地跑外圈痕迹，经做紧力测试，分别有0.03mm和0.02mm的顶间隙。 针对上述检查情况，将叶片结构改为单层钢板直叶片，更换了1#、2#轴承，且在1#、2#轴承顶部加上了合适的不锈钢垫片，使其各自保持紧力为0.02~0.03mm。考虑到有磨痕的整流罩损伤不是特别严重，加之目前没有备件，故没有更换。 6月28日，更换叶轮和轴承后引风机转子复位试车，对引风机进行了再次测振，测量的振动数据见表2。 表2 检修后引风机测振记录  μm 时间 1#轴承水平振动 2#轴承水平振动 基频 通频 基频 通频 9：00 26∠275° 30 21∠274° 25 9：10 25∠281° 29 20∠271° 24 9：15 25∠285° 29 21∠278° 25 轴承温度也做了运行记录，引风机运行1.5h两轴承温度由26℃升至43℃后稳定。第二天将引风机停运重启后测量数据和前一天的测量数据基本一致。至此，引风机振动偏大故障得以解决。 振动原因分析 从上述分析和处理过程看出，引风机振动较大的原因是其轴承出现故障和转子存在一定的 不平衡。由于实际运行中，系统除尘装置效率不高，锅炉排烟烟气内颗粒悬浮物浓度的增加导致叶片磨损的加剧，而原叶轮叶片结构形式为后弯机翼型，当包边在长期烟灰的冲刷下开裂时，一部分细颗粒烟灰进入叶片内腔，这是造成引风机存在一定不平衡的主要原因。更换成后弯直叶片型叶轮后，可有效杜绝同类故障的再次发生。    而1#、2#轴承间隙偏大影响轴承正常工作的原因，是因为该引风机长期运行期间振动一直偏大，过大的振动可能使得轴承部件振松、间隙变大。轴承故障反过来使振动继续增大，形成恶性循环。