泵与风机运行注意问题

泵与风机运行中的几个问题

泵与风机的运行状况对电厂的安全、经济运行十分重要。目前泵与风机在运行中还存在不少问题，如运行效率偏低、振动、磨损等问题。近几年来，低效产品已逐步被较高效率的新产品所取代，并随着各种新型、高效调节装置的使用，运行效率已得到了大大改善。现仅就启动、运行、故障分析，特别是振动、磨损等方面的问题讨论如下：

一、泵的启动、运行及故障分析

（一）泵的启动

水泵启动前应先进行充水、暖泵、及启动前的检查等准备工作，然后才能启动。

1、充水

水泵在启动前，泵壳和吸水管内必须先充满水，这是因为在有空气存在的情况下，泵吸入口不能形成和保持足够的真空。

例如，为了在循环水泵的泵壳和吸水管内形成真空，在中央水泵房一般要附设专门用来抽空气的电动真空泵。靠近汽轮机房就地安装的循环水泵除装有一台电动真空泵外，还设有射汽抽气器或射水抽气器；而与大型火力发电厂的循环水泵配套的真空泵则常采用液环泵，亦称水环式真空泵，以便将泵内的空气抽出，形成真空使水泵充水。

对于高压锅炉给水泵，在其吸入口管的最高点或前置泵连接管的最高点，均设有能自动排除空气和气体的装置，以便在启动之前（经过检修或长期停运后）逐步向给水泵充水，排出泵内的空气。

2、暖泵

随着机组容量的增加，锅炉给水泵启动前暖泵已成为最重要的启动程序之一。这是因为：一方面，处于冷态下的给水泵，其内部存水及泵本身的温度等级都很低；另一方面，对于处于热态下的给水泵，无论其采用什么型式的轴端密封，均会有一些低温冷却水漏入泵内，若此时其出水阀密封性较差，特别是其逆止阀漏水，也会使一些低温水流入泵内。不同温度的水在泵内形成分层，上层为热水而下层为冷水，使泵受热不均，造成泵体上下温差。如果启动前暖泵不充分，启动后，给水泵将受到高温水的直接热冲击，造成热胀不均，加剧泵体的上下温差，使泵体产生拱背变形、漏水、泵内动静部分磨损甚至抱轴等事故。因此，锅炉给水泵无论是在冷态或热态下启动，在启动前都必须进行暖泵。暖泵方式分为正暖（低压暖泵）和倒暖（高压暖泵）两种形式，现以双壳体泵为例简述如下：

所谓正暖，是指暖泵用水取自水温较低的除氧器，暖泵水从给水泵的进口流入泵内，流过末级之后又经过内外壳体间的隔层流出。正暖方式的缺点：一是它不利于缩小泵壳体上、下部的温差，特别是在高压侧下部容易形成不流通的死区，不易使泵壳体受热均匀；二是不经济，当泵处于热备用时，暖泵水不断地排向地沟，造成浪费。

所谓倒暖，是指暖泵用水取自水温较高的压力母管，引进给水泵内外壳体间的夹层，再从给水泵的末级流向首级，最后由泵的进口流回除氧器。给水泵处于热备用状态时，常采用

倒暖方式。其优点是：暖泵水可以回收，避免了浪费；水泵壳体受热均匀，消除了高压侧下部不流通的死角区，缩小了泵壳体上下部的温差。

应该指出，暖泵方式及要求与整个泵组的结构型式有很大关系，各制造厂均有明确的规定和要求。暖泵时，应按照具体的暖泵规定进行；暖泵结束时，应注意泵的吸入口水温与泵体上任一测点温度的最大温差是否在允许的范围内。

3、启动前的检查

泵（一般由电动机驱动）启动前要进行全面的检查。首先，应检查泵及其配套的电气设备的检查工作是否完全结束。其次，要检查泵的转动部件是否完好，轴端密封、油环位置是否正确，轴承润滑油量是否充足，盘根是否合适，轴承冷却水是否畅通；给水泵润滑系统及其辅助设备是否符合启动条件，轴向位移指示器（机械式的或电子式的）是否符合要求，自动、手动再循环阀门是否开启，有条件时，使转子转动，检查泵体内部有无摩擦。此外，还应检查入口阀门是否开启等等。最后送上电源。

4、启动

启动可分为水泵大修后启动和正常启动两种。现以水泵大修后启动为例介绍如下： 水泵启动升速过程中应注意所有测压表、电流表等表计的读数，及电流表返回的时间和空负荷时电流表的读数，做好记录以备查考。检查水泵内部是否有不正常的声音或振动，盘根情况、轴向位移指示是否正常和符合规定等，然后停泵，注意惰走时间，核对是否和前一次大修后惰走时间一样，并做好记录以便查核分析。待该泵静止后，再次启动，一切正常后，开启出口阀门（离心泵），直到满足外界所需的流量和压强为止。水泵正常启动时，不做停泵和第二次启动。

对于强制润滑的给水泵，启动前，必须先启动油泵向各轴承供油。油系统运行十分钟之后再启动给水泵，以便排除油系统中的空气和杂质。

应该指出：启动时不允许水泵出口阀门长时间关闭运行，以免因泵内液体发生汽化，造成泵的部件汽蚀或高温变形损坏。

（二）运行

水泵在正常运行中，应定时观察并记录泵的进出口压强、电动机电流、电压及轴承温度等数据；如发现异常，应及时查明原因并加以消除；应经常检查轴承润滑情况和倾听轴承、填料箱、水泵各级泵室及密封处等主要部位内部声音，如发现声音异常应立即停机检查处理。

例如，对于火力发电厂的锅炉给水泵而言，在启动、升速及低负荷运行时，为使泵有一定的流量（最小流量是额定流量的25%~30%）通过，以保证其正常运行，应该开启给水泵的再循环阀门，多余的给水通过再循环阀门流至除氧器水箱内；给水泵在运行中还应注意观察平衡管中水的压强：一般情况下，该压强大于泵的入口压强30.4~81.0kPa左右，如过大应查找原因；此外，还要保持轴端密封水的清洁和压强的稳定，密封水的压强一般应比泵入口压强大50.7~101.3kPa。

离心泵在停泵前应先关闭出水阀，然后再停泵，这样可以减少振动，但要注意在关闭出

水阀后运转时间不能过长。停泵后水泵如处于备用状态，则出口阀门应关闭，其它阀门均应开启。而且应对冷却水、密封水的流量作适当地调整。

若是属于联动备用泵，除应具备正常备用状态外，出口阀门应在开启位置，该泵的润滑油系统应连续运行，联锁开关应放在“联动备用”位置上，给水母管低水压保护开关也应在“投入”位置。应特别注意的是，必须是一切联锁试验（其中包括低水压和相互联锁试验）运行良好后，方可作为联动备用泵，否则严禁作为联动备用。

若属于停运后检修的水泵，则应切断水源和电源，将泵壳内的水放净，并在操作电源开关上挂上“禁止操作”等字样的工作牌，以防误操作。

（三）故障分析

泵在运行中发生故障的原因很多，部位也不同，既可能发生在管路系统，也可能发生在水泵本身；还可能发生在原动机（电动机或汽轮机）以及水泵和原动机（电动机或汽轮机）的连接部位。水泵故障与制造安装工艺、检修水平、运行操作和维护方法是否合乎要求等因素密切相关。泵在运行中如发生故障，应仔细地分析原因，及时消除。离心泵在运行中常见的故障及其产生原因和消除方法列于表1。

表1 离心泵运行中常见的故障及其产生原因和消除方法

二、风机的启动、运行及故障分析

（一）启动

风机启动前应进行仔细检查：检查轴承是否有润滑油和轴承冷却水，是否畅通无阻；对联轴器及防护装置、地脚螺丝等部件必须仔细查看；检查风机吸入侧和压出侧档板或导流器的位置。离心式风机启动时，入口档板与出口档板应全部关闭，待启动达到额定转速后，再逐渐开启档板，调到所需的位置，以避免电动机因启动负荷过大而被烧毁的危险。风机每次大、小修后，要进行试运：启动风机后应先检查叶轮的转向是否正确、有无摩擦或碰撞，振动是否在允许范围内。若无异常现象，连续试运行2~3小时，检查轴承发热程度，当一切正常后，便可正式投入运行。

此外，由于锅炉引风机或高温通风机是按输送气体介质的温度（200℃或更高温度）来计算所需功率和选配电动机的，和常温下同容量的通风机相比功率小很多，对这类通风机的启动更要特别注意。因为在通风机启动前，气体介质的温度很难达到要求的工作温度，有时甚至需要通风机在常温下启动后，才能生炉加热。在这种情况下，对于离心式风机，除将风门全闭启动以外，还要注意电动机的超载情况。如果通风机工作时的气体温度和通风机启动时的气体温度相差很大，是否能够直接启动，须按当时实际情况决定。以避免电动机烧毁的危险。

（二）运行

在正常运行中，首先，主要是监视风机的电流，它是风机负荷及一些异常事故预报的标志，其次，要经常检查风机轴承的润滑油、冷却水是否畅通，轴瓦温度、轴承振动是否正常以及有无摩擦的声音等。

通风机厂家对轴承的温度有明确的规定。滚动轴承的温升一般不允许超过40℃，滚动轴承的表面温度不允许超过70℃。实践证明，滚动轴承正常工作时，无论是轴承温升或轴承表面温度，在常温下工作都不会很高。如果轴承温升达到40℃或轴承表面温度达到70℃

时，说明滚动轴承内部已经有了问题，应停机检查；如继续运行，可能引起事故。此外，在运行监视中，还应考虑到用温度计测量时，存在所测出的轴承表现温度比轴承内部的实际温度要低5~10℃的测量误差的影响。

（三）故障分析

风机运行中常见的故障及其产生原因和消除方法列于表2。

表2 风机运行中常见的故障及其产生原因和消除方法

三、 泵与风机的振动

泵与风机的振动现象是运行中常见的故障，严重时将危及泵与风机的安全运行，甚至会影响到整个机组的正常运行。随着机组容量的日趋大型化，其振动问题亦变得尤为突出。鉴于引起泵与风机振动原因的复杂性及易于察觉的特点，通常将泵与风机的振动分为机械原因引起的振动、流体流动引起的振动以及由原动机引起的振动三类，具体分析如下。

（一）机械原因引起的振动

1．转子质量不平衡引起的振动

在现场发现的泵与风机的振动原因中，属于转子质量不平衡的振动占多数，其特征是振幅不随机组负荷大小及吸水压头的高低而变化，而是与该泵与风机转速的高低有关，振动频率和转数一致。造成转子质量不平衡的原因很多，例如运行中叶轮叶片的局部腐蚀或磨损；叶片表面不均匀积灰或有附着物（如铁锈）；翼型风机叶片局部磨穿进入飞灰；轴与密封圈发生强烈的摩擦，产生局部高温使轴弯曲；叶轮上的平衡块重量与位置不对，或位置移动，或检修后未找平衡等，均会产生剧烈振动。为保证转子质量平衡，对高转速泵与风机必须分别进行静、动平衡试验。

2．转子中心不正引起的振动

如果泵与风机联轴器不同心，接合面不平行度达不到安装要求（机械加工精度差或安装不合要求），就会使联轴器间隙随轴旋转而忽大忽小，因而发生和质量不平衡一样的周期性强迫振动，其频率和转速成倍数关系，振幅随泵与风机轴与电动机轴的偏心距大小而变。造成转子中心不正的主要原因是：泵与风机安装或检修后找中心不正；暖泵不充分造成温差使泵体变形，从而使中心不正；设计或布置管路不合理，其管路本身重量或膨胀推力使轴心错位；以及轴承架刚性不好或轴承磨损等。

3．转子的临界转速引起的振动

当转子的转速逐渐增加并接近泵与风机转子的固有振动频率时，泵与风机就会猛烈地振动起来，转速低于或高于这一转速时，就能平稳地工作。通常把泵与风机发生这种振动时的转速称为临界转速n c ，泵与风机的工作转速不能与临界转速相重合、相接近或成倍数，否则将发生共振现象而使泵与风机遭到破坏。

泵与风机的工作转速低于第一临界转速的轴称为刚性轴，高于第一临界转速的轴称为柔性轴，泵与风机的轴多采用刚性轴，以利于扩大调速范围；但随着泵的尺寸的增加或为多级泵时，泵的工作转速则经常高于第一临界转速，一般是柔性轴。

4．油膜振荡引起的振动

滑动轴承里的润滑油膜在一定的条件下也能迫使转轴作自激振动，称为油膜振荡。高速给水泵的滑动轴承，属于高速轻载轴承，这类轴承在运行中必然有一个偏心度，当轴颈在运转中失去稳定后，轴颈不仅围绕自己的中心高度旋转，而且轴颈中心本身还将绕一个平衡点涡动，涡动的方向与转子的旋转方向相同，轴颈中心的涡动频率约等于转子转速的一半，所以称为半速涡动。如果在运行中半速涡动的频率恰好等于转子的临界转速，则半速涡动的

振幅因共振而急剧增大。这时转子除半速涡动外，还发生忽大忽小的频发性瞬时抖动，这种现象就是油膜振荡。显然，柔性转子在运行时才可能产生油膜振荡。消除的方法是使泵轴的临界转速大于工作转速的一半，现场中常常是改轴瓦，如选择适当的轴承长径比，合理的油楔和油膜刚度以及降低润滑油粘度等。

5．动、静部件之间的摩擦引起振动

若由热应力而造成泵体变形过大或泵轴弯曲，及其它原因使转动部分与静止部分接触发生摩擦，则摩擦力作用方向与轴旋转方向相反，对转轴有阻碍作用，有时使轴剧烈偏转而产生振动。这种振动是自激振动与转速无关，其频率等于转子的临界速度。

6．基础不良或地脚螺栓松动

基础下沉，基础或机座（泵座）的刚度不够或安装不牢固等均会引起振动。例如泵与风机基础混凝土底座打得不够坚实，其地脚螺栓安装不牢固，则其基础的固有频率与某些不平衡激振力频率相重合时，就有可能产生共振。解决的方法是加固基础，紧固地脚螺栓。

7．平衡盘设计不良引起的振动

多级离心泵的平衡盘设计不良亦会引起泵组的振动。例如平衡盘本身的稳定性差，当工况变动后，平衡盘失去稳定，会产生左右较大的窜动，造成泵轴有规则的振动，同时动盘与静盘产生碰磨。增加平衡盘稳定性的方法有：调整轴向间隙和径向间隙的数值；在平衡座上增开方形螺纹槽稳定平衡盘前水室的压强；调整平衡盘内外径的尺寸等。

（二）流体流动引起的振动

1. 水力振动

水力振动主要是由于泵内或管路系统中流体流动不正常而引起的，它即与泵及管路系统的设计、制造优劣有关，也与运行工况有关，且主要因水力冲击和水泵汽蚀引起。其中，水泵汽蚀产生的原因及其防止措施已在第二章中阐述，现以给水泵为例，仅讨论因水力冲击而引起的水泵振动，

由于给水泵叶片涡流脱离的尾迹要持续一段很长的距离，在动静部分产生干涉现象，当给水由叶轮叶片外端经过导叶和蜗舌时，就要产生水力冲击，形成有一定频率的周期性压强脉动，它传给泵体、管路和基础，引起振动和噪音。若各级动叶和导叶组装位置均在同一方向，则各级叶轮叶片通过导叶头部时的水力冲击将叠加起来，引起振动。这种振动的频率为：

f =zn /60（Hz ）

式中 z ——叶片数；

n ——转速，r/min。

如果这个频率与泵本身或管路的固有频率相重合，将产生共振，问题就更严重。防止措施是：适当增加叶轮直径与导叶或泵壳与舌之间的距离，或者变更流道的型线，以缓和冲击和减小振幅；组装时将各级的动叶出口边相对于导叶头部按一定节距错开，不要互相重叠，以免水力冲击的叠加并减小压强的脉动。

2． 旋转脱流引起振动

泵与风机进入不稳定工况区运行，其叶片上将产生旋转脱流，可能使叶片发生共振，造成叶片疲劳断裂。现以轴流式风机为例说明旋转脱流及其引起的振动。当风机处于正常工况

运行时，冲角等于零或小于临界冲角，而绕翼型的气流保持

其流线形状，如图1（a ）所示。当气流与叶片进口形成正冲

角时，随着冲角的增大，在叶片后缘点附近产生涡流，而且

气流开始从上表面分离。当冲角超过某一临界值时，气流在

叶片背部的流动遭到破坏，升力减小，阻力却急剧增加，如

图1（b ）所示。这种现象称为“脱流”或“失速”。如果脱流

图1 叶片的正常工况

和脱流工况 现象发生在风机的叶道内，则脱流将对叶道造成阻塞，使叶道内的阻力增大，同时风压也随之而迅速降低。 风机的叶片由于加工及安装等原因不可能有完全相同的形状和安装角，同时流体的来流流向也不会完全均匀。因此，当运行工况变化而使流动方向

发生偏离时，

在各个叶片进口的冲角就不可能完全相同。随着流量的减小，如果某一叶片进

口处的冲角达到临界值时，就首先在该叶片上发生脱流，而不

会所有叶片都同时发生脱流。在图2中，假设在叶道2首先由

于脱流而出现气流阻塞现象，叶道受阻塞后，通过的流量减少，

图2 动叶中旋转

脱流的形成 在该叶道前形成低速停滞区，于是原来进入叶道2的气流只能分流进入叶道1和叶道3。这两股分流来的气流又与原来进入叶道1和叶道3的气流汇合，从而改变了原来进入叶道1和叶道3的气流方向，使流入叶道1的气流冲角减小，而流入叶道3的冲角增大。因此，分流的结果将使叶道1下部叶片的绕流情况有所改善，脱流的可能性减小，甚至消失；而叶道3下部叶片却因冲角增大而促使其发生脱流。叶道3内发生脱流后又形成阻塞，使叶道3前的气流发生分流，其结果又促使叶道4内发生脱流和阻塞。这种现象继续进行下去，使脱流现象所造成的阻塞区沿着与叶轮旋转相反的方向移动。实验表明，脱流传播的相对速度ω'远小于叶轮本身旋转角速度ω 。因此，在绝对运动中，可以观察到脱流区以（ω -ω'）的速度旋转，方向与叶轮转向相同，此种现象称之为“旋转脱流”或“旋转失速”。

风机进入不稳定工况区运行时，叶轮内将产生一个到数个旋转脱流区，叶片依次经过脱流区要受到交变应力的作用，这种交变应力会使叶片产生疲劳。叶片每经过一次脱流区将受到一次激振力的作用，此激振力的作用频率与旋转脱流的转速及脱流区的数目成正比。如果这一激振力的作用频率与叶片的固有频率成整数倍关系，或者等于、或接近于叶片的固有频率时，叶片将发生共振。此时，叶片的动应力显著增加，甚至可达数十倍以上，使叶片产生断裂。一旦有一个叶片疲劳断裂，就有可能将全部叶片打断。因此，应尽量避免泵与风机在不稳定工况区运行。

3． 喘振

若具有驼峰型性能曲线的泵与风机在不稳定区域内运行，且管路系统中的容量又很大时，

则泵与风机的流量、能头和轴功率会在瞬间内发生很大的周期性波动，引起剧烈的振动和噪声，这种现象称为“喘振”或“飞动”现象。现以风机为例，说明喘振产生的原因。

当风机在如图3所示的大容量管路系统中运行，且工况点落在如图4所示的全压性能曲线最高点（K 点）左侧的区域时，风机将出现不稳定运行，具体分析如下。

风机启动后，运行工况可通过调节其出口

管路上的阀门F （图3）的开度来实现。若管

路系统所需流量为q V A ，由于q V A 大于不稳定

工作区域的临界流量q V K ，则适当调节阀门F 图3 大容量管路系统 的开度，可使风机与管路系统处于稳定的能量供求平衡状态，此时，相应的运行工况点为A 。若管路系统所需流量为q V M ＜q V K ，理论上，可进一步减小阀门F 的开度，使管路系统性能

曲线变陡，从而使风机与管路系统在运行工况点M

处重新达到能量供求平衡状态。但实际上，由于q V M

＜q V K ，风机不可能在M 点稳定运行。这是因为：当

阀门F 的开度在瞬间减小到所需求的开度后，管路

系统阻力瞬间增大，为克服瞬间增大的管路系统阻

力，致使风机的输出流量逐渐减少，而其所提供的

全压逐渐增大，即运行工况点由A 点沿全压性能曲

图4 喘振现象

线逐渐向左上方移动至K 点；在这一渐变的过程中，

风机的输出流量始终大于管路系统实际所需求的流量q V M ，富裕的流量致使气体在大容量管路系统中不断积聚，产生压缩效应，导致积聚在管路系统中的气体压强不断升高；当运行工况点移至K 点时，管路系统中所积聚的气体压强已升高到远大于风机所产生的全压，此时，风机在瞬间完全停止向管路系统输送气体，在很大的逆向压强差的作用下，积聚在管路系统中的气体迅即倒流至风机入口而出现较大的负流量，即运行工况点由K 点迅速跳到第二象限内的C 点；由于倒流和阀门F 处的出流，产生膨胀效应，导致积聚在管路系统中的气体压强迅速下降，逆向压强差也迅速下降，又由于流体具有惯性，因此，负的输出流量将逐渐减少，相应的全压也逐渐减小，即运行工况点由C 点沿全压性能曲线逐渐向右下方移动至D 点；在这一渐变的过程中，由于风机所提供的全压衰减速度远小于积聚在管路系统中气体压强的衰减速度，当运行工况点移至D 点时，管路系统已处于真空状态，而风机所产生的全压仍然较大；于是，在较大的风机全压的作用下，风机在瞬间向管路系统输送气体，出现较大的流量，即运行工况点由D 点迅速跳至E 点；若管路系统所需流量仍为q V M ，则此时风机所提供的全压仍不能克服较大的管路系统阻力，因此，风机的运行工况点将由E 点滑向K 点；此后，风机的运行将会周而复始地按E 、K 、C 、D 、E 各点重复循环，而其运行工况点却始终落不到M 点上，这种不稳定的运行工况即为喘振现象。如果喘振频率与风机及其管路系统的固有频率合拍，将引发共振，常造成泵与风机及其管路系统的损坏，必须设法防止。

防止喘振的措施：

（1）使泵与风机的流量恒大于q V K. 。如果系统中所需要的流量小于q V K 时，可装设再循环管或自动排出阀门，使泵与风机的排出流量恒大于q V K. 。

（2）如果管路系统性能曲线不通过坐标原点时，改变风机的转速，也可得到稳定的运行工况；通过风机各种转速下性能曲线中最高全压点的相似抛物线，将风机的性能曲线分割为两部分，右边为稳定工况区，左边为不稳定工况区。

（3）对轴流式泵与风机可采用动叶调节。当系统需要的流量减小时，则减小其动叶安装角，性能曲线下移，临界点向左下方移动，输出流量也相应变小。

（4）最根本的措施是尽量避免采用具有驼峰型性能曲线的泵与风机，而应采用性能曲线平直向下倾斜的泵与风机。

上述介绍的旋转脱流与喘振现象是两种不同的概念，旋转脱流是叶片结构特性造成的一种流体动力现象，它的一些基本特性（例如脱流区的旋转速度、脱流的起始点、消失点等）都有其自己的规律，不受泵与风机管路系统的容量和形状的影响。

喘振是泵与风机性能与管路系统耦合后振荡特性的一种表现形式，它的振幅、频率等基本特性受泵与风机及其管路系统容量的支配，其流量、能头和轴功率的波动是由不稳定工况区造成的。但是，试验研究表明，喘振现象总是与叶道内气流的旋转脱流密切相关，而冲角的增大也与流量的减小有关。所以，在出现喘振的不稳定工况区内必定会出现旋转脱流。

（三）原动机引起的振动

驱动泵与风机的各种原动机由于本身的特点，亦会产生振动。例如，锅炉给水泵由小汽轮机驱动，而汽轮机作为流体动力机械本身亦有各种振动问题，详见有关汽轮机振动方面的资料。若泵与风机由电动机驱动，则电动机亦会因电磁力引起振动，具体可归纳为：

（1）磁场不平衡引起的振动。泵与风机运行中，当电动机一相绕组突然发生断路时，即电动机各相电源磁场不平衡时，定子会因受到变化的电磁力的作用而振动。此时电动机还会继续转动，其它两相电流增大，电动机发出嗡嗡声，其振动频率为转速乘以极数，若这种振动与定子机架固有频率相同，则会产生强烈的振动。

此外，由于电源电压不稳、转子在定子的偏心和气隙不均匀等原因都会发生由于磁场不平衡而引起的振动。

（2）鼠笼式电动机转子笼条断裂引起的振动。在鼠笼式电动机转子的笼条或端环断裂时，如果断裂的笼条超过整个转子槽数的1/ 7，电动机会发出嗡嗡声，机身会剧烈振动，此时若加上负荷，电动机转速会降低，转子发热，断裂处可能产生火花，电动机不能安全运转，甚至会突然停下来。

（3）电动机铁芯硅钢片过松而引起的振动。电动机铁芯硅钢片叠合过松会引起电动机振动，同时产生噪声。

不同振动频率时产生振动的可能原因汇总于表3，以便读者查找分析。

表3 产 生 振 动 可 能 的 原 因

注 1．有关轴承的振动问题：低稳定型轴承，过大的轴承间隙，轴瓦松动，油内有杂质，油性质(粘度，温度) 不良，因空气

或流程液使油起泡，润滑不良，轴承损坏。

2．有关密封装置问题：间隙过大，护圈松动，间隙太紧，密封磨损。

3．有关机组设计问题：临界转速，连接套松动，热梯度(温差) ，轴不同心，支承刚度不够，支座或支承共振，壳体变形，

推力轴承或平衡盘缺陷，不平衡，联轴器不平衡，轴弯曲，不良的收缩配合。

4．有关系统的问题：扭转临界振动，支座共振，基础共振，不对中心，管路载荷过大，齿轮啮合不精确或磨损，管路机

械共振。

5．有关系统流动问题：脉动，涡流，管壳共振，流动面积不足，NPSH a 不足，声音共振，汽蚀。 四、 风机的磨损

火力发电厂的引风机设置在除尘器之后，但由于除尘器并不能把烟气中全部固体微粒除去，因此，剩余的固体微粒将随烟气一起进入引风机。这些剩余的固体微粒经常冲击叶片和机壳表面引起引风机磨损；同时也会沉积在引风机叶片上。由于磨损和积灰是不均匀的，从而破坏了风机的动静平衡，引起风机振动，甚至迫使锅炉停止运行。与引风机比较，制粉系统中的排粉风机的工作条件更差，其磨损也更为严重。

1． 风机的磨损部位及影响因素

风机叶片型式对磨损的程度、部位有直接影响。表4所示为叶片型式与叶片耐磨程度的关系。从表中可以看出，从耐磨角度考虑，排尘风机以采用径向直板叶片为宜。

表4 叶 片 型 式 与 磨 损 的 关 系

叶片为后向式机翼型风机用于引风机和排粉风机时的磨损情况，如图5所示。其严重磨损部位在靠近后盘一侧的出口端和叶片头部，叶片头部磨损后，叶片空腔中极易进煤灰，从而破坏了转子的动静平衡而引起振动。后向式直板叶片引风机的磨损情况，如图6所示。其磨损部位在叶片出口靠中盘一侧。

图5 后向式机翼型叶片磨损部位 图6 后向式直板叶片磨损补焊部位

（a ）第一次补焊；（b ）第二次补焊

风机的进风口型式对叶轮磨损部位也有明显的影响。例如7-5.23（29）型排粉风机，装有普通圆柱形进风口时，磨损部位如图7所示；当改装为喇叭型进风口后，叶片进口磨损变为均匀，如图8所示。

图 7 7-5.23（29）型排粉风机装有 图8 7-5.23（29）型排粉风机装有

普通圆柱形进风口时的磨损部位 喇叭型进风口时叶片磨损情况

（a ）进口磨损；（b ）出口磨损；（c ）根部磨损

风机输送的气体中所含微粒的硬度、

形状和大小对磨损的程度有直接影响。

风机的磨损是由微粒对金属的撞击和擦伤两种作用构成的。在大量微粒的连续打击下，金属表面逐渐形成一个塑性变形的薄层而被破坏脱落，坚硬微粒的影响如同锉刀在工件上锉削一样。因此，微粒硬度越高，风机中的流道壁面被磨损得就越快。微粒对流道部件的磨损不仅取决于流道部件的硬度，而且还与微粒的几何形状和大小有关。我们知道，具有棱锥或其它刃尖凸出表面形状的物体，要比具有球形表面的物体对金属的磨损严重。

风机的磨损速度随磨损部件材料的硬度增加而减小。但是耐磨性不仅取决于它的硬度，而且还与它的成分有关。例如经热处理的各种不同成分的钢，虽然具有相同的硬度，但却有不同的耐磨性。碳钢在通过淬火提高硬度的同时，耐磨性也有所提高，但是不成正比。如

40号碳钢淬火后，其硬度由HV168增加到HV730；尽管硬度增加了3.5倍，但其耐磨性却仅增加69%。由此可见，要提高材料的耐磨性，既要提高材料硬度，也要选用耐磨材料。 此外，有关资料表明：排粉风机的实际使用寿命（与磨损密切相关）与输送气体中所含微粒的浓度成正比；与圆周速度的三次方成正比。

2．防磨措施

引风机和排粉风机的磨损影响锅炉的安全运行。因此，在风机设计制造和使用中应采取防磨措施，以提高其使用寿命。可采用的措施主要有下述几种：

（1）在风机叶片容易磨损部位，用等离子喷镀一定厚度的硬质合金层，或堆焊硬质合金（如高碳铬锰钢等硬质合金）。

（2）叶片渗碳是提高材料表面硬度、减轻磨损的一个有效措施。渗碳使金属表面形成硬而耐磨的碳化铁层，同时保持钢材内部柔韧性。如某电厂对引风机叶片进行渗碳处理后，叶片表面硬度可达到洛氏硬度50以上，磨损速度由过去每月1mm 减小到0.1mm ，使用寿命延长10倍。

（3）选择合理的叶型以减少积灰和振动，如采用5-8. 7（48）及6-5. 4（30）等后向直板型叶片代替机翼型叶片。其结构简单，便于维修，效率也可达85%左右。

（4）风机机壳可采用铸石作为防磨衬板，其耐磨性比金属衬板高几倍，甚至几十倍。 除上述方法外，对除尘器加强日常维护和管理以提高除尘效率，对锅炉加强燃烧调整，改善煤粉细度，降低飞灰可燃物以及降低风机转速等，都会延长风机的使用寿命。