燃氣輪機聯(lián)軸器裂紋振動故障案例分析

1、燃氣輪機軸系和測點情況

某電廠PG9171E燃機，GE公司生產，日開夜停調峰機組，右側排氣，機組停機熄火轉速為25%，投產至故障發(fā)生時已運行15年。機組順氣流方向依次壓氣機、透平、聯(lián)軸器、發(fā)電機排列，共5個軸承，軸系總長，其中1#、2#軸為橢圓瓦，3#、4#、5#軸為可傾瓦結構，機組各軸瓦測點送MAKVIE作為機組主保護，12.7mm/s報警，高高報警值為25.4mm/s，其中，1#軸瓦振在輪控盤上測點為BB1和BB2，2#瓦為BB3，3#瓦為BB4和BB5，發(fā)電機為4#瓦BB10和BB11，5#瓦為BB12。軸振測點8個送本特利3500作為就地燃機的輔助監(jiān)視用，不參與任何主保護，1#瓦、3#、#4瓦、5#瓦各安裝2個測點。軸系和測點布置如圖所示。聯(lián)軸器為5#燃機與發(fā)電機之間的連軸器，總長度3.6米，重量2.6噸，中空結構，發(fā)電機側靠背輪14個螺栓，燃機側16個螺栓，采用液壓拉伸緊固。

2、振動現(xiàn)象

在發(fā)生振動故障前，機組啟動和并網運行過程中各軸瓦振動良好（見下圖）。    

12月23日晚上，機組停機解列后轉速下降至2600r/min左右時，3#瓦振逐步變大（見表1），其他軸承瓦振未見增大趨勢。隨著機組繼續(xù)日開夜停運行，3#軸瓦在停機2600轉速左右時瓦振增大明顯，1月4日晚解列后，3#瓦振瞬間高達26mm/s引起機組直接跳機，1月5日停機時到23mm/s，之后機組3#瓦振基本維持在23mm/s左右，臨近機組保護值，其他軸瓦振動依然不變。根據振動頻譜分析，3#軸瓦振最大時，瓦振以二倍頻振動為主，二倍頻振動值是一倍頻的3倍。3#軸瓦振最大26mm/時，3#軸軸振很小只有30μm，相連4#軸軸振最大154μm，4#軸瓦振很小只有3mm/s，各軸軸振值(見表2)。

機組在停機2600轉速時，3#軸瓦振（見下圖）最大時，瓦振以二倍頻為主，但此時3#軸軸

振并不是停機過程中最大振動值，僅有一個小跳變（見圖4），頻譜分析振動值增量也以二倍頻分量為主。3#軸軸振最大時，如下圖所示，2100轉速時軸振最大時，3#瓦振值并沒有明顯變化，瓦振并不高，二倍頻也未出現(xiàn)階躍跳變。               

3、振動分析

振動高值出現(xiàn)在機組解列停機后，在機組正常運行時，各軸承振動良好，振動出現(xiàn)時的轉速并非機組正常臨界轉速，首先，對振動真實性進行排查，通過就地實測與遠傳信號比對，排除了測量系統(tǒng)故障；核對停機后機組參數(shù)變化趨勢，3#軸承腔室溫度、天然氣燃料控制參數(shù)、進氣濾網差壓、壓氣機進氣角度、潤滑油油溫、潤滑油油壓、軸承軸瓦金屬溫度、軸承出油溫度等參數(shù)，同時，比對機組在非正常停機，即100%轉速下直接熄火停機，與機組正常停機轉速下降至25%才熄火停機時各振動情況，發(fā)現(xiàn)各軸承的瓦振、軸振在兩種停機方式下重合，機組轉速下降到2600轉左右時同樣出現(xiàn)峰值，不存在因運行控制參數(shù)異常造成機組振動，機組是否在燃燒與振動產生無任何關系。通過幾次開停機試驗，發(fā)現(xiàn)振動均在2600左右出現(xiàn)振動，幾次振動頻譜數(shù)據采集振動重復性很好，所以排除了動靜摩擦引起的振動原因。

3#軸軸振與瓦振從哪里來？他們之間的關系是什么？誰是首出，主因在哪兒？由于在瓦振最大時，軸振有小跳變，而軸振最大時，瓦振并沒有產生明顯振動，存在矛盾情況，所以需要逐一排查振動因素。瓦振作為機組的主保護測點，其原因相對容易排查，所以排查中先假設了瓦振引起了相連軸振，經過詳細分析，瓦振可能產生因素，如若軸瓦油膜震蕩、磨瓦、質量不平衡等因素，均是產生半倍頻或一倍頻振動，而本次振動頻率為二倍頻，且在運行中各潤滑油溫和軸承金屬溫度均正常，所以首先排除了油膜失穩(wěn)、軸瓦磨損、質量不平衡等幾種因素；3#軸瓦為固定式一體式可傾瓦，機組在帶負荷運行時振動良好，對3#軸承座進行全面機務檢查和增加額外測點檢查，檢查結果也未發(fā)現(xiàn)任何異常，軸承座各安裝螺栓緊固完好和底座支撐良好，轉子中心運行軌跡與同類型機組比較后，也未見異常，也排除了3#軸承座支撐剛度減弱引起共振或轉子聯(lián)軸器不對中引起的振動原因。根據上述推斷，基本判斷3#軸瓦振不是瓦或軸承座本身異常所致，只能從外部傳遞過來，由于3#瓦鏈接著燃機與發(fā)電機，根據燃機側1#軸、2#軸瓦振和1#軸軸振良好，基本排除燃機側振動導入可能，所以只能推斷出3#軸瓦振動不是由本身或燃機側傳入，是由發(fā)電機側傳入。    

根據上述分析，3#瓦振大由發(fā)電機側導入，因4#軸瓦振值非常小，不足以引起軸系振動，發(fā)電機軸承支撐又直接坐落于發(fā)電機外殼端蓋，瓦背緊力為過盈5絲安裝，在確認發(fā)電機底腳、4#軸承中分面及端蓋各固定螺栓后，基本排除了因發(fā)電機底腳或外殼端蓋失穩(wěn)引起的軸振原因，軸瓦無異常，只能是4#軸異常產生振動，所以最后把振動發(fā)生源基本鎖定在4#軸發(fā)生軸振的因素。軸振的分析主要依據軸振動頻譜數(shù)據（見下圖），振動主要是一倍頻和二倍頻疊加為主，一倍頻140μm，二倍頻70μm。分析轉子的一倍頻一般由轉子質量不平衡、聯(lián)軸器不對中、轉子共振等振動因素產生，二倍頻一般由發(fā)電機電磁振蕩、發(fā)電機裂紋轉子剛性不對稱、聯(lián)軸器裂紋剛性不對稱、聯(lián)軸器不對中等振動因素產生。

振動出現(xiàn)在機組解列停機過程中，發(fā)電機無勵磁電流電壓，可排除發(fā)電機磁場導致振動；另轉子共振一般是由外部傳入為主，比如發(fā)電機底腳失穩(wěn)或發(fā)電機殼體振動嚴重，基于以上異常均不存在，所以本案例首先排除外部原因引起轉子共振。為檢查轉子質量不平衡引起一倍頻振動，特別該機組在軸振出現(xiàn)前剛進行的勵磁機檢修，所以在聯(lián)軸器靠背輪、發(fā)電機機端、發(fā)電機磁端分別進行多次增加配重塊動平衡試驗，試驗結果（見下表）是一倍頻雖稍有下降，從原來140μm降低到110μm，但二倍頻增量不變，基本排除了動平衡這一振動因素。隨后，又對聯(lián)軸器、發(fā)電機轉子進行對中檢查并開機試驗，發(fā)現(xiàn)對中后試運行4#、3#軸振動并無改善，瓦振和軸振的一倍頻、二倍頻振動值依舊，反而增大了其他軸的各振動值。所以最后把振動原因鎖定在發(fā)電機轉子或聯(lián)軸器裂紋造成剛性不對稱。 

4、檢查與處理

在對發(fā)電機、聯(lián)軸器解體金屬探傷檢查中，發(fā)現(xiàn)聯(lián)軸器的發(fā)電機端靠背輪內側裂紋多（見下圖），1#～3#螺栓之間共有3道裂紋，分別長30mm、80mm、120mm，3#～9#螺栓之間一道裂紋，長610mm，9#～10#之間一道裂紋，長50mm,蘭裂紋深度進行超聲波定位，檢測數(shù)據：1#～2#螺栓之間缺陷深度為24～30mm；2#～3#螺栓之間缺陷深度為26～28mm；3#～8#螺栓之間缺陷深度為16～20mm；8#～9#螺栓之間缺陷深度為28；9#～10#螺栓之間缺陷深度為18mm。聯(lián)軸器裂紋嚴重無法修復，在未移動發(fā)電機轉子和殼體基礎的前提下，拆除負荷間頂?shù)跞肼?lián)軸器，更換了新聯(lián)軸器。更換結束后，燃機運行開機，各軸承的軸振和瓦振數(shù)據正常，瓦振小于6mm/s，軸振小于50μm。舊聯(lián)軸器裂紋產生原因需待進一步金屬分析。    

5、結語

燃氣輪機機組的振動原因很多，案例也很多，機組單一軸承振動或單一振動倍頻故障，由于鎖定了主要問題，故障比較容易判斷；當多個軸承或多個倍頻同時出現(xiàn)時，振動的主次、首出比較難確定，原因分析較復雜，需要系統(tǒng)性的通過原因分析、排查、假定、判斷，逐步診斷出振動原因。在處理過程中，特別需要重視缺陷排查的方式方法，避免有遺漏項或排查結果欠準確性而重復排查，有時候最不可能的原因，往往又是故障真正的原因，有時候最小的異常，往往也是事件的最初起因。本案例處理過程中在聯(lián)軸器靠背輪對中檢查時，采用傳統(tǒng)百分表讀取靠背輪端面數(shù)據時，曾發(fā)現(xiàn)端面瓢偏比較大，反饋給機組制造廠，但大家都沒有這方面的經驗數(shù)據，所以并沒有深入推斷，事后才分析出由于裂紋就在靠背輪端面內側，在靠背輪連接螺栓拉伸力作用下，引起斷面的瓢偏。案例中，當轉子或聯(lián)軸器有裂紋產生的二倍頻，無法通過動平衡試驗或對中調整進行消除，即使采取措施降低了振動一倍頻分量，二倍頻振動值依然無明顯變化，甚至不可能降低，查找產生二倍頻的振動因素是本案例故障分析的關鍵。