燃氣輪機聯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%，投產至故障發生時已運行15年。機組順氣流方向依次壓氣機、透平、聯軸器、發電機排列，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。聯軸器為5#燃機與發電機之間的連軸器，總長度3.6米，重量2.6噸，中空結構，發電機側靠背輪14個螺栓，燃機側16個螺栓，采用液壓拉伸緊固。

2、振動現象

在發生振動故障前，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，二倍頻也未出現階躍跳變。               

3、振動分析

振動高值出現在機組解列停機后，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，排除了測量系統故障；核對停機后機組參數變化趨勢，3#軸承腔室溫度、天然氣燃料控制參數、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，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，發現各軸承的瓦振、軸振在兩種停機方式下重合，機組轉速下降到2600轉左右時同樣出現峰值，不存在因運行控制參數異常造成機組振動，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，發現振動均在2600左右出現振動，幾次振動頻譜數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、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，檢查結果也未發現任何異常，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，是由發電機側傳入。    

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

振動出現在機組解列停機過程中，發電機無勵磁電流電壓，可排除發電機磁場導致振動；另轉子共振一般是由外部傳入為主，比如發電機底腳失穩或發電機殼體振動嚴重，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前剛進行的勵磁機檢修，所以在聯軸器靠背輪、發電機機端、發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，又對聯軸器、發電機轉子進行對中檢查并開機試驗，發現對中后試運行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電機轉子或聯軸器裂紋造成剛性不對稱。 

4、檢查與處理

在對發電機、聯軸器解體金屬探傷檢查中，發現聯軸器的發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。聯軸器裂紋嚴重無法修復，在未移動發電機轉子和殼體基礎的前提下，拆除負荷間頂吊入聯軸器，更換了新聯軸器。更換結束后，燃機運行開機，各軸承的軸振和瓦振數據正常，瓦振小于6mm/s，軸振小于50μm。舊聯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時，振動的主次、首出比較難確定，原因分析較復雜，需要系統性的通過原因分析、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軸器靠背輪對中檢查時，采用傳統百分表讀取靠背輪端面數據時，曾發現端面瓢偏比較大，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。