联轴器裂纹振动故障案例分析

燃气轮机联轴器裂纹振动故障案例分析

1、燃气轮机轴系和测点情况

某电厂PG9171E燃机，GE公司生产，日开夜停调峰机组，右侧排气，机组停机熄火转速为25%，投产至故障发生时已运行15年。机组顺气流方向依次压气机、透平、联轴器、发电机排列，共5个轴承，轴系总长，其中1#、2#轴为椭圆瓦，3#、4#、5#轴为可倾瓦结构，机组各轴瓦测点送MAKVIE作为机组主保护，12.7mm/s报警，高高报警值为25.4mm/s，其中，1#轴瓦振在轮控盘上测点为BB1和BB2，2#瓦为BB3，3#瓦为BB4和BB5，发电机为4#瓦BB10和BB11，5#瓦为BB12。轴振测点8个送本特利3500作为就地燃机的辅助监视用，不参与任何主保护，1#瓦、3#、#4瓦、5#瓦各安装2个测点。轴系和测点布置如图所示。联轴器为5#燃机与发电机之间的连轴器，总长度3.6米，重量2.6吨，中空结构，发电机侧靠背轮14个螺栓，燃机侧16个螺栓，采用液压拉伸紧固。

2、振动现象

在发生振动故障前，机组启动和并网运行过程中各轴瓦振动良好（见下图）。    

12月23日晚上，机组停机解列后转速下降至2600r/min左右时，3#瓦振逐步变大（见表1），其他轴承瓦振未见增大趋势。随着机组继续日开夜停运行，3#轴瓦在停机2600转速左右时瓦振增大明显，1月4日晚解列后，3#瓦振瞬间高达26mm/s引起机组直接跳机，1月5日停机时到23mm/s，之后机组3#瓦振基本维持在23mm/s左右，临近机组保护值，其他轴瓦振动依然不变。根据振动频谱分析，3#轴瓦振最大时，瓦振以二倍频振动为主，二倍频振动值是一倍频的3倍。3#轴瓦振最大26mm/时，3#轴轴振很小只有30μm，相连4#轴轴振最大154μm，4#轴瓦振很小只有3mm/s，各轴轴振值(见表2)。

机组在停机2600转速时，3#轴瓦振（见下图）最大时，瓦振以二倍频为主，但此时3#轴轴

振并不是停机过程中最大振动值，仅有一个小跳变（见图4），频谱分析振动值增量也以二倍频分量为主。3#轴轴振最大时，如下图所示，2100转速时轴振最大时，3#瓦振值并没有明显变化，瓦振并不高，二倍频也未出现阶跃跳变。               

3、振动分析

振动高值出现在机组解列停机后，在机组正常运行时，各轴承振动良好，振动出现时的转速并非机组正常临界转速，首先，对振动真实性进行排查，通过就地实测与远传信号比对，排除了测量系统故障；核对停机后机组参数变化趋势，3#轴承腔室温度、天然气燃料控制参数、进气滤网差压、压气机进气角度、润滑油油温、润滑油油压、轴承轴瓦金属温度、轴承出油温度等参数，同时，比对机组在非正常停机，即100%转速下直接熄火停机，与机组正常停机转速下降至25%才熄火停机时各振动情况，发现各轴承的瓦振、轴振在两种停机方式下重合，机组转速下降到2600转左右时同样出现峰值，不存在因运行控制参数异常造成机组振动，机组是否在燃烧与振动产生无任何关系。通过几次开停机试验，发现振动均在2600左右出现振动，几次振动频谱数据采集振动重复性很好，所以排除了动静摩擦引起的振动原因。

3#轴轴振与瓦振从哪里来？他们之间的关系是什么？谁是首出，主因在哪儿？由于在瓦振最大时，轴振有小跳变，而轴振最大时，瓦振并没有产生明显振动，存在矛盾情况，所以需要逐一排查振动因素。瓦振作为机组的主保护测点，其原因相对容易排查，所以排查中先假设了瓦振引起了相连轴振，经过详细分析，瓦振可能产生因素，如若轴瓦油膜震荡、磨瓦、质量不平衡等因素，均是产生半倍频或一倍频振动，而本次振动频率为二倍频，且在运行中各润滑油温和轴承金属温度均正常，所以首先排除了油膜失稳、轴瓦磨损、质量不平衡等几种因素；3#轴瓦为固定式一体式可倾瓦，机组在带负荷运行时振动良好，对3#轴承座进行全面机务检查和增加额外测点检查，检查结果也未发现任何异常，轴承座各安装螺栓紧固完好和底座支撑良好，转子中心运行轨迹与同类型机组比较后，也未见异常，也排除了3#轴承座支撑刚度减弱引起共振或转子联轴器不对中引起的振动原因。根据上述推断，基本判断3#轴瓦振不是瓦或轴承座本身异常所致，只能从外部传递过来，由于3#瓦链接着燃机与发电机，根据燃机侧1#轴、2#轴瓦振和1#轴轴振良好，基本排除燃机侧振动导入可能，所以只能推断出3#轴瓦振动不是由本身或燃机侧传入，是由发电机侧传入。    

根据上述分析，3#瓦振大由发电机侧导入，因4#轴瓦振值非常小，不足以引起轴系振动，发电机轴承支撑又直接坐落于发电机外壳端盖，瓦背紧力为过盈5丝安装，在确认发电机底脚、4#轴承中分面及端盖各固定螺栓后，基本排除了因发电机底脚或外壳端盖失稳引起的轴振原因，轴瓦无异常，只能是4#轴异常产生振动，所以最后把振动发生源基本锁定在4#轴发生轴振的因素。轴振的分析主要依据轴振动频谱数据（见下图），振动主要是一倍频和二倍频叠加为主，一倍频140μm，二倍频70μm。分析转子的一倍频一般由转子质量不平衡、联轴器不对中、转子共振等振动因素产生，二倍频一般由发电机电磁振荡、发电机裂纹转子刚性不对称、联轴器裂纹刚性不对称、联轴器不对中等振动因素产生。

振动出现在机组解列停机过程中，发电机无励磁电流电压，可排除发电机磁场导致振动；另转子共振一般是由外部传入为主，比如发电机底脚失稳或发电机壳体振动严重，基于以上异常均不存在，所以本案例首先排除外部原因引起转子共振。为检查转子质量不平衡引起一倍频振动，特别该机组在轴振出现前刚进行的励磁机检修，所以在联轴器靠背轮、发电机机端、发电机磁端分别进行多次增加配重块动平衡试验，试验结果（见下表）是一倍频虽稍有下降，从原来140μm降低到110μm，但二倍频增量不变，基本排除了动平衡这一振动因素。随后，又对联轴器、发电机转子进行对中检查并开机试验，发现对中后试运行4#、3#轴振动并无改善，瓦振和轴振的一倍频、二倍频振动值依旧，反而增大了其他轴的各振动值。所以最后把振动原因锁定在发电机转子或联轴器裂纹造成刚性不对称。 

4、检查与处理

在对发电机、联轴器解体金属探伤检查中，发现联轴器的发电机端靠背轮内侧裂纹多（见下图），1#～3#螺栓之间共有3道裂纹，分别长30mm、80mm、120mm，3#～9#螺栓之间一道裂纹，长610mm，9#～10#之间一道裂纹，长50mm,兰裂纹深度进行超声波定位，检测数据：1#～2#螺栓之间缺陷深度为24～30mm；2#～3#螺栓之间缺陷深度为26～28mm；3#～8#螺栓之间缺陷深度为16～20mm；8#～9#螺栓之间缺陷深度为28；9#～10#螺栓之间缺陷深度为18mm。联轴器裂纹严重无法修复，在未移动发电机转子和壳体基础的前提下，拆除负荷间顶吊入联轴器，更换了新联轴器。更换结束后，燃机运行开机，各轴承的轴振和瓦振数据正常，瓦振小于6mm/s，轴振小于50μm。旧联轴器裂纹产生原因需待进一步金属分析。    

5、结语

燃气轮机机组的振动原因很多，案例也很多，机组单一轴承振动或单一振动倍频故障，由于锁定了主要问题，故障比较容易判断；当多个轴承或多个倍频同时出现时，振动的主次、首出比较难确定，原因分析较复杂，需要系统性的通过原因分析、排查、假定、判断，逐步诊断出振动原因。在处理过程中，特别需要重视缺陷排查的方式方法，避免有遗漏项或排查结果欠准确性而重复排查，有时候最不可能的原因，往往又是故障真正的原因，有时候最小的异常，往往也是事件的最初起因。本案例处理过程中在联轴器靠背轮对中检查时，采用传统百分表读取靠背轮端面数据时，曾发现端面瓢偏比较大，反馈给机组制造厂，但大家都没有这方面的经验数据，所以并没有深入推断，事后才分析出由于裂纹就在靠背轮端面内侧，在靠背轮连接螺栓拉伸力作用下，引起断面的瓢偏。案例中，当转子或联轴器有裂纹产生的二倍频，无法通过动平衡试验或对中调整进行消除，即使采取措施降低了振动一倍频分量，二倍频振动值依然无明显变化，甚至不可能降低，查找产生二倍频的振动因素是本案例故障分析的关键。