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聯(lián)軸器裂紋振動故障案例分析

時間:2025/4/28閱讀:147
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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(chǎn),日開夜停調(diào)峰機組,右側排氣,機組停機熄火轉速為25%,投產(chǎn)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。

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2、振動現(xiàn)象

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

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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(jù)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)。

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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

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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。               

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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(wǎng)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(chǎn)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(jù)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(chǎn)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(jīng)過詳細分析,瓦振可能產(chǎn)生因素,如若軸瓦油膜震蕩、磨瓦、質(zhì)量不平衡等因素,均是產(chǎn)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(zhì)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(jù)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(jù)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(jù)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(chǎn)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(jù)軸振動頻譜數(shù)據(jù)(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(zhì)量不平衡、聯(lián)軸器不對中、轉子共振等振動因素產(chǎn)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(chǎn)生。

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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(zhì)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。 

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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(nèi)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(jù):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(jù)正常,瓦振小于6mm/s,軸振小于50μm。舊聯(lián)軸器裂紋產(chǎn)生原因需待進一步金屬分析。    

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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(jù)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(jīng)驗數(shù)據(jù),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(nèi)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(chǎn)生的二倍頻,無法通過動平衡試驗或?qū)χ姓{(diào)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(chǎn)生二倍頻的振動因素是本案例故障分析的關鍵。

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