權(quán)立寶，梁 阮，宋文超，孫遠偉

(沈陽黎明航空發(fā)動機(集團)有限責任公司，沈陽 110043)

燃氣輪機振動的分析及排故一直是各國燃氣輪機制造廠商所必須面對的也是最棘手的難題。燃氣輪機振動的大小直接關(guān)系到燃氣輪機能否在壽命期內(nèi)安全可靠運行。采取有效的振動監(jiān)控措施，能大大降低振動對燃氣輪機的破壞，同時能為振動故障分析提供有力的數(shù)據(jù)支持［1］。在燃氣輪機發(fā)生振動故障時，利用振動頻譜分析設(shè)備在燃氣輪機運行中進行實時振動頻率分析;同時，通過對裝配過程及零件的加工問題進行復(fù)查，最終找到導(dǎo)致振動故障的主要原因。

QD128燃氣輪機某臺動力渦輪在廠內(nèi)試車中發(fā)生了前支點振動值超限的現(xiàn)象，通過查詢振動監(jiān)控系統(tǒng)的記錄數(shù)據(jù)及在運行過程中進行振動頻率分析，找出導(dǎo)致燃氣輪機動力渦輪振動偏大的主要原因，經(jīng)過對該臺動力渦輪轉(zhuǎn)、靜子結(jié)構(gòu)及檢驗記錄詳細分析后，制定合理振動故障排故方案并投入應(yīng)用。通過多次試驗試車，振動故障現(xiàn)象排除，燃氣輪機動力渦輪允許出廠。本文就QD128燃氣輪機某臺動力渦輪在廠內(nèi)的試車、振動分析及排故情況作詳細介紹，為提高QD128燃氣輪機動力渦輪安全可靠性積累經(jīng)驗。

1 QD128燃氣輪機某臺動力渦輪簡介

1.1 動力渦輪結(jié)構(gòu)概述

QD128燃氣輪機動力渦輪主要由過渡段、靜子系統(tǒng)、轉(zhuǎn)子系統(tǒng)、軸承機匣系統(tǒng)、排氣渦殼和支撐平臺組成。其中過渡段進口與燃氣發(fā)生器出口采用剛性連接方式相連;轉(zhuǎn)子、靜子系統(tǒng)各2級，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)采用懸臂結(jié)構(gòu)，用2個可傾斜軸瓦式軸頸軸承和1個止推軸承支承，3個軸承固定在軸承機匣上，軸承機匣與主承力環(huán)通過7個承力支板相連接把力傳遞到外部支撐平臺上［2］。

1.2 動力渦輪測振系統(tǒng)介紹

QD128燃氣輪機動力渦輪支承系統(tǒng)由前、后兩個徑向軸承與中間的推力軸承組成。前、后軸承座上方左右45°角各裝有兩個水平與垂直振動傳感器AS1/AC1與AS2/AC2，用來監(jiān)控轉(zhuǎn)子系統(tǒng)垂直方向與水平方向振動情況。推力軸承位置裝有軸向位移傳感器APT，用來監(jiān)控轉(zhuǎn)子系統(tǒng)軸向位移活動情況。各振動傳感器與動力渦輪上的安裝位置見圖1。

振動傳感器感受的位移信號通過變送器輸出4～20 mA的標準信號，傳送到控制系統(tǒng)中，通過控制系統(tǒng)顯示并監(jiān)控振動數(shù)值。

當需要對動力渦輪振動故障原因進行分析時，增加振動頻率分析設(shè)備，將振動信號傳輸?shù)秸駝臃治鲈O(shè)備中，進行頻譜分析，找出振動故障產(chǎn)生的主要原因。

2 QD128燃氣輪機某臺動力渦輪振動現(xiàn)象及故障分析

2.1 振動現(xiàn)象描述

該臺動力渦輪與某臺燃氣發(fā)生器配合進行首次廠內(nèi)試車，在機組進行升速時，動力渦輪振動隨轉(zhuǎn)速增加，當動力渦輪轉(zhuǎn)速n3達到3 734 r/min時，動力渦輪前支點水平振動和垂直振動分別達到101.1 μm和106.8 μm，超過報警值 100 μm。降低轉(zhuǎn)速再重新上推后，振動情況沒有改善，機組降低轉(zhuǎn)速停車。

2.2 振動故障分析

2.2.1 振動特性分析

根據(jù)對試車數(shù)據(jù)的分析，該臺動力渦輪振動存在如下特性:

a)在燃氣發(fā)生器慢車狀態(tài)和升速過程中過渡態(tài)，動力渦輪振動曾有明顯的擺動情況。

b)振動最大點前支點垂直振動隨轉(zhuǎn)速增加而增加，具有明顯的跟隨性。

c)在試車過程中，試驗了冷態(tài)起動和熱態(tài)起動。熱態(tài)起動時，燃氣輪機加負荷至工作狀態(tài)振動值明顯偏低。

2.2.2 振動時頻試驗

通過對該動力渦輪進行振動時頻試驗，得到其時頻試驗圖。在對動力渦輪與齒輪箱進行對中調(diào)整后，重新進行了試車，振動特性與之前試車相同。

時頻曲線中，降低轉(zhuǎn)速時從3 000 r/min至停車期間，垂直振動與水平振動一直存在，并且振動頻率隨時間遷移基本不發(fā)生變化，始終保持在45 Hz～55 Hz之間，呈一條直線狀態(tài)，升高轉(zhuǎn)速過程中時頻曲線特征與降低轉(zhuǎn)速曲線特征基本一致。該時頻曲線特征為一種較為典型的振動自激現(xiàn)象，造成該振動現(xiàn)象系靜子系統(tǒng)某處運行過程中產(chǎn)生自激勵，導(dǎo)致機組產(chǎn)生振動故障。這種現(xiàn)象屬于靜子裝配應(yīng)力集中或零件本身尺寸不符合設(shè)計要求導(dǎo)致配合面不合理造成的。

3 動力渦輪分解檢查及振動原因分析

經(jīng)四次試車磨合及調(diào)整，動力渦輪振動無明顯改善，后對試車臺各系統(tǒng)及動力渦輪外部零件進行了檢查，未發(fā)現(xiàn)引起動力渦輪振動可疑情況，決定進行分解檢查。根據(jù)零部件狀態(tài)進一步確定振動原因，進而制定排故方案，待動力渦輪排故后進行試車驗證。

3.1 分解檢查情況

動力渦輪分解后發(fā)現(xiàn)異?，F(xiàn)象如下:

a)分下主推力軸承發(fā)現(xiàn)，后視左半部兩片軸瓦、右半部一片軸瓦內(nèi)徑有明顯貫穿性磨損。前軸承下半部分左右瓦塊磨損情況不一致，前視右下側(cè)瓦塊比左下側(cè)瓦塊磨擦較大，存在偏磨情況。

b)順氣流方向看，12點鐘和2點鐘方向承力支板軸向后端突出主承力環(huán)3～5 mm，見圖2。

3.2 對可能產(chǎn)生振動故障的原因分析

3.2.1 軸承與軸承機匣故障

前軸承軸瓦下半部左右軸瓦磨損程度不一致，前視右下側(cè)軸瓦較左下側(cè)軸瓦磨損大，存在偏磨現(xiàn)象;主推力軸承正上方三塊軸瓦內(nèi)徑存在嚴重磨損，且?guī)в忻獭?/p>

造成磨損程度不同的原因可能有以下情況:一為軸承機匣部件前后軸承座同軸度以及推力軸承座垂直度不符合設(shè)計要求，導(dǎo)致局部產(chǎn)生偏磨;二是軸承自身加工問題，與軸承機匣部件配合尺寸不符合設(shè)計要求。

圖2 承力支板與主承力環(huán)軸向錯位位置

針對第一個原因，將軸承機匣從動力渦輪上分解后按圖3進行檢查，檢查對象包含本臺份與無振動故障臺份共計兩臺份軸承機匣。測量數(shù)據(jù)顯示，無振動故障臺份軸承機匣直線度、垂直度、跳動及同軸度等測量要素超差情況要比本臺份軸承機匣大，基本可判定超差尺寸應(yīng)在機組可靠運行包容范圍內(nèi)。

針對第二個原因，采用新軸承(未使用)和舊軸承(該臺動力渦輪試車使用)兩套軸承測量對比分析，表1為軸承測量結(jié)果。由表1數(shù)據(jù)可以看出，舊軸承徑向軸承與軸配合間隙超差較為嚴重，導(dǎo)致油膜厚度達不到設(shè)計要求，使軸與軸承內(nèi)徑局部存在磨損，造成轉(zhuǎn)子受力不均勻，使轉(zhuǎn)子發(fā)生振動故障。該臺動力渦輪恢復(fù)裝配時選用了新軸承替代原有軸承裝機使用，以便保證軸承與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)配合間隙要求。

圖3 軸承機匣測量圖

表1 新、舊動力渦輪徑向軸承尺寸

3.2.2 支承系統(tǒng)故障

順氣流方向看，12點鐘和2點鐘方向承力支板軸向后端突出主承力環(huán)3 mm～5 mm(見圖2)。兩件支板后移導(dǎo)致承力支板前端最小直徑φ802向后移動3 mm～5 mm，在裝配軸承機匣時，因軸承機匣軸向裝配不到位，使用錐銷引導(dǎo)，強行進行承力支板與軸承機匣螺釘、銷子的裝配。因活動隔熱層將軸承機匣與承力支板配合表面掩蓋，無法對承力支板與軸承機匣配合斜面間隙進行測量。

通過理論計算，如果在承力支板后移3 mm～5 mm狀態(tài)下，軸承機匣軸向位置仍按設(shè)計要求裝配到位，會使承力支板前端最小直徑與軸承機匣產(chǎn)生很大干涉(見圖2陰影部位)，從而導(dǎo)致7件承力支板與軸承機匣配合面受力不均勻，并且使螺釘承受擰緊應(yīng)力和橫向剪切力，部分螺釘裝配到位可能存在假象。工作時，因配合間隙不均勻，使軸承機匣周向傳力不均，從而會導(dǎo)致機組振動。

4 振動排故后的試車驗證

該臺動力渦輪排故并回裝完成后，進行驗證試車。

通過多次試車驗證，動力渦輪振動趨勢較為平穩(wěn)，啟動過程中，當達到燃氣發(fā)生器慢車狀態(tài)時，前期動力渦輪后支點振動擺動明顯，但從工作點降至燃氣發(fā)生器慢車狀態(tài)時，擺動不明顯，試車后期，此狀態(tài)擺動不再明顯，且振動絕對值不大(振動值見表2)。

從表2中可以看出，當動力渦輪轉(zhuǎn)速n3達到4 565 r/min時，振動最大點前支點垂直振動AC1振動約為 88 μm，其余 AS1=65 μm，AC2=24 μm，AS2=18.3 μm，設(shè)計要求振動最大值不超過100 μm，因此本次試車滿足設(shè)計要求，符合驗收標準。

表2 經(jīng)過排故后動力渦輪振動情況

5 結(jié)論

QD128燃氣輪機某臺動力渦輪試車發(fā)生振動故障后，對試車時各系統(tǒng)參數(shù)進行了及時分析，并通過頻譜分析初步判定振動故障屬于靜子自激造成。分解檢查過程中對動力渦輪轉(zhuǎn)子系統(tǒng)、靜子系統(tǒng)及軸承支承系統(tǒng)進行了檢查、測量，發(fā)現(xiàn)承力機匣與承力支板軸向錯位，使承力支板與軸承機匣配合面傾角不一致，導(dǎo)致工作時傳力的不均。針對該問題，承力機匣與承力支板按設(shè)計圖紙進行了補加工，消除軸向尺寸錯位情況。另外，軸承內(nèi)徑不符合設(shè)計要求，致使軸瓦與軸之間配合游隙過小，這樣會加速軸承的溫度升高，從而加快軸承的磨損，影響機組運行的安全性和可靠性。恢復(fù)裝配時，根據(jù)要求選配了新的軸承以滿足間隙要求。經(jīng)過反復(fù)試車，各項振動值均符合設(shè)計要求，很好地排除了該臺動力渦輪振動故障，達到外場使用要求。

燃氣輪機振動故障分析及排故涉及多學科、多領(lǐng)域的相關(guān)知識，振動原因多種多樣，但在設(shè)計技術(shù)相對成熟的前提下，振動故障的產(chǎn)生多半是因加工和裝配不合理造成的。因此，燃氣輪機的制造和裝配過程要嚴格按照設(shè)計和工藝文件要求執(zhí)行，控制轉(zhuǎn)、靜子之間及軸與軸承的間隙，保證支承系統(tǒng)的可靠性等。燃氣輪機運行時，各系統(tǒng)監(jiān)控要及時準確，做好數(shù)據(jù)累積。在故障初期即可及時發(fā)現(xiàn)，以免因振動故障造成轉(zhuǎn)子系統(tǒng)不可恢復(fù)的損壞［4］。

［1］董建國，田劍波.燃氣輪機的振動故障分析［J］.燃氣輪機技術(shù)，2004，17(2):62-63.

［2］姜偉，趙士杭，龐為，等.燃氣輪機原理結(jié)構(gòu)與應(yīng)用:上冊［M］.北京:科學出版社，2002:794-795.

［3］李寶鳳，王德友.QD128燃氣輪機動力渦輪偏心故障的振動分析［J］.航空發(fā)動機，2007，sl:1-3.

［4］曹茂國，孟憬非.某型發(fā)動機整機振動故障分析［J］.航空發(fā)動機，1994(4):19-20.