某雙軸燃氣輪機動力透平異常振動診斷

全 列，張廣輝

(1. 南方科技大學 力學與航空航天工程系, 廣東 深圳 518055； 2. 哈爾濱工業大學 能源科學與工程學院，哈爾濱 150001)

回轉機械在高速運行時都要產生振動，設備振動特征是反映設備運行狀態的一項重要參數，振動的大小關系到設備機組能否正常運行。大型機械故障常以振動大的形式表現出來,因此根據振動信號進行監測與診斷是目前設備維護管理的主要手段,且振動信號中包含豐富的設備運行狀態信息,是目前故障診斷的重要研究領域[1-5]。通過振動特征參數可以掌握設備的運行狀況并分析設備的故障，對振動進行準確分析，及早發現故障根源，將故障消滅在萌芽狀態，能夠節約企業成本，提高企業效益。

燃氣輪機作為一種高速旋轉機械，在運行過程需對軸承振動情況進行監測，以及時發現設備振動異常并作相應處理。由于燃氣輪機機組是一個龐雜系統，設備之間的振動可通過結構、地腳、聯軸器等進行傳遞和影響，使得燃氣輪機振動情況的準確分析變得更加困難。

本文所研究的西門子工業雙軸燃氣輪機在2013年運行期間其動力透平的軸承在機組高負荷情況下，出現了振動波動的情況，從20 μm到40 μm之間波動，而這種振動波動情況有持續上升的趨勢，并在運行一年半之后，最高波動達到51 μm,開始接近振動高報警值(64 μm)，對機組安全運行造成較大隱患。

本文對該燃氣輪機振動異常進行診斷和分析，對比美國海軍LM2500型艦載燃氣輪機的異常振動案例[6]，在軸承振動監測的基礎上進一步使用敲擊測試方法尋找異常振源。本文案例的診斷與解決方案具有一定代表性，能夠為類似的燃氣輪機振動異常現象提供參考。

1 設備基本情況

發生異常情況的設備是西門子SGT-200-2S的燃氣輪機，代號TORNADO(龍卷風)，功率7.68 MW,采用雙軸布置結構，結構如圖1。

該燃氣輪機的基本部件簡介如下：

(1) 壓氣機部分為15級軸流亞音速壓氣機，設置有可調入口導葉和靜葉調節系統，壓比12.6∶1，在ISO條件下空氣流量29.3 kg/s，額定轉速11 085 r/min。

(2) 透平部分由2級懸掛式壓氣機透平和2級動力透平組成。其中壓氣機透平與壓氣機布置在同一根轉軸上，動力透平布置在另一根轉軸并通過聯軸器向外輸出動力，其額定轉速10 950 r/min，在ISO條件下功率7 680 kW。

(3) 燃燒系統采用逆流式設計，高壓助燃空氣從壓氣機擴壓口出來后，逆向改道進入燃燒室。燃料噴嘴位于每個火焰筒的頸部。高壓助燃空氣在燃燒室里直接進入火焰筒，在旋流器的作用下，加速空氣的擾動，使得燃料和空氣得到充分的混合燃燒。

2 故障現象描述

該振動異常現象最初從燃氣輪機健康監測系統中的振動位移值體現出來。圖2 展示了該燃氣輪機的軸承測點分布，其中UD10X1、UD10Y1(靠近空氣入口)和UD11X1、UD11Y1(靠近燃燒室)為布置在同一根軸上的壓氣機徑向軸承測點，UD12X1、UD12Y1為布置在另一根軸上的動力透平(power turbine，以下簡稱PT)徑向軸承測點。該燃氣輪機于2013年5月19日回裝，經過一年時間運行，發現PT的徑向軸承UD12X1、UD12Y1出現異常波動。該異常振動隨著運行時間的增加，振動幅值也隨之增加。根據2015年12月的歷史記錄，PT軸承UD12X1振動幅值已達到53 μm，而軸承振動高報警值為64 μm。按照該異常振動幅值上升的速度可預測，不到一年將由于軸承振動值超過允許范圍而機組跳停。

圖2 燃氣輪機健康監測系統界面

在表1中我們可以看到，隨著透平負荷從低負荷向高負荷轉變，壓氣機軸承振動位移值沒有發生明顯變化，而PT軸承UD12X1的振動位移值明顯變大。

表1 燃氣輪機軸承不同工況下的振動位移幅值

通過使用便攜式采集儀查看實時頻譜，可以發現在PT軸承處主要的振動頻率是63 Hz。這個63 Hz譜峰在低負荷時沒有出現，而在高負荷情況下極為明顯。另外這個頻率63 Hz是固定的，也就是不隨轉速的變化而發生改變。這個頻率的振動幅值在機組穩定運行過程會在較大范圍內振蕩。高負荷下的UD12X1軸承振動頻譜圖中顯示其振動值高達24 mm/s，且以63 Hz為主要振動頻率。因此，這個63 Hz頻率屬于該異常振動的特征頻率，需要尋找振動源。

3 異常頻譜圖分析

3.1 低負荷下軸承振動情況

在低負荷情況下燃氣輪機所有軸承的振動監測數據穩定，沒有異常的波動，振動值也較小。PT軸承UD12X1在低負荷下以PT轉子頻率為主要振動頻率，如圖3所示。

圖3 低負荷下PT軸承UD12X1振動頻譜圖

3.2 高負荷下燃氣輪機軸承振動情況

在機組負荷提上去之后，開始出現了異常的頻譜，UD12系列軸承的振動異常尤為顯著：以63 Hz為譜峰，且振動總值非常高，對比之下PT和壓氣機轉速頻率譜峰幾乎可以忽略，如圖4所示。

圖4 高負荷下PT軸承UD12X1振動頻譜圖

在對比低負荷情況下和高負荷情況下燃氣輪機各個軸承的振動頻譜可以發現，在高負荷情況下，PT軸承出現了明顯的63 Hz的譜峰，且該頻率不隨轉速改變。由壓氣機軸承振動頻譜對比，發現壓氣機側沒有明顯的63 Hz譜峰，因此振動來源應該在PT附近。

3.3 壓氣機及PT地腳振動情況

在對壓氣機以及PT處的地腳進行振動數據采集后，發現在高負荷工況下，燃氣輪機地腳均出現63 Hz的振動頻率，這樣63 Hz頻率便可以通過與地基、隔音柜的剛性接觸傳遞，這也解釋了燃氣輪機隔音柜的低頻振動原因。

3.4 燃氣輪機排氣煙道振動情況

在燃氣輪機排氣煙道的振動測量中，我們選取了兩個測點：煙道靠近PT出口處、煙道與PT出口間隔一個布袋膨脹節的位置，如圖5所示。

圖5 煙道測點位置

煙道的兩個測點處的頻譜如圖6、圖7所示。

圖6 排氣煙道靠近PT出口處振動頻譜圖

圖7 排氣煙道與PT出口之間隔一個 布袋膨脹節處振動頻譜圖

經過振動檢測儀的測量，在排氣煙道靠近PT出口處的振動頻譜中，除了燃氣輪機轉速譜峰，還出現了明顯的63 Hz的譜峰，說明煙道的確存在63 Hz的機械振動頻率；而這段排氣煙道在經過了約10 cm的布袋膨脹節后，其頻譜發生了明顯變化，63 Hz的譜峰消失，只剩下燃氣輪機轉速譜峰。

從這個測量結果可以判斷，63 Hz屬于排氣煙道在靠近PT出口處的振動頻率(否則不應該在布袋膨脹節后消失)。

4 振動原因以及解決方案

4.1 敲擊測試驗證結論

使用橡膠錘對煙道排放口進行敲擊測試，測量在敲擊煙道不同位置時所激起的固有頻率，發現在煙道下方有特征頻率69 Hz，而在煙道上方有特征頻率62.83 Hz。

經過敲擊測試，發現煙道上方的特征頻率非常明顯，在燃氣輪機的煙道、PT地腳等位置均能測量到63 Hz左右的明顯譜峰,如圖8所示。

圖8 煙道敲擊測試頻譜圖

經過檢查，發現煙道排放口貼合面上半部分存在明顯縫隙，貼合面間的密封墊已經脆化掉落。下半部分的情況較好，未發現明顯縫隙。

經過綜合分析，可以認為是由于排氣湍流脈動沖擊煙道，對松動部分的煙道產生了持續作用力，導致其在固有頻率處發生振動，出現了明顯的振動。

4.2 振動原因分析

燃燒后的氣流在PT出口要經過一個90°的拐彎，對煙道和法蘭固定面產生較大的作用力。而氣流中的壓力脈動作用在這個90°彎頭處，也會在拐彎處產生振動[7]。

如果煙道法蘭面松動，那么整個系統就好比有一定自由度的管道，在周期性的氣流脈動激勵下，產生振動[8]。這個振動屬于受迫振動，其振動頻率和煙道被激發的固有振動頻率相同。這里已通過敲擊測試發現煙道有固有頻率63 Hz。

因此，在兩個因素共同作用下，形成了PT的軸承以及透平煙道、地腳的振動異常現象。

而經過長時間運行后振動變大趨勢的原因是：由于排氣煙道連接螺栓的變形，煙道松動情況加劇，在氣流引起的脈動沖擊下引起的煙道振動也隨之變大[9]。

類似的振動異常現象也在美國海軍艦載燃氣輪機LM2500上發現過，其異常振動頻譜圖隨時間演化如圖9。類似于本文案例，技術人員檢測出在湍流作用下該機組由于排氣煙道振動而引起的頻率為26 Hz的譜峰。該案例進一步證實了本文的分析結論。

圖9 LM2500型燃氣輪機頻譜隨時間演化圖

4.3 解決方法

由于該振動并非由于轉子本身故障而引起，因此，燃氣輪機本體未出現問題。該振動對煙道的影響較大，如果不做處理，可能導致煙道振動劇烈，導致煙道松動更加嚴重，導致其結構振動更加嚴重，造成煙道損傷，并由于振動總值超出允許范圍而導致機組跳停[10]。因此，需要對煙道螺栓進行緊固處理，增強煙道剛度，消除煙道63 Hz的振動頻率。

在經過一次緊固后，發現PT軸承UD12X1振動總值從26 mm/s減少至14 mm/s，下降了一半，并且如圖10所示，63Hz振動幅值從25 mm/s降低至8.5 mm/s，下降了三分之二，從而確定診斷結果正確。

圖10 處理后的UD12X1振動頻譜

5 結論與展望

(1) 本文解釋并解決了西門子SGT-200-2S型雙軸燃氣輪機動力透平振動值大幅波動且總值較大并呈上升趨勢的異常振動現象。此案例為類似燃氣輪機的振動分析提供了參考。

(2) 本文總結了燃氣輪機動力透平軸承振動值異常波動的診斷方法：經過敲擊測試，改變運行速度等措施收集相應的振動數據并進行分析，將振動源定位在煙道固有頻率，并在對煙道進行緊固后消除了振動源，使振動值大幅下降。

(3) 振動頻譜分析方法能起到在設備發生嚴重故障前的故障預判作用，為設備的計劃性檢修提供了可靠依據和技術指導，對于設備的安全運行、狀態監測起到重要作用。

(4) 在振動監測的基礎上，通過補充進行敲擊測試來測定與其相連的部件的固有頻率是否影響了設備的整體振動，可以確定部分異常振動頻率的來源。