QD128燃气轮机动力涡轮振动故障排除研究

权立宝，梁 阮，宋文超，孙远伟

(沈阳黎明航空发动机(集团)有限责任公司，沈阳 110043)

燃气轮机振动的分析及排故一直是各国燃气轮机制造厂商所必须面对的也是最棘手的难题。燃气轮机振动的大小直接关系到燃气轮机能否在寿命期内安全可靠运行。采取有效的振动监控措施，能大大降低振动对燃气轮机的破坏，同时能为振动故障分析提供有力的数据支持［1］。在燃气轮机发生振动故障时，利用振动频谱分析设备在燃气轮机运行中进行实时振动频率分析;同时，通过对装配过程及零件的加工问题进行复查，最终找到导致振动故障的主要原因。

QD128燃气轮机某台动力涡轮在厂内试车中发生了前支点振动值超限的现象，通过查询振动监控系统的记录数据及在运行过程中进行振动频率分析，找出导致燃气轮机动力涡轮振动偏大的主要原因，经过对该台动力涡轮转、静子结构及检验记录详细分析后，制定合理振动故障排故方案并投入应用。通过多次试验试车，振动故障现象排除，燃气轮机动力涡轮允许出厂。本文就QD128燃气轮机某台动力涡轮在厂内的试车、振动分析及排故情况作详细介绍，为提高QD128燃气轮机动力涡轮安全可靠性积累经验。

1 QD128燃气轮机某台动力涡轮简介

1.1 动力涡轮结构概述

QD128燃气轮机动力涡轮主要由过渡段、静子系统、转子系统、轴承机匣系统、排气涡壳和支撑平台组成。其中过渡段进口与燃气发生器出口采用刚性连接方式相连;转子、静子系统各2级，转子系统采用悬臂结构，用2个可倾斜轴瓦式轴颈轴承和1个止推轴承支承，3个轴承固定在轴承机匣上，轴承机匣与主承力环通过7个承力支板相连接把力传递到外部支撑平台上［2］。

1.2 动力涡轮测振系统介绍

QD128燃气轮机动力涡轮支承系统由前、后两个径向轴承与中间的推力轴承组成。前、后轴承座上方左右45°角各装有两个水平与垂直振动传感器AS1/AC1与AS2/AC2，用来监控转子系统垂直方向与水平方向振动情况。推力轴承位置装有轴向位移传感器APT，用来监控转子系统轴向位移活动情况。各振动传感器与动力涡轮上的安装位置见图1。

振动传感器感受的位移信号通过变送器输出4～20 mA的标准信号，传送到控制系统中，通过控制系统显示并监控振动数值。

当需要对动力涡轮振动故障原因进行分析时，增加振动频率分析设备，将振动信号传输到振动分析设备中，进行频谱分析，找出振动故障产生的主要原因。

2 QD128燃气轮机某台动力涡轮振动现象及故障分析

2.1 振动现象描述

该台动力涡轮与某台燃气发生器配合进行首次厂内试车，在机组进行升速时，动力涡轮振动随转速增加，当动力涡轮转速n3达到3 734 r/min时，动力涡轮前支点水平振动和垂直振动分别达到101.1 μm和106.8 μm，超过报警值 100 μm。降低转速再重新上推后，振动情况没有改善，机组降低转速停车。

2.2 振动故障分析

2.2.1 振动特性分析

根据对试车数据的分析，该台动力涡轮振动存在如下特性:

a)在燃气发生器慢车状态和升速过程中过渡态，动力涡轮振动曾有明显的摆动情况。

b)振动最大点前支点垂直振动随转速增加而增加，具有明显的跟随性。

c)在试车过程中，试验了冷态起动和热态起动。热态起动时，燃气轮机加负荷至工作状态振动值明显偏低。

2.2.2 振动时频试验

通过对该动力涡轮进行振动时频试验，得到其时频试验图。在对动力涡轮与齿轮箱进行对中调整后，重新进行了试车，振动特性与之前试车相同。

时频曲线中，降低转速时从3 000 r/min至停车期间，垂直振动与水平振动一直存在，并且振动频率随时间迁移基本不发生变化，始终保持在45 Hz～55 Hz之间，呈一条直线状态，升高转速过程中时频曲线特征与降低转速曲线特征基本一致。该时频曲线特征为一种较为典型的振动自激现象，造成该振动现象系静子系统某处运行过程中产生自激励，导致机组产生振动故障。这种现象属于静子装配应力集中或零件本身尺寸不符合设计要求导致配合面不合理造成的。

3 动力涡轮分解检查及振动原因分析

经四次试车磨合及调整，动力涡轮振动无明显改善，后对试车台各系统及动力涡轮外部零件进行了检查，未发现引起动力涡轮振动可疑情况，决定进行分解检查。根据零部件状态进一步确定振动原因，进而制定排故方案，待动力涡轮排故后进行试车验证。

3.1 分解检查情况

动力涡轮分解后发现异常现象如下:

a)分下主推力轴承发现，后视左半部两片轴瓦、右半部一片轴瓦内径有明显贯穿性磨损。前轴承下半部分左右瓦块磨损情况不一致，前视右下侧瓦块比左下侧瓦块磨擦较大，存在偏磨情况。

b)顺气流方向看，12点钟和2点钟方向承力支板轴向后端突出主承力环3～5 mm，见图2。

3.2 对可能产生振动故障的原因分析

3.2.1 轴承与轴承机匣故障

前轴承轴瓦下半部左右轴瓦磨损程度不一致，前视右下侧轴瓦较左下侧轴瓦磨损大，存在偏磨现象;主推力轴承正上方三块轴瓦内径存在严重磨损，且带有毛刺。

造成磨损程度不同的原因可能有以下情况:一为轴承机匣部件前后轴承座同轴度以及推力轴承座垂直度不符合设计要求，导致局部产生偏磨;二是轴承自身加工问题，与轴承机匣部件配合尺寸不符合设计要求。

图2 承力支板与主承力环轴向错位位置

针对第一个原因，将轴承机匣从动力涡轮上分解后按图3进行检查，检查对象包含本台份与无振动故障台份共计两台份轴承机匣。测量数据显示，无振动故障台份轴承机匣直线度、垂直度、跳动及同轴度等测量要素超差情况要比本台份轴承机匣大，基本可判定超差尺寸应在机组可靠运行包容范围内。

针对第二个原因，采用新轴承(未使用)和旧轴承(该台动力涡轮试车使用)两套轴承测量对比分析，表1为轴承测量结果。由表1数据可以看出，旧轴承径向轴承与轴配合间隙超差较为严重，导致油膜厚度达不到设计要求，使轴与轴承内径局部存在磨损，造成转子受力不均匀，使转子发生振动故障。该台动力涡轮恢复装配时选用了新轴承替代原有轴承装机使用，以便保证轴承与转子系统配合间隙要求。

图3 轴承机匣测量图

表1 新、旧动力涡轮径向轴承尺寸

3.2.2 支承系统故障

顺气流方向看，12点钟和2点钟方向承力支板轴向后端突出主承力环3 mm～5 mm(见图2)。两件支板后移导致承力支板前端最小直径φ802向后移动3 mm～5 mm，在装配轴承机匣时，因轴承机匣轴向装配不到位，使用锥销引导，强行进行承力支板与轴承机匣螺钉、销子的装配。因活动隔热层将轴承机匣与承力支板配合表面掩盖，无法对承力支板与轴承机匣配合斜面间隙进行测量。

通过理论计算，如果在承力支板后移3 mm～5 mm状态下，轴承机匣轴向位置仍按设计要求装配到位，会使承力支板前端最小直径与轴承机匣产生很大干涉(见图2阴影部位)，从而导致7件承力支板与轴承机匣配合面受力不均匀，并且使螺钉承受拧紧应力和横向剪切力，部分螺钉装配到位可能存在假象。工作时，因配合间隙不均匀，使轴承机匣周向传力不均，从而会导致机组振动。

4 振动排故后的试车验证

该台动力涡轮排故并回装完成后，进行验证试车。

通过多次试车验证，动力涡轮振动趋势较为平稳，启动过程中，当达到燃气发生器慢车状态时，前期动力涡轮后支点振动摆动明显，但从工作点降至燃气发生器慢车状态时，摆动不明显，试车后期，此状态摆动不再明显，且振动绝对值不大(振动值见表2)。

从表2中可以看出，当动力涡轮转速n3达到4 565 r/min时，振动最大点前支点垂直振动AC1振动约为 88 μm，其余 AS1=65 μm，AC2=24 μm，AS2=18.3 μm，设计要求振动最大值不超过100 μm，因此本次试车满足设计要求，符合验收标准。

表2 经过排故后动力涡轮振动情况

5 结论

QD128燃气轮机某台动力涡轮试车发生振动故障后，对试车时各系统参数进行了及时分析，并通过频谱分析初步判定振动故障属于静子自激造成。分解检查过程中对动力涡轮转子系统、静子系统及轴承支承系统进行了检查、测量，发现承力机匣与承力支板轴向错位，使承力支板与轴承机匣配合面倾角不一致，导致工作时传力的不均。针对该问题，承力机匣与承力支板按设计图纸进行了补加工，消除轴向尺寸错位情况。另外，轴承内径不符合设计要求，致使轴瓦与轴之间配合游隙过小，这样会加速轴承的温度升高，从而加快轴承的磨损，影响机组运行的安全性和可靠性。恢复装配时，根据要求选配了新的轴承以满足间隙要求。经过反复试车，各项振动值均符合设计要求，很好地排除了该台动力涡轮振动故障，达到外场使用要求。

燃气轮机振动故障分析及排故涉及多学科、多领域的相关知识，振动原因多种多样，但在设计技术相对成熟的前提下，振动故障的产生多半是因加工和装配不合理造成的。因此，燃气轮机的制造和装配过程要严格按照设计和工艺文件要求执行，控制转、静子之间及轴与轴承的间隙，保证支承系统的可靠性等。燃气轮机运行时，各系统监控要及时准确，做好数据累积。在故障初期即可及时发现，以免因振动故障造成转子系统不可恢复的损坏［4］。

［1］董建国，田剑波.燃气轮机的振动故障分析［J］.燃气轮机技术，2004，17(2):62-63.

［2］姜伟，赵士杭，庞为，等.燃气轮机原理结构与应用:上册［M］.北京:科学出版社，2002:794-795.

［3］李宝凤，王德友.QD128燃气轮机动力涡轮偏心故障的振动分析［J］.航空发动机，2007，sl:1-3.

［4］曹茂国，孟憬非.某型发动机整机振动故障分析［J］.航空发动机，1994(4):19-20.