某双轴燃气轮机动力透平异常振动诊断

全 列，张广辉

(1. 南方科技大学 力学与航空航天工程系, 广东 深圳 518055； 2. 哈尔滨工业大学 能源科学与工程学院，哈尔滨 150001)

回转机械在高速运行时都要产生振动，设备振动特征是反映设备运行状态的一项重要参数，振动的大小关系到设备机组能否正常运行。大型机械故障常以振动大的形式表现出来,因此根据振动信号进行监测与诊断是目前设备维护管理的主要手段,且振动信号中包含丰富的设备运行状态信息,是目前故障诊断的重要研究领域[1-5]。通过振动特征参数可以掌握设备的运行状况并分析设备的故障，对振动进行准确分析，及早发现故障根源，将故障消灭在萌芽状态，能够节约企业成本，提高企业效益。

燃气轮机作为一种高速旋转机械，在运行过程需对轴承振动情况进行监测，以及时发现设备振动异常并作相应处理。由于燃气轮机机组是一个庞杂系统，设备之间的振动可通过结构、地脚、联轴器等进行传递和影响，使得燃气轮机振动情况的准确分析变得更加困难。

本文所研究的西门子工业双轴燃气轮机在2013年运行期间其动力透平的轴承在机组高负荷情况下，出现了振动波动的情况，从20 μm到40 μm之间波动，而这种振动波动情况有持续上升的趋势，并在运行一年半之后，最高波动达到51 μm,开始接近振动高报警值(64 μm)，对机组安全运行造成较大隐患。

本文对该燃气轮机振动异常进行诊断和分析，对比美国海军LM2500型舰载燃气轮机的异常振动案例[6]，在轴承振动监测的基础上进一步使用敲击测试方法寻找异常振源。本文案例的诊断与解决方案具有一定代表性，能够为类似的燃气轮机振动异常现象提供参考。

1 设备基本情况

发生异常情况的设备是西门子SGT-200-2S的燃气轮机，代号TORNADO(龙卷风)，功率7.68 MW,采用双轴布置结构，结构如图1。

该燃气轮机的基本部件简介如下：

(1) 压气机部分为15级轴流亚音速压气机，设置有可调入口导叶和静叶调节系统，压比12.6∶1，在ISO条件下空气流量29.3 kg/s，额定转速11 085 r/min。

(2) 透平部分由2级悬挂式压气机透平和2级动力透平组成。其中压气机透平与压气机布置在同一根转轴上，动力透平布置在另一根转轴并通过联轴器向外输出动力，其额定转速10 950 r/min，在ISO条件下功率7 680 kW。

(3) 燃烧系统采用逆流式设计，高压助燃空气从压气机扩压口出来后，逆向改道进入燃烧室。燃料喷嘴位于每个火焰筒的颈部。高压助燃空气在燃烧室里直接进入火焰筒，在旋流器的作用下，加速空气的扰动，使得燃料和空气得到充分的混合燃烧。

2 故障现象描述

该振动异常现象最初从燃气轮机健康监测系统中的振动位移值体现出来。图2 展示了该燃气轮机的轴承测点分布，其中UD10X1、UD10Y1(靠近空气入口)和UD11X1、UD11Y1(靠近燃烧室)为布置在同一根轴上的压气机径向轴承测点，UD12X1、UD12Y1为布置在另一根轴上的动力透平(power turbine，以下简称PT)径向轴承测点。该燃气轮机于2013年5月19日回装，经过一年时间运行，发现PT的径向轴承UD12X1、UD12Y1出现异常波动。该异常振动随着运行时间的增加，振动幅值也随之增加。根据2015年12月的历史记录，PT轴承UD12X1振动幅值已达到53 μm，而轴承振动高报警值为64 μm。按照该异常振动幅值上升的速度可预测，不到一年将由于轴承振动值超过允许范围而机组跳停。

图2 燃气轮机健康监测系统界面

在表1中我们可以看到，随着透平负荷从低负荷向高负荷转变，压气机轴承振动位移值没有发生明显变化，而PT轴承UD12X1的振动位移值明显变大。

表1 燃气轮机轴承不同工况下的振动位移幅值

通过使用便携式采集仪查看实时频谱，可以发现在PT轴承处主要的振动频率是63 Hz。这个63 Hz谱峰在低负荷时没有出现，而在高负荷情况下极为明显。另外这个频率63 Hz是固定的，也就是不随转速的变化而发生改变。这个频率的振动幅值在机组稳定运行过程会在较大范围内振荡。高负荷下的UD12X1轴承振动频谱图中显示其振动值高达24 mm/s，且以63 Hz为主要振动频率。因此，这个63 Hz频率属于该异常振动的特征频率，需要寻找振动源。

3 异常频谱图分析

3.1 低负荷下轴承振动情况

在低负荷情况下燃气轮机所有轴承的振动监测数据稳定，没有异常的波动，振动值也较小。PT轴承UD12X1在低负荷下以PT转子频率为主要振动频率，如图3所示。

图3 低负荷下PT轴承UD12X1振动频谱图

3.2 高负荷下燃气轮机轴承振动情况

在机组负荷提上去之后，开始出现了异常的频谱，UD12系列轴承的振动异常尤为显著：以63 Hz为谱峰，且振动总值非常高，对比之下PT和压气机转速频率谱峰几乎可以忽略，如图4所示。

图4 高负荷下PT轴承UD12X1振动频谱图

在对比低负荷情况下和高负荷情况下燃气轮机各个轴承的振动频谱可以发现，在高负荷情况下，PT轴承出现了明显的63 Hz的谱峰，且该频率不随转速改变。由压气机轴承振动频谱对比，发现压气机侧没有明显的63 Hz谱峰，因此振动来源应该在PT附近。

3.3 压气机及PT地脚振动情况

在对压气机以及PT处的地脚进行振动数据采集后，发现在高负荷工况下，燃气轮机地脚均出现63 Hz的振动频率，这样63 Hz频率便可以通过与地基、隔音柜的刚性接触传递，这也解释了燃气轮机隔音柜的低频振动原因。

3.4 燃气轮机排气烟道振动情况

在燃气轮机排气烟道的振动测量中，我们选取了两个测点：烟道靠近PT出口处、烟道与PT出口间隔一个布袋膨胀节的位置，如图5所示。

图5 烟道测点位置

烟道的两个测点处的频谱如图6、图7所示。

图6 排气烟道靠近PT出口处振动频谱图

图7 排气烟道与PT出口之间隔一个 布袋膨胀节处振动频谱图

经过振动检测仪的测量，在排气烟道靠近PT出口处的振动频谱中，除了燃气轮机转速谱峰，还出现了明显的63 Hz的谱峰，说明烟道的确存在63 Hz的机械振动频率；而这段排气烟道在经过了约10 cm的布袋膨胀节后，其频谱发生了明显变化，63 Hz的谱峰消失，只剩下燃气轮机转速谱峰。

从这个测量结果可以判断，63 Hz属于排气烟道在靠近PT出口处的振动频率(否则不应该在布袋膨胀节后消失)。

4 振动原因以及解决方案

4.1 敲击测试验证结论

使用橡胶锤对烟道排放口进行敲击测试，测量在敲击烟道不同位置时所激起的固有频率，发现在烟道下方有特征频率69 Hz，而在烟道上方有特征频率62.83 Hz。

经过敲击测试，发现烟道上方的特征频率非常明显，在燃气轮机的烟道、PT地脚等位置均能测量到63 Hz左右的明显谱峰,如图8所示。

图8 烟道敲击测试频谱图

经过检查，发现烟道排放口贴合面上半部分存在明显缝隙，贴合面间的密封垫已经脆化掉落。下半部分的情况较好，未发现明显缝隙。

经过综合分析，可以认为是由于排气湍流脉动冲击烟道，对松动部分的烟道产生了持续作用力，导致其在固有频率处发生振动，出现了明显的振动。

4.2 振动原因分析

燃烧后的气流在PT出口要经过一个90°的拐弯，对烟道和法兰固定面产生较大的作用力。而气流中的压力脉动作用在这个90°弯头处，也会在拐弯处产生振动[7]。

如果烟道法兰面松动，那么整个系统就好比有一定自由度的管道，在周期性的气流脉动激励下，产生振动[8]。这个振动属于受迫振动，其振动频率和烟道被激发的固有振动频率相同。这里已通过敲击测试发现烟道有固有频率63 Hz。

因此，在两个因素共同作用下，形成了PT的轴承以及透平烟道、地脚的振动异常现象。

而经过长时间运行后振动变大趋势的原因是：由于排气烟道连接螺栓的变形，烟道松动情况加剧，在气流引起的脉动冲击下引起的烟道振动也随之变大[9]。

类似的振动异常现象也在美国海军舰载燃气轮机LM2500上发现过，其异常振动频谱图随时间演化如图9。类似于本文案例，技术人员检测出在湍流作用下该机组由于排气烟道振动而引起的频率为26 Hz的谱峰。该案例进一步证实了本文的分析结论。

图9 LM2500型燃气轮机频谱随时间演化图

4.3 解决方法

由于该振动并非由于转子本身故障而引起，因此，燃气轮机本体未出现问题。该振动对烟道的影响较大，如果不做处理，可能导致烟道振动剧烈，导致烟道松动更加严重，导致其结构振动更加严重，造成烟道损伤，并由于振动总值超出允许范围而导致机组跳停[10]。因此，需要对烟道螺栓进行紧固处理，增强烟道刚度，消除烟道63 Hz的振动频率。

在经过一次紧固后，发现PT轴承UD12X1振动总值从26 mm/s减少至14 mm/s，下降了一半，并且如图10所示，63Hz振动幅值从25 mm/s降低至8.5 mm/s，下降了三分之二，从而确定诊断结果正确。

图10 处理后的UD12X1振动频谱

5 结论与展望

(1) 本文解释并解决了西门子SGT-200-2S型双轴燃气轮机动力透平振动值大幅波动且总值较大并呈上升趋势的异常振动现象。此案例为类似燃气轮机的振动分析提供了参考。

(2) 本文总结了燃气轮机动力透平轴承振动值异常波动的诊断方法：经过敲击测试，改变运行速度等措施收集相应的振动数据并进行分析，将振动源定位在烟道固有频率，并在对烟道进行紧固后消除了振动源，使振动值大幅下降。

(3) 振动频谱分析方法能起到在设备发生严重故障前的故障预判作用，为设备的计划性检修提供了可靠依据和技术指导，对于设备的安全运行、状态监测起到重要作用。

(4) 在振动监测的基础上，通过补充进行敲击测试来测定与其相连的部件的固有频率是否影响了设备的整体振动，可以确定部分异常振动频率的来源。