故障诊断 | 海军 92957 部队 对某船用燃气轮机异常振动故障的分析与研究

推荐理由

本论文针对船用燃气轮机异常振动故障进行了深入分析与研究，揭示了碰摩、转子支承松动、平衡不良等核心故障原因，并基于振动故障特征和拆检结果，探讨了异常振动的产生机理。研究方法严谨，结论具有实践指导意义，对于类似燃气轮机故障诊断提供了宝贵参考。

关键词：燃气轮机；振动故障；诊断分析

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摘要

针对某船用燃气轮机使用中异常振动现象，开展了振动监测。通过数据处理与分析，提取了振动故障特征，基于这些特征认为该燃气轮机存在碰摩、转子支承松动、平衡不良等问题。对故障燃气轮机拆检进行了跟踪，拆检结果与先前分析判断基本相符。综合振动故障特征和拆检结果，研究探讨异常振动现象产生原因与相关机理。本例故障较为少见，相关问题分析及结论可作为船用燃气轮机类似故障诊断参考。

——以下为正文——

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引言

燃气轮机作为舰船动力“心脏”，其状态好坏直接关系到舰船机动性能能否满足航行任务要求，进而影响整个舰船战术性能有效发挥。鉴于燃气轮机在舰船装备中重要地位，如何进一步提高燃气轮机可靠性和完好率，已成为相关业务部门共同关心课题，并在使用管理、维护保养和状态监测等环节采取相应措施。其中，状态监测是不可或缺的技术环节，它能在预防故障、发现故障、诊断故障中起着重要作用［1］。振动监测作为重要技术手段在燃气轮机状态监测中得到了日益广泛使用，一些业内人士在该领域开展了相关研究［2－7］。然而，这些研究主要是集中在理论或者是模拟试验方面，而以故障实例为基础的研究分析相对较少。在船用燃气轮机运维管理中，故障实例分析与经验总结对于提高故障诊断准确率具有重要指导意义。因而，在实际工作中应积极开展典型故障研究分析。

某船在海上执行任务期间，发现燃气轮机A停机过程中出现振动超限报警，并且在停机后盘车过程中存在高、低压转子卡滞现象，但在长期静止冷却后盘车情况恢复正常。在发现异常后，船方第一时间提取了润滑油样品，送至监测技术部门开展油液分析，在分析中并未发现磨损元素含量异常。考虑到燃气轮机为旋转机械，以及船方反映的振动异常情况，监测人员建议以振动监测为主要技术手段开展问题排查。在后续的系泊及航行试验中，监测人员对该燃气轮机A、B开展了振动监测，通过时域与频域特征分析，发现燃气轮机A存在明显振动异常，建议停机检查。有关单位根据振动监测分析结果，并综合试验现场其他故障现象，确认燃气轮机A状态异常，判断高压转子后支承及相关部件可能存在隐患问题，决定更换并拆检该燃气轮机。事后拆检结果证实先前判断。

该例燃气轮机故障较为少见，故障特征较特殊，问题分析具有一定复杂性。为提高相关人员对船用燃气轮机故障诊断认识，本文拟结合工作实际对该例故障剖析，以便为类似故障的诊断分析提供参考。

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船用燃气机基本情况

该燃气轮机属于典型的三轴燃气轮机(结构示意图见图1)，其转动部件由前段的双转子系统和后段的单转子系统组成。双转子系统由低压转子和高压转子组成，低压转子由低压压气机转子和低压涡轮转子共轴组成，高压转子由高压压气机转子和高压涡轮转子共轴组成。高压转子和低压转子采用同心轴结构形式，高压转子在外，低压转子在内，分别以不同转速进行转动。单转子系统为动力涡轮转子。

图1 燃气轮机转子组成示意图

为了监控转子运行状态，该燃气轮机配置有在线监测系统：1)在低压转子、高压转子、动力涡轮机匣上方安装有三个振动传感器及数据采集系统，监测相关机匣部位振动;2)在三个转子相应位置安装有转速传感器，用于监测低压转子、高压转子、动力涡轮转子转速;3)在各轴承回油路上安装有磁性金属屑探测器，通过探测滑油中铁磁性颗粒监测轴承及其他部件磨损情况;4)设有各种压力、温度传感器，监测燃气轮机运行热力性能参数。

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振动监测分析

该船用燃气轮机配置的在线振动监测系统只能定时测量一定频率范围内振动总值，所获取振动信息有限。为了掌握燃气轮机振动测点时域与频域数据特征，更好分析燃气轮机振动问题，监测技术人员在低压压气机机匣水平径向测点布置振动加速度传感器，先后开展了冷吹拖转与航行情况下振动测试(测量频率范围为3～1000Hz)。

2.1 冷吹及工艺拖转情况下振动测试

冷吹及工艺拖转时，由电机驱动低压转子恒定旋转。为了便于横向比较，按先后顺序分别开展燃气轮机A与燃气轮机B冷吹及工艺拖转试验。比较两机试验及振动测试情况，发现存在较大差异：1)在燃气轮机A试验时，现场能听到间隙性噪声，并能直观感受到机体出现明显振动，而燃气轮机B无此现象；2)燃气轮机A各测点振动速度有效值明显大于燃气轮机B(以低压端测点为例，燃气轮机A振动速度有效值为3．9mm/s，而燃气轮机B为0．8mm/s)；3)燃气轮机A低压端测点频谱中低压转子转频分量(17．8Hz)幅值较大，远大于燃气轮机B低压转子转频分量(见图2和图3)；4)燃气轮机A低压端测点频谱中存在明显的异常频率成分，分别为8．9Hz、27．0Hz、35．8Hz(其频率对应为低压转子转频的1/2、3/2、4/2)，这些频率成分在燃气轮机B中并不存在。

图2 冷吹及工艺拖转燃气轮机A低压端测点频谱图

图3 冷吹及工艺拖转燃气轮机B低压端测点频谱图

2.2 航行试验振动测试

为了进一步排查燃气轮机故障问题，监测人员参与了航行试验，测试不同工况下两台燃气轮机振动，并对测试数据做如下处理与分析。

(1)比较两台燃气轮机不同转速工况下振动(具体见图4)，可发现燃气轮机A振动明显较大，相同工况下振动速度有效值(3～1000Hz)基本上为燃气轮机B的2至3倍，且振动随转速变化规律存在较大差异。其差异点主要集中于以下两方面:1)在高工况区域燃气轮机A与燃气轮机B振动相差较大，尤其是燃气轮机A在进8工况下振动(图中a8点)最大，而在进7、进9、进10工况下振动(图中a7、a9、a10点)相对较小，该情况与临界转速振动特征相似;2)燃气轮机A在进1工况(即图中燃气轮机A曲线a1点)振动较大，不仅大于临近的进2工况振动(图中a2点)，更是明显大于燃气轮机B进1工况振动(图中b1点)。

图4 燃气轮机A、B低压端测点振动随转速变化曲线

注:1)a1所在曲线为燃气轮机A变化曲线;2)b1所在曲线为燃气轮机B变化曲线;3)由于现场配合原因，燃气轮机A进3工况和燃气轮机B进3、进9工况振动未测。

(2)对比燃气轮机A与燃气轮机B高工况振动频谱和数据，可发现燃气轮机A高压转子转频分量极为突出，该情况远比燃气轮机B明显。图5、图6分别为燃气轮机A、燃气轮机B低压端测点进8工况振动频谱，两图中140．7Hz、138．2Hz分别对应燃气轮机A、燃气轮机B高压转子转频。比较两图，燃气轮机A高压转子转频分量振动数值远大于燃气轮机B。有关燃气轮机A与燃气轮机B高工况振动具体数据见表1。对比表1中两燃气轮机相关数据可知，燃气轮机A高压转子转频分量振动不仅远大于燃气轮机B，而且其在振动总量中的占比也明显大于燃气轮机B。综上分析，可认为高压转子转频分量是燃气轮机A在高工况下振动偏大主要原因。

图5 燃气轮机A低压端测点进8工况振动频谱

图6 燃气轮机B低压端测点进8工况振动频谱

注:1)T、S分别为燃气轮机A振动速度有效值(3～1000Hz)、高压转子转频分量幅值(均方根幅值)，S/T为燃气轮机A高压转子转频分量振动占比;2)Q、R分别为燃气轮机B振动速度有效值(3～1000Hz)、高压转子转频分量幅值(均方根幅值)，R/Q为燃气轮机B高压转子转频分量振动占比;3)燃气轮机B进9工况振动未测。

(3)对比两燃气轮机进1工况下的时频图，可发现燃气轮机A出现明显的分数倍频振动分量，且时域波形中存在明显瞬态冲击现象。图7为燃气轮机A低压端测点频谱图，在该频谱中34．6Hz分量幅值最大，并有明显的69．2Hz、103．9Hz、138．6Hz、173．2Hz、207．9Hz、242．5Hz分量，其频率分别为高压转子转频分量的2/3、3/3、4/3、5/3、6/3、7/3(103．9Hz对应为高压转子转频)，而燃气轮机B无此情况(见图8)。此外，时域波形中存在明显的等间隔瞬态冲击现象(时间间隔为0．029s)，其时间间隔与频谱中1/3转频分量(34．6Hz)相对应(见图9)，燃气轮机B在进1工况却无此现象(见图10)。此外，燃气轮机A和燃气轮机B在其他工况均无此现象。

图7 燃气轮机A低压端测点进1工况振动频谱

图8 燃气轮机B低压端测点进1工况振动频谱

图9 燃气轮机A低压端测点进1工况时域波形

图10 燃气轮机B低压端测点进1工况时域波形

2.3 振动分析结论

根据振动数据分析，可确认燃气轮机A振动状态存在明显异常。可能有如下问题:1)高压转子平衡不良(高压转子转频分量幅值较大);2)高压转子在低转速工况下出现转子碰摩情况;3)低压转子在冷吹盘车时出现转子碰摩情况;4)高压转子支承异常，支承部件间可能存在松动。

建议船方停止使用燃气轮机A，协调相关单位技术人员检查。检查内容应包括:1)检查高、低压转子与机匣静止部件之间的间隙;2)检查高、低压转子支承状况;3)在平衡试验台架上检查高压转子动平衡状况。

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拆检结果

除了监测到上述振动异常外，在航行试验中还发现其他故障现象:1)高压转子后机匣部位金属屑报警传感器多次出现报警，拆检发现有少量金属屑;2)燃气轮机A油气分离箱压力偏高，不仅明显高于燃气轮机B相同工况下压力，而且相比历史数据有明显增加;3)航行试验结束停机后，对燃气轮机A进行盘车检查，发现高压转子再次出现卡滞现象。

综合振动监测数据分析及现场故障现象，装备主管部门及修理单位认为燃气轮机A状态异常，决定更换并拆检故障机。经修理单位反馈，发现故障燃气轮机存在以下问题:1)高压转子后支承轴承部位轴套开裂，并出现表面磨损，轴承内圈相对轴套存在松动现象;2)多个与支承轴承内圈相关的装配部件存在磨损现象，并有黑色附着物;3)曲径密封套存在磨损痕迹。

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故障原因与机理

4.1 后支承松动对临界转速和不平衡振动影响

该燃气轮机后支承轴承为滚动轴承，轴承内圈与轴套之间原本为过盈配合，但由于轴套开裂与表面磨损，其配合关系变为间隙配合。这会降低高压转子后支承刚度，造成转子临界转速往低转速方向迁移。图4中出现了类似临界转速的振动特征(即燃气轮机A在进8工况振动最大，而在进7、进9、进10工况振动却相对较小)，极有可能是因为后支承刚度降低，进而导致转子某一阶临界转速从更高的转速工况迁移至进8工况附近。

此外，后支承松动会加大不平衡振动量。燃气轮机A出现的高压转子转频分量偏大问题，有可能是源于后支承松动，同时也不能排除高压转子质量偏心方面原因。对该问题分析，还需要获得燃气轮机A高压转子在平衡试验台上检查数据才能予以明确。

4.2 分数倍频振动出现与局部碰摩直接相关

燃气轮机A在进1工况下出现高压转子分数倍频振动与转子受摩擦作用密切相关。在燃气轮机A故障拆检中，发现多处转子部件磨损痕迹，恰好证实了摩擦作用的存在。这些摩擦力作用可分为两大类别:一种是近似全周摩擦，如高压转子后支承轴承内圈松动，轴承内圈相对轴套出现滑动并相应产生摩擦力;另一种是局部轻微摩擦，如转子与静止部件之间的碰摩。这些摩擦力会影响转子运动，使其产生复杂且具有非线性特性的振动响应。

燃气轮机A进1工况下时域波形中存在明显的等间隔瞬态冲击(转子每旋转3周出现1次冲击)。这是转子存在局部摩擦的重要特征，因为冲击现象一般发生在局部轻微摩擦中，而在全周摩擦中较少存在。此外，由于等间隔冲击属于周期性非谐波信号，频谱中1/3倍频振动分量幅值较大(远大于高压转频分量)，且还明显存在1/3倍频分量的谐波成分，即69．2Hz、103．9Hz、138．6Hz、173．2Hz、207．9Hz、242．5Hz等分量(频率间隔约为34．6Hz)，这频谱特征在一般的轴承松动摩擦中较少见。因此，高度怀疑燃气轮机A进1工况下出现的分数倍频振动直接来源于转子与静止部件之间的碰摩，而非后支承轴承部位。从现场拆检情况看，高压转子曲径密封套存在磨损痕迹，此处有可能是发生局部碰摩部位。

4.3 高压转子局部碰摩受回转运动影响

局部碰摩主要在进1工况出现，而在转速较高的其他工况却不存在，为何会有这一情况根据旋转机械基本理论［8－10］，并综合振动数据、故障拆检结果以及高压转子支承分析，回转运动效应极有可能是造成这一情况主要原因。

图9中高压转子每转3周才出现1次冲击，而不是每转1周出现1次冲击，这实际上说明高压转子运行中必定存在明显的回转运动现象:转子绕其几何轴心线自转，几何轴心线又绕前、后支承中心线作公转。高压转子出现回转运动与转子支承方式、后支承内圈松动、轴热变形均存在一定关系。

图11为高压转子支承示意图，高压压气机转子与高压涡轮转子刚性连接，采用双点支承方案，高压涡轮以悬臂方式安装在高压转子上。

图11 高压转子支承示意图

后支承轴承内圈松动改变了高压转子约束条件，允许高压转子出现横向运动，有利于回转运动出现。假设高压转子为理想刚性转子，具有理想直线度和圆度。在前、后支承轴承正常情况下，整个高压转子绕其几何轴心线做角运动，旋转时不做横向运动。当后支承轴承出现内圈松动时，横向约束条件出现变化，后支承允许高压转子在该位置出现横向运动(转子在前支承部位无横向运动)。由于前、后支承横向约束差异，各部分最大横向跳动量存在不同:前支承部位为零，高压涡轮部位最大，并且越靠近高压涡轮，最大横向跳动量越大(假设后支承横向约束各向相同，可按照圆锥面进行推算其他部位跳动量，见图12)。在转子离心力和轴承内圈相对轴套的滑动摩擦力等多因素共同作用下，转子产生回转运动。

图12 不同部分高压转子横向跳动量

实际上，高压转子并不能保证理想直线度和圆度，特别是高压涡轮采用悬臂安装方式，此处转轴受高温热作用，后支承与高压涡轮之间转轴不可避免受热变形产生一定挠曲现象。该挠曲现象与轴承内圈松动共同作用，造成高压涡轮几何轴心线偏离前后支承中心线，两线存在夹角(如图13)。

图13 高压涡轮几何轴心线偏离支承中心线示意

在图13所示回转运动中，高压涡轮及转轴一方面绕着几何轴心线做自转，另一方面又绕着支承中心线做进动(又称公转)。高压涡轮对质心O'的动量矩为：

式中：JP为高压涡轮极转动惯量;Ω为高压转子(高压涡轮)绕几何中心线自转角速度矢量，矢量方向按右手法则确定(假设其做顺时针旋转，其矢量方向为垂直高压涡轮斜向下)。

高压涡轮作回转时的惯性力矩(又称回转力矩)为：

式中：乘法为矢量叉乘，叉乘结果仍为矢量;ω为高压涡轮及转轴进度角速度矢量(采用右手法则确定矢量方向，若进动为正进动，即公转方向也为顺时针方向)。

对于图13所示正进动回转，惯性力矩矢量方向为垂直纸面向外，该惯性力矩试图将挠曲的转轴变直，推动高压涡轮几何轴心线向支承中心线靠拢。此外，由式(2)可知，高压涡轮转速越大，惯性力矩越大，高压涡轮几何轴心线向支承中心线靠拢越明显，几何轴心线横向运动越小。

由以上分析可初步解释燃气轮机A高压转子为何仅在最低工况出现局部碰摩现象。在进1工况下，高压转子出现正向回转运动(即正进动)，由于转速相对较低，回转惯性力矩相对较小，运转中转子横向跳动较大，后支承与高压涡轮之间轴段的静、动部件恰好出现局部碰摩，引发间隙性冲击;而随着转速升高，回转惯性力矩变大，运转中转子横向跳动变小，其横向跳动量小于后支承与高压涡轮段静、动部件之间的间隙，原有局部碰摩现象消失。

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结论与问题

5.1 结论

综合燃气轮机A振动故障特征、拆检结果以及有关故障原因和机理探讨分析，可得到以下基本结论：

(1)高压转子后支承轴承松动是导致燃气轮机A出现异常振动现象主要原因，它对高压转子具有多重影响:降低了高压转子后支承刚度，造成转子临界转速迁移;改变了转子约束状况，允许高压转子出现横向运动，有利于回转运动出现，影响转子静、动部件之间间隙；产生了摩擦力，影响转子回转进动;加大了不平衡振动量。

(2)高压转子在运转中存在正向回转运动(正进动)，它直接影响局部碰摩出现。对于正向回转运动，转速越低，转子横向跳动量越大，越容易出现局部碰摩，反之相反。

(3)高压转子在进1工况下分数倍频及其谐波振动直接源于高压转子静、动部件之间的局部碰摩。

5.2 问题

(1)由于掌握信息不全，无法对燃气轮机A冷吹及工艺拖转时出现的低压转子分数倍频振动给予合理解释，不排除高压转子后支承故障对低压转子也存在间接影响。

(2)燃气轮机A高压转子后支承内圈为何出现松动，是轴套材质问题还是另有原因，还需做进一步分析。

(3)有关燃气轮机A高压转子转频分量偏大的原因，还需获得动平衡试验数据才能明确。

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故障诊断 海军 92957 部队 对某船用燃气轮机异常振动故障的分析与研究.pdf

来源：《燃气轮机技术》，作者吴善跃、王嘉志、郭宁馨、任凤华

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