燃气轮机单轴机组轴系振动原因分析及处理措施

燃气轮机单轴机组轴系振动原因分析及处理措施
一、单轴机组结构特点
上世纪80年代末，为缓解大庆油田用电的紧张局面，我厂先后从美国GE公司引进两台PG6531(MS6001B )系列燃气轮机发电机组，1#机组为热电联供机组，后改造为燃气-蒸汽联合循环机组；2#机组为单轴燃气-蒸汽联合循环机组，该机组主体设备包括燃气轮机、汽轮机、发电机、余热锅炉各一台。

其布置方式如图1所示：
图1机组主体设备俯视图
1启动电机88CR 2液力变扭器 3增速齿轮箱 4辅助齿轮箱 5燃气轮机 6负荷齿轮箱 7发电机 8汽轮机 9余热锅炉
A．辅机间 B．轮机间 C．齿轮间
辅助齿轮箱通过充油齿式联轴器与燃机转子相连，燃机、负荷齿轮箱、发电机、汽轮机之间则通过刚性联轴器连接在一起。

发电机位于燃机、汽机之间，由二者共同拖动作功，这种结构俗称“两头抬”式。

燃机、汽机、发电机三大旋转设备共轴，整个机组轴系分布为单轴结构。

这种结构机型为GE公司70年代末试验产品，生产数量不多。

由于汽机与燃机共轴，其中任何一台设备出现严重故障时，整个机组都得停运，所以缺乏灵活性，目前，这种轴系分布的机组几乎不再生产。

机组运行过程中只有启动电机88CR与轴系脱开，其余设备均随主机一起运转。

由于整个轴系跨距达三十余米，相连设备又多，因此机组运行时经常发生设备振动情况。

二、振动及其危害
1、振动的分类
振动的分类方式比较多，按照振动产生的原因分有：自由振动、受迫振动、参数振动、自激振动；按振动的位移特征分有扭转振动、摆动、角振动、横向振动、纵向振动、直线振动；此外还可以按照振动的规律、振动系统的自由度、振动系统结构参数特性及其它方面来划分振动的种类。

针对2#机组来看，整套装置中既存在受迫振动，如轴系中某一设备受到临近设备的振动干扰；又存在自激振动，如轴瓦乌金面磨损，工况恶化引起的振动。

既有扭转振动，如负荷齿轮箱两个弹性轴传递机组突变力引起的振动；又有横向、纵向和直线振动，如负荷齿轮箱轴瓦前后、左右、上下的振动。

2、振动的危害
2.1振动造成动静部件之间的摩擦和碰撞
实测MS6001B型燃气轮机透平转子上动叶及其气封齿与静止部件的径向间隙在2.65～5.00mm之间，燃气轮机压气机动叶与缸体、静叶与转子的径向间隙在0.65～1.20mm之间，轴承气封与转轴的径向间隙在0.15～0.25mm之间。

如此小的间隙无疑是为了提高机组的工作效率，减小漏气损失。

但当机组发生剧烈振动时，将导致动静部件之间的摩擦和碰撞，造成气封齿损坏，叶片磨损、变形、掉块，甚
至断裂的严重事故。

2#组大修时检查发现压气机动、静叶叶顶部位均有轻微擦痕，由于压气机叶片具有良好的塑性，因此形成叶顶堆积。

动叶叶顶堆积方向与转子转向相同，静叶叶顶堆积方向与转子转向相反。

这是典型的由振动引起摩擦变形的例子。

2.2振动造成轴与轴瓦的磨损
当机组发生剧烈振动时，建立在轴和轴瓦之间的支撑油膜将被破坏，造成轴和轴瓦的碰撞、摩擦，导致轴瓦乌金因摩擦过热而脱落，形成沟痕，进一步恶化了油膜的承载和润滑效果，引起油膜震荡。

同时，长期的振动也导致轴径磨损，使机组的振动进一步加剧。

振动和轴瓦的损坏是相辅相成的，振动导致了轴瓦的损坏，轴瓦的损坏又加剧了振动。

2.3振动造成传动齿轮的损坏
MS6001B型机组主轴系中需要增、减速的设备多，所以采用齿轮传动，如液力变扭器、增速齿轮箱、辅助齿轮箱、负荷齿轮箱、辅机与燃机之间的充油齿式联轴器等都分别采用了直齿、斜齿或是人字齿轮传动。

当机组发生强烈振动时，相互啮合的齿轮之间将发生冲击、碰撞，破坏齿轮间的润滑油膜，导致齿轮磨损加剧，甚至发生断齿的严重事故。

为避免设备因振动造成严重的损坏，在机组的轴瓦上安装有振动探头，输出信号送到中央控制室的控制保护装置中并设定保护定值，当机组振动值达到保护定值时，控制系统保护动作，发出信号遮断机组。

当燃机、发电机和汽轮机运行平稳时，发电机和汽轮机的振动一般保持在 1.5mm/s以下，燃机的振动略高，在3～8 mm/s范围内变化，小于极限值12.7mm/s很多。

燃机的振动主要与两端的齿轮箱有关，因此整个轴系的振动主要集中在辅助齿轮箱系统和负荷齿轮箱系
统。

由于振动过大，已造成机组多次被迫停机，严重影响了机组的安全稳定运行。

三、振动原因分析
1、负荷齿轮箱系统振动原因
由于燃气轮机额定转速为5080r/min，而发电机的转速为3000r/min，因此，负荷齿轮箱担负着把燃机的转速降到发电机转速的任务。

齿轮箱为一级减速，包括两个互相啮合的人字齿轮。

其结构图如2所示。

这种结构的人字齿轮设计思想比较独特。

大小齿轮结构相似，以小齿轮为例，首先，小齿轮6加工成内部中空结构，细长的弹性轴3从小齿轮中间通过。

小齿轮的一端加工有花键8，与小齿轮花键齿套9套接在一起互相啮合。

小齿轮花键齿套与小齿轮端的法兰通过螺栓连在一起。

当燃气轮机扭矩通过刚性联轴器传递给小齿轮弹性轴后，弹性轴通过花键传递给花键齿套，花键齿套再传递给小齿轮，小齿轮与大齿轮互相啮合，最后把燃机的扭矩传递给发电机。

图2负荷齿轮箱啮合齿轮主视图
1燃气轮机转子靠背轮 2刚性联轴器 3小齿轮弹性轴 4定心环
5可倾瓦及椭圆瓦 6小齿轮（已剖开）7椭圆瓦8啮合花键
9小齿轮花键齿套10大齿轮花键齿套11椭圆瓦12大齿轮（未剖开）13椭圆瓦14发电机转子靠背轮15大齿轮弹性轴
当机组工况改变时，燃机的扭矩发生突变，如果齿轮没有弹性轴，则大小齿轮将会受到强烈的冲击，久而久之，容易导致轮齿的过度磨损，甚至断裂，引发严重的机械事故。

由于弹性轴具有良好的弹性，可以迅速吸收燃机突变产生能量，再通过花键、齿套、小齿轮传递给大齿轮，这就延长了力矩的传递时间，根据动量原理可知，传递到大齿轮上的突变力将大大减小。

弹性轴的存在固然可以减缓变工况下大小齿轮的冲击力，但由于刚性联轴器和小齿轮弹性轴细而长，总长度超过3 m，弹性好而刚性差，如果对中或动平衡不好，高速旋转时极易产生振动并传递给小齿轮。

左右对称的人字齿轮可以平衡轴向推力，因此负荷齿轮箱大小齿轮两侧均未加装推力瓦，大小齿轮可以轴向窜动 5 -10 mm，其定位由燃机主副推力瓦决定。

这种结构为刚性联轴器的拆装提供足够的空间，但必须承受由燃机和发电机端传递过来的轴向力。

当机组负荷变化时，燃气和蒸汽的参数变化导致燃机转子和发电机转子轴向位移波动，二者交汇到大小齿轮处必然引起振动。

由机械原理可知，齿轮具有传递效率高，传递扭矩大等优点，但同时容易产生轮齿冲声和噪声，这是齿轮传递无法克服的缺陷。

加之2#机组负荷齿轮箱已运行十余年，轮齿必然会有不同程度的磨损，造成啮合间隙逐渐增大，加上齿轮弹性刚度的周期性变化造成的激励，这些都是导致负荷齿轮箱振动的原因。

2001年8月，2#机组负荷齿轮箱剧烈振动，停机检查发现齿轮
箱的5副瓦都受到较为严重的损坏，解开刚性联轴器与小齿轮轴的连接螺栓发现除4条进口螺栓外，其余20条国产螺栓全部断裂。

按要求，每条螺栓的预紧力神长量在0.25～0.30mm之间，由于国产螺栓材质差，强度不够，发生塑性变形，导致燃机与负荷齿轮箱对中破坏，引起强烈振动。

后更换了轴瓦和进口螺栓，振动恢复正常。

2、辅助齿轮箱系统振动原因
多年来，辅机间的振动问题一直困扰着我们，振动过大曾多次引起机组停机。

经分析认为主要原因有以下几点：
（1)安装基础不够水平
检修增速齿轮箱及辅助齿轮箱时，用水平仪测量了各自的下半箱体水平中分面，发现沿主轴方向，它们均与真正的水平面呈一夹角，这种情况也许是因为辅机与燃机排直时辅机底座加减垫片造成的，但也可能当初安装机组时，整台机组的安装地基不够水平。

尽管这一夹角非常微小，但是，当这些重型设备长期高速运转时，难免会使这些设备发生微小的轴向位移，当这些位移积累到一定程度时，必然成为振动的一个诱导因素。

(2）设备自身缺陷
①国产配件制造工艺粗糙，动、静平衡做得不够好
由于机组引进比较早，运行时间比较长，造成部分运转设备（如辅助箱1#轴、增速箱输出轴齿套、液力变扭器联轴器等）的过度磨损，后更换成国产配件。

由于国内厂家的机加工艺水平不是很高，有的配件动平衡做的不够好，当这些设备高速运转时所产生的振动和冲击力是非常大的。

例如1997年，增速齿轮箱与液力变扭器间的齿套式联轴器由于磨损严重必需更换，当回装加工配件时，发现联轴器两个靠背轮的联结螺栓孔有错位现象，必须用力敲击才能将螺栓强行敲
入。

这样做的结果使联轴器发生形变，齿轮的啮合情况将会恶化，久而久之将会引起齿条的磨损而造成振动。

检查还发现有的旋转配件没有做动、静平衡时必须钻削的机加孔，可以判定这样的配件没有经过严格的动平衡测试，所以使用这样的配件难免要引起振动。

②增速齿轮箱轴承基座可能不同心
1996年，增速箱输出轴发生滚瓦现象，解决方案是轴承箱瓦座重新镗孔，根据镗孔结果重新配瓦。

镗完孔后，由于检测两孔的同心度费用比较高，且检修工期紧张，故这一必做措施取消。

如果两个瓦孔不同心，将导致轴在安装后与两个轴瓦有一个倾角，使得轴与瓦不能良好接触。

当这样的轴运转时，无法在轴和轴瓦之间建立起良好的油膜，导致轴和瓦的磨损加剧，进而引起振动。

因为没有经过同心度检测，不能确定新镗的两个瓦孔是否同心，但实际运行的结果是该处的轴瓦经常损坏。

③高速盘车加速部分推力瓦推力面的磨损
辅助齿轮箱与增速齿轮箱中传动轴间都采用斜齿轮进行传动。

与直齿轮相比，斜齿轮的优点是在同一工作时间内有多个齿条啮合传力，这样会消除传动中的冲击力，降低噪声，使传动变得平稳，从而延长了齿轮的寿命。

但它致命的缺点是产生轴向推力，增加了推力瓦面的工作负担。

假设辅助齿轮箱中某对斜齿轮啮合情况如图3所示，当机组正常运转时，假设此时A轴由燃机拖动，成为主动轴，B轴 成为从动轴，A齿轮的一个轮齿受力为f,（见图3左侧的受力分解图），沿水平方向和轴向分别分解为fl和f2,fl为B轴的上齿轮提供啮合力，而f2沿轴向通过推力盘7作用在3#推力瓦上。

B齿轮上与A齿轮相互啮合的轮齿所受到的反作用力F可以分解成Fl和F2, Fl驱动B轴旋转，F2则沿轴向通过推力盘9作用在4#推力瓦上。

综上所述，
当机组正常运转时，3#、4＃推力瓦推力面受力。

图3辅机间齿轮箱中某对斜齿轮啮合示意图
1. A齿轮
2. B齿轮
3.3#推力瓦
4. 4 #推力瓦
5. 5＃推力瓦
6. 6 #推力瓦
7.3#推力盘
8.5#推力盘9. 4#推力盘10. 6#推力盘
当机组启动或停机时为使转子不弯曲，必须进行盘车，盘车时，设备的转向与运行时相同，但原来从动轴变为主动轴，作用在各个啮合齿轮上的作用力与原来正好相反。

仍以上图为例，此时，轴向推力由作用在3#、4#瓦上，变为作用在5#、6#瓦上。

实践发现，在运行时受力的推力瓦很少损坏，而在盘车时受力的推力瓦则经常出现推力面乌金划痕、过度磨损、脱落等现象。

由于盘车时主油泵不工作，辅助滑油泵供油压力相对较低，只有0.76MPa，盘车转速又不算太高，此时轴的转动不够平稳，推力瓦无法建立起良好的油膜，从而很快使推力瓦的乌金因高温摩擦而磨损，进而又使轴的运转情况恶化，久而久之，必然引起振动。

(3检修因素影响
①调整垫片数量过多
一般大型转动设备的地脚调整垫片不宜超过五个，而附机间各齿轮箱以前所加垫片很薄，只有0.10～1.00 mm之间，这样，调整后垫片数量往往超过十几张。

垫片数量过多，垫片间渗入油污的可能性就大大增加了，使垫片组的弹性余量增大，时间长了，难免因垫片的弹性变化而使齿轮箱轴中心高变化，从而成为振动的一个诱导因素。

②共轴设备多，排直对中难度大
排直对中对机组的平稳运行至关重要。

因2#机附机间设备多，而且除了启动电机外，其它设备都随主机一起旋转。

每次维护时排直对中工作量非常大，排直工作又很辛苦和烦琐。

有时为了不影响生产进度，在排直不是很理想的情况下（即：超标，但很小），被迫启动机组。

这样，就为机组的振动埋下了隐患，当引起振动的各种因素累加到一定程度时，必然导致附机间各设备的振动。

四、解决方案
1、改造启动系统
针对以上原因，电厂组织技术力量论证改进方案和措施，因为2#机组为GE公司70年代末的试验产品，设计上存在不合理因素，在咨询GE公司后，决定对辅机间进行改造，即去掉原液力变扭器及增速齿轮箱，安装功率更大的EL7.5YGTm2.2-36型液力变扭器，同时，在变扭器和辅助齿轮箱之间加装SSS68 FT离合器。

2000年6月初，电厂组织技术力量，在GE公司现场服务代表的指导下，历时一个月，完成了启动系统的改造。

改造后，启动设备简化了，更重要的是增加的离合器可以使液力变扭器在启动后与主机脱开，减少了振动源。

实践证明，改造后，辅机间内设备振动的确有了改观，振动值比以前有一定程度的减小。

但运行一段时间后，振动又有所回升，随后发生
3S离合器损坏事故，后来在3S离合器上加装了刹车装置，但2001年1月，辅机间又因为振动过大导致1#轴靠燃机侧的轴瓦滚瓦，造成该处轴径严重磨损，辅助齿轮箱下半箱体轴承孔因过热变形，因此必须重新修正变形的轴承孔并更换轴、轴瓦。

当时因2#机组临近大修期，故从2001年3月26日开始，提前大修2#机组，一并处理该处缺陷。

2、改动定位销
机组大修后期进行整个轴系排直对中时发现，机组垂直方向和面隙都可以调整到理想状态，但由于机组底盘上定位销的限制，机组水平方向所能调整到的最佳排直结果如图4中B所示：
图4辅机、燃机、负荷齿轮箱轴系俯视图
A. GE公司给定的轴系水平排直标准
B．改动定位销前轴系最佳调整值
C．改动定位销后轴系调整值
1．辅助齿轮箱#1轴轴线2．燃机轴线
3．负荷齿轮箱小齿轮轴轴线
可以看出，由于定位销的限制，该对中结果虽在允许范围内，但
却偏向上限，尤其辅助齿轮箱已基本接近上限值。

随着机组的运行，只要设备的水平位移发生微小的变化，就极易导致对中超差，引起机组的振动。

需要说明的，MS6001B型燃气轮机采用箱式结构，即整个辅机设备共用一个底盘，燃机、发电机、汽轮机各用一个底盘。

安装时，类似搭积木，把各个箱体内的转子对中后即可彼此定位、相互连接。

但安装前提是以负荷齿轮箱的定位为基准的，然后沿轴线向两侧延伸，即沿轴线方向向前依次确定燃机的轴线、辅机间的轴线，沿轴线方向向后依次确定发电机轴线、汽轮机轴线。

轴线确定后，用定位销把各个底盘相互定位。

因燃气轮机工作条件恶劣，是整套发电装置中最重要的设备，所以燃机与负荷齿轮箱的定位销一旦调整定位后，就焊接在燃机底盘上，其它的定位销则可以取出。

由于机组安装时定位销没有调整到最佳位置即焊接在燃机底盘上，所以在定位销的限制下，无法把燃机与负荷箱小齿轮轴对中调整到最佳值。

改动方法有两种：一是重新调整定位销的位置，因为燃机定位销焊接在燃机底盘上，而且预留的人孔又太小，所以调整定位销几乎不可能；另一种是调整负荷齿轮箱在底盘上安装位置。

鉴于发电机、汽轮机历年来运行都很平稳，振动值很小，平均小于1.5mm/s，非常理想。

如果调整负荷齿轮箱，就要同时调整发电机、汽轮机及凝汽器等设备，其工作量非常大。

经研究后决定不调整燃机与负荷齿轮箱底盘定位销。

考虑燃机底盘与辅助齿轮箱底盘的定位销可以取出，因此决定对此销进行调整。

该定位销为(φ100mm，长200mm圆柱形钢销，车削掉外径1mm，使它变细，这样，即为左右调整辅助齿轮箱底盘提供足够的移动空间，又不至于因过量的切削而导致钢销强度变弱。

安装后，
增大的另一侧间隙，塞入2mm不锈钢钢垫作为补偿。

经调整后，燃机与辅助齿轮箱的最终对中只有0.02 mm，接近零对零，十分理想（见图4中C)。

实践证明，自从调整了燃机与辅机的定位销后，从2001年5月至今，2#燃机再未出现因辅机间振动所造成的停机事故，彻底根除了多年的隐患，确保了机组的平稳运行。

五、建议
为保证机组能长期平稳运行，进一步把2＃机组的振动控制在合理的范围内，建议采取以下措施：
(1)更换燃机两侧联轴器型号
我厂2#机组燃机与辅机之间采用齿式充油联轴器连接，燃机与负荷齿轮箱之间采用刚性联轴器连接。

建议更换成叠片式联轴器，因为叠片具有很好的弹性，能够部分吸收轴系中产生的冲击力和激增的能量，具有很好的缓冲、减振作用。

新型的6000系列机组已广泛使用该型号联轴器，减振效果十分明显。

(2）提高国产配件的质量
更换的国产化配件必须采用良好材质，并且要求加工精细，最重要的是旋转配件必须进行严格的动、静平衡配平。

(3)启、停机组时尽量减少高速盘车的时间，增加低速盘车时间，减轻易损推力瓦的受损程度。

(4)减少设备地脚调整垫片的数量，过多的薄垫片可用等厚的厚垫片取代。

(5）燃机与辅机之间的充油齿式联轴器要定期加油，确保啮合齿轮正常工作。

(6)强化电子设备监测手段，及时维护、更换、校正出现故障的
振动探头，充分发挥电子设备的监测作用。

(7)提高员工责任心，运行人员应加强巡视和检查，发现问题及时处理。

检修人员应定期对设备进行检查，并严格按照检修规程完成各设备的检修。

(8)建议在燃气轮机中修期间，增加燃机轴系对中检查一项。

确认对中数据，尤其是燃机与负荷齿轮箱之间的对中是否超标，必要时进行调整，确保整个轴系对中良好，把机组的振动降到最低限度。