汽輪滑油泵運行異響故障分析

黃莉榕，蔡佐君

（上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031）

0 引言

某型汽輪滑油泵交付使用過程中，在機(jī)組轉(zhuǎn)速運行至一定范圍時，機(jī)組振動噪聲明顯高于其他同型設(shè)備，陸續(xù)運行一段時間后，振動噪聲已超過使用要求?，F(xiàn)場對機(jī)組進(jìn)行了振動測試，測試結(jié)果表明：振動頻譜中與傳動齒輪嚙合相關(guān)的特征頻率振動明顯放大。

某型汽輪滑油泵主要由以下部套件組成：汽輪機(jī)、減速箱、蒸汽調(diào)節(jié)閥、調(diào)節(jié)組件和螺桿泵。汽輪機(jī)采用單列速度級葉柵，通過安裝在回流器汽缸中的回流器實現(xiàn)雙列熱力做功，提高機(jī)組的功率。汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子通過主動小齒輪一級減速帶動減速器大齒輪軸，大齒輪通過套裝軸上的彈性柱銷聯(lián)軸器帶動五螺桿泵工作，蒸汽調(diào)節(jié)閥控制汽輪機(jī)進(jìn)汽量。大齒輪軸上套裝信號鋼齒輪通過交錯傳動動力給調(diào)節(jié)組件，調(diào)節(jié)組件起安保、為機(jī)組供潤滑油和調(diào)節(jié)用油的工作。

1 故障初現(xiàn)后的現(xiàn)場拆檢與檢查

機(jī)組轉(zhuǎn)速運行至一定范圍時，機(jī)組振動有所增大，仍在合格范圍內(nèi)，故障初現(xiàn)。現(xiàn)場對汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子和減速器轉(zhuǎn)子的軸承間隙進(jìn)行了拆檢檢測，觀察傳動齒輪和交錯齒輪齒面，未發(fā)現(xiàn)明顯的磨損痕跡，對齒輪側(cè)隙進(jìn)行了測量，具體測量值如表1所示。拆檢未發(fā)現(xiàn)明顯異常，決定繼續(xù)使用，并密切關(guān)注機(jī)組運行狀態(tài)。

表1 間隙測量表

機(jī)組運行期間振動噪聲逐步放大，陸續(xù)運行8個月后，將減速器轉(zhuǎn)子重新進(jìn)行了動平衡處理，完成動平衡處理后進(jìn)行復(fù)裝，復(fù)裝時間隙測量值如表2所示。

表2 間隙測量表

復(fù)裝后，機(jī)組運行在特定轉(zhuǎn)速及以上時，振動噪聲進(jìn)一步放大，尖叫聲明顯。

2 異響故障分析研究

2.1 故障原因初步判斷

機(jī)組出現(xiàn)振動噪聲異常，尖叫聲明顯的故障現(xiàn)象后，為了更準(zhǔn)確的判定故障原因，現(xiàn)場對機(jī)組進(jìn)行了振動頻譜測試。圖1～圖3為3個轉(zhuǎn)速下的振動頻譜圖，圖4為幾個轉(zhuǎn)速的頻譜對比圖。由頻譜對比圖初步判斷，在傳動齒輪的嚙合頻率及嚙合頻率的2倍頻區(qū)域，振動峰值突兀，是構(gòu)成了機(jī)組總體振級的主要部分，是產(chǎn)生振動和尖叫聲的主要原因。

圖1 振動頻譜圖（8 478 r/min）

圖2 振動頻譜圖（8 798 r/min）

圖3 振動頻譜圖（9 207 r/min）

圖4 不同轉(zhuǎn)速振動頻譜對比圖（8 478 r/min；8 798 r/min；9 021 r/min；9 207 r/min）

同時，對異響機(jī)組與同型號正常運行的機(jī)組進(jìn)行相同轉(zhuǎn)速下的振動噪聲對比測試，對比測試振動頻譜圖見圖5。由頻譜對比圖進(jìn)一步判斷，齒輪嚙合頻率及其倍頻區(qū)域附近，出現(xiàn)異響故障的機(jī)組振動明顯較大。為解決機(jī)組異響故障，將旋轉(zhuǎn)機(jī)械部分，含汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子、減速器轉(zhuǎn)子、信號轉(zhuǎn)子及軸承，進(jìn)行返廠檢測。

圖5 相同轉(zhuǎn)速下同型號機(jī)組振動頻譜對比圖

2.2 返廠檢測結(jié)果分析研究

旋轉(zhuǎn)部件返廠后，對齒輪齒面進(jìn)行檢測，檢測發(fā)現(xiàn)汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子齒面的齒形、螺旋線及齒距累積公差較之出廠前均下降較多，齒面精度下降。圖6、圖7分別為汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子出廠狀態(tài)下及出現(xiàn)故障返廠后的齒面檢測報告。

圖6 汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子出廠前齒形檢測報告

圖7 出現(xiàn)故障返廠后汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子齒形檢測報告

同時，拆檢過程中發(fā)現(xiàn)汽輪機(jī)推力軸承的球面內(nèi)座存在轉(zhuǎn)動現(xiàn)象，不能有效防轉(zhuǎn)。圖8為推力軸承的結(jié)構(gòu)示意圖，推力瓦塊支承在球面內(nèi)座上，球面內(nèi)座落在外座上。正常狀態(tài)下，防轉(zhuǎn)螺釘應(yīng)深入球面座防轉(zhuǎn)槽內(nèi)1.3 mm，實現(xiàn)防轉(zhuǎn)功能，檢測中發(fā)現(xiàn)防轉(zhuǎn)螺釘?shù)膶嶋H測量值比圖紙規(guī)定值低了1.5 mm，因此防轉(zhuǎn)螺釘無法有效防轉(zhuǎn)球面內(nèi)座，使得球面內(nèi)座可能會隨著汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子的運動而發(fā)生跟轉(zhuǎn)。

圖8 推力軸承示意圖

經(jīng)分析，球面內(nèi)座隨著汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子跟轉(zhuǎn)時，將減小轉(zhuǎn)子平面與瓦塊之間的相對速度，從而降低推力油膜的承載力，造成承載不均勻；同時，球面內(nèi)座跟轉(zhuǎn)會造成轉(zhuǎn)子運行狀態(tài)的不穩(wěn)定，可能會影響傳動齒輪的嚙合，使齒面有局部重載情況，長期運行下，會引起齒面精度的逐漸下降，從而產(chǎn)生異常振動和噪聲[1-2]。

2.3 故障復(fù)現(xiàn)分析研究

為確認(rèn)故障原因，返廠后進(jìn)行了故障復(fù)現(xiàn)試驗研究。將返廠的旋轉(zhuǎn)部件在同型號科研樣機(jī)上進(jìn)行復(fù)裝試驗。樣機(jī)運行在特定轉(zhuǎn)速1時，總振級約為144.5 dB，傳動齒輪嚙合頻率及其2倍頻的振動明顯偏大，故障現(xiàn)象與現(xiàn)場相似，存在尖銳的叫聲；樣機(jī)運行在特定轉(zhuǎn)速2時單點總振級達(dá)到150 dB，嚙合頻率2倍頻振動進(jìn)一步增大。圖9和圖10為2種轉(zhuǎn)速下的機(jī)組振動頻譜圖。

圖9 振動頻譜圖（8 543 r/min）

圖10 振動頻譜圖（9 028 r/min）

故障復(fù)現(xiàn)后，對旋轉(zhuǎn)部件中汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子進(jìn)行換新，同時，更換推力軸承防轉(zhuǎn)螺釘。復(fù)裝后，樣機(jī)嚙合頻率及其2倍頻的振動明顯降低，機(jī)組總振級約137 dB，進(jìn)一步提高機(jī)組轉(zhuǎn)速，嚙合頻率及其2倍頻同樣不大，總振級約138 dB，機(jī)組在運行時也無明顯的異常尖叫聲，運行噪聲明顯改善。圖11和圖12為汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子換新后2種轉(zhuǎn)速下機(jī)組振動頻譜圖，圖13和圖14為汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子換新前、后2種轉(zhuǎn)速下機(jī)組振動頻譜對比圖。

圖11 振動頻譜圖（8 600 r/min）

圖12 振動頻譜圖（9 000 r/min）

圖13 振動頻譜圖（約8 600 r/min）

圖14 振動頻譜圖（約9 000 r/min）

汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子換新后，對不同轉(zhuǎn)速下的振動噪聲進(jìn)行了測試，測試結(jié)果見表3。由測試結(jié)果可見，機(jī)組振動噪聲水平明顯改善。

表3 換新后不同轉(zhuǎn)速下振動噪聲測試結(jié)果

后續(xù)，為了避免再次發(fā)生因為安裝問題導(dǎo)致的齒輪齒面局部重載使得精度下降，需要加強(qiáng)對影響齒輪運行的重要零部件的詳細(xì)檢驗，同時可以考慮對齒面采取硬化手段及提高齒輪表面質(zhì)量來提高齒面的強(qiáng)度和使用壽命[3-4]。

3 結(jié)論

本文對汽輪滑油泵發(fā)生故障的原因進(jìn)行了分析研究以及試驗驗證，得出以下結(jié)論：

1）汽輪滑油泵發(fā)生異響故障是由傳動齒輪齒面精度下降導(dǎo)致的。

2）傳動齒輪齒面精度下降，是因為汽輪機(jī)推力軸承球面內(nèi)座的防轉(zhuǎn)螺釘偏短，無法有效防止球面內(nèi)座的跟轉(zhuǎn)，使得傳動齒輪的嚙合不平穩(wěn)，容易造成齒面局部重載；長時間運行下，齒面精度逐漸降低，機(jī)組振動及噪聲也逐漸增大。