BPRT 同軸機組齒輪箱振動故障分析及處理

馮 飛，范慧敏，劉 杰

（西安陜鼓動力股份有限公司，陜西西安 710075）

0 引言

冶金行業中，高爐的煤氣透平與鼓風壓縮機組同軸驅動的能量回收機組BPRT（Blast Furnace Power Recovery Turbine，高爐能量回收裝置），具有高爐鼓風和能量回收兩個功能。當BPRT 機組啟動時，由電機直接拖動軸流壓縮機向高爐送風，由于高爐此時尚未投入正常生產，煤氣透平處于停機狀態，變速離合器輸出端齒輪未嚙合，將煤氣透平與軸流壓縮機隔離。

高爐開始生產并隨之產生高爐煤氣后，煤氣透平具備啟機條件，轉速超過變速離合器嚙合速度后，傳動端齒輪嚙合，煤氣透平通過變速離合器向軸流壓縮機輸出功率。此時軸流壓縮機在電機和煤氣透平的同時拖動下運行，電機電流下降，輸出功率降低。BPRT 機組能量利用效率更高，起到了降低能耗的作用。

本文對某鋼鐵廠1800 m3高爐配套的BPRT 機組齒輪箱振動故障，進行分析及處理。

1 故障描述

該機組于2018 年前后停機，停機前運行狀況未知，停機期間也未作良好的保養。2 年后對整個機組進行重新檢修并投入使用，齒輪箱的傳遞功率為18 000 kW，輸入、輸出轉速分別為1489 r/min 和5200 r/min，傳動比為3.441；軸承為橢圓瓦型，振動的報警值和停機值分別為60 μm 和80 μm。

在煤氣透平未投入時，BPRT 機組的齒輪箱高、低速軸存在振動高的問題，主要表現在齒輪箱在軸流壓縮機低負荷運行時低速軸振動偏大。例如，靜葉開度33°、排氣壓力90 kPa 時，低速軸振動值在100 μm 以上，隨著壓縮機負荷增大，排氣壓力大于300 kPa 后降低至在40 μm 左右。高速軸較低速軸狀況稍好，但在低負荷時軸振動也會超過報警值及停機值。

當煤氣透平投入后，在軸流壓縮機相同工況的條件下，振動明顯上漲、最大波動超過20 μm，尤其以低速軸較為嚴重。

對比分析機組開車過程數據，發現隨著靜葉角度增大即軸流壓縮機增加負荷，齒輪箱傳遞功率相應增加時，齒輪箱振動值明顯下降（圖1、圖2）。

圖1 振動與軸流壓縮機靜葉角度關系

圖2 振動與軸流壓縮機排氣壓力關系

在軸流壓縮機排氣壓力穩定在350 kPa 以后，投入煤氣透平過程中，齒輪箱振動值隨著煤氣透平靜葉開度不斷增大，即煤氣透平輸出功率不斷增大，振動值明顯上升（圖3）。

圖3 振動與軸流壓縮機排氣壓力的關系

經過綜合對比分析振動值、靜葉角度、壓縮機排氣壓力、煤氣透平靜葉開度（輸出功率）、電機電流值等多個參數之間的關系，最終發現齒輪箱軸振動值與電機電流呈明顯的負相關，電機電流越大振動越小，反之電機電流越小振動越大。也就是說，齒輪箱振動值與本身傳遞功率的大小有明顯關系（圖4）。

圖4 振動與電機電流的關系

2 原因分析

通常情況下，引起齒輪軸振動故障的原因主要有以下4 個。

（1）不平衡。不平衡是由于齒輪軸部件質量偏心、制造誤差、裝配誤差以及材料不均勻或轉子部件出現缺損造成的故障。

（2）齒輪磨損。齒輪均勻磨損時由于無沖擊振動信號產生，所以不會出現明顯的調制現象。當磨損發展到一定程度時，嚙合頻率及其各階諧波幅值明顯增大，而且階數越高諧波增大的幅度越大。同時，振動能量有較大幅度的增加。

（3）對中。各轉子之間由聯軸器連接而構成軸系，由于安裝誤差、機組承載后的變形以及基礎的沉降不均等原因，可能造成工作時各轉子的軸線之間產生軸線平行位移、軸線角度位移或綜合位移等對中變化誤差。轉子系統不對中將產生一系列有害于機組的動態效應，導致發生異常振動。轉子系統不對中的表現形式有3 種，分別為平行不對中、角不對中和綜合不對中。

（4）軸承。滑動軸承具有結構簡單、工作平穩可靠、無噪聲、承載能力強等特點，軸承性能的好壞對于轉子—軸承系統的穩定及能否正常運行具有重要意義，軸承結構不合理、軸承磨損、接觸不充分、緊力不足等均會明顯影響轉子的振動情況。

3 數據對比

針對可能的原因進行分析，整理檢修過程中及后期運行過程中的檢測數據，主要情況匯總如下：

（1）高、低速軸曾在檢修時做過低速動平衡，殘余不平衡量分別為7560 gmm/kg 和280 gmm/kg，平衡精度高于G1.0，完全滿足各種相關國際國內標準，可以排除不平衡的影響。根據API 613—2021《石油、化工和天然氣工業用特種用途齒輪裝置》的要求，低速軸測振帶電氣跳動不應超過6 μm（檢修時實測約30 μm），但在齒輪箱空載試車時振動也不大，基本上低于30 μm。齒輪箱低速軸測振動帶電氣跳動存在超差，可能會導致機組運行過程中存在瞬時振動不穩定，必要時應予以修理。

（2）目測檢查齒面無明顯磨損，且檢查高速軸、低速軸齒面嚙合情況，接觸長度可以達到整個齒總長的80%，接觸高度可以達到齒高的50%以上，其余齒側間隙、平行度、中心度等同樣滿足設計要求，可以排除齒面磨損或接觸不良的可能。

（3）經復查，齒輪箱與電機、軸流壓縮機的對中情況也調整至機組使用說明書要求范圍內。

（4）對比檢修時齒輪箱軸承間隙實測值與原制造廠設計值，其中高速、低速軸軸承均為橢圓瓦，前者設計間隙0.396～0.445 mm、實測0.46～0.48 mm，后者設計間隙0.45～0.507 mm、實測0.52～0.55 mm。

通過對比可以看出，實測的軸承間隙偏大，接近或超過設計值上限，而過大的軸承頂間隙抑振能力較弱，可能導致振動大并加劇振動波動。但是，由于當時檢修時間短且無備件可以更換，因此并未進行進一步處理，為后期出現振動故障埋下隱患。

隨后在機組運行過程中進一步使用對振動頻譜進行分析，在監測時間內齒輪箱低速軸X、Y 兩測點振動總體存在較明顯的波動情況，低速軸X 測點通頻振動順勢幅值在40～60 μm，低速軸Y 測點振動波動在55～90 μm（圖5）。同步觀察驅動電機電流變化情況，電流為320～500 A。

圖5 齒輪箱低速軸振動頻譜圖

由圖5 可知，低速軸振動頻譜中以工頻（25 Hz）成分為主要激振能量，2 倍能量及其他高倍頻能量相對較小且幅度穩定。當振動通頻幅值變化時，工頻成分能量變化明顯，但其他頻率分量相對穩定。

4 處理方案及效果

通過對檢測數據、實際中運行數據相結合進行分析，齒輪軸振動頻率主要集中在工頻，引起一倍頻最可能的則為不平衡和軸承間隙超標。結合齒輪對動平衡較好的情況，判斷軸承瓦間隙超標是導致齒輪箱振動問題的最可能原因。在與專業齒輪箱廠家溝通、交流多次后，決定在對軸承重新進行改造設計，以期滿足運行要求。

最終重新設計、改造的軸承形式和軸承設計間隙，低速軸支撐軸承為圓瓦軸承，設計間隙值0.33～0.43 mm；高速軸支撐軸承為圓瓦軸承，設計間隙值0.24～0.34 mm。

制作、加工重新設計的軸承，借生產允許停機的機會更換軸承，同時復查齒面嚙合、軸承瓦背接觸、機組對中等，各項數據達到原始設計及改造設計要求。

機組開車后，齒輪箱振動明顯降低、不超過30 μm，且無論在何種負荷下齒輪箱均沒有出現過明顯波動（圖6）。

圖6 改造后齒輪箱的振動情況

5 結論

通過重新設計、更換軸承，解決齒輪箱的振動故障問題，從而驗證了振動故障原因分析和處理措施的正確性和有效性。通過處理，使機組恢復了正常運行狀態，保證生產工作的順利進行。

通過分析過程和實際處理結果也可以看出，對于壓縮機組等通過強制潤滑的設備，理論上橢圓瓦較圓瓦軸承有較好的高速穩定性和抗振性能，但是這是建立在合理設計的基礎之上，對于低速重載的齒輪箱，合理設計的圓瓦軸承完全可以滿足使用要求。此外，借助頻譜分析技術可以判斷故障可能的位置和類型，通過相關分析可以及時掌握設備狀態變化，對于設備故障的預判、處理有積極意義。