溫華兵，彭子龍，孟繁林（江蘇科技大學(xué)能源與動力工程學(xué)院 鎮(zhèn)江，212003）

發(fā)電機(jī)組橡膠柱銷聯(lián)軸器異常振動噪聲診斷*

溫華兵，彭子龍，孟繁林
（江蘇科技大學(xué)能源與動力工程學(xué)院 鎮(zhèn)江，212003）

為診斷某型柴油發(fā)電機(jī)組產(chǎn)生的異常噪聲故障，將經(jīng)驗?zāi)B(tài)分解方法（empirical mode decomposition，簡稱EMD）和Hilbert變換用于發(fā)電機(jī)主軸承的非平穩(wěn)振動信號處理，有效提取了主軸承振動信號的時頻特征，對機(jī)組振動噪聲信號、發(fā)電機(jī)主軸承振動和軸系扭振信號進(jìn)行了分析。診斷結(jié)果表明，由于柴油機(jī)激勵下機(jī)組軸系扭振幅值過大，引起柱銷聯(lián)軸器橡膠件表面的相對運(yùn)動，產(chǎn)生干摩擦作用力，導(dǎo)致機(jī)組軸系產(chǎn)生間歇性的異常振動噪聲。該方法對旋轉(zhuǎn)軸系部件摩擦引起的振動噪聲故障診斷具有參考價值。

振動噪聲；經(jīng)驗?zāi)B(tài)分解；Hilbert變換；時頻特征；診斷

引 言

內(nèi)燃機(jī)中蘊(yùn)含著多種型式的摩擦副部件與系統(tǒng)，其摩擦學(xué)行為既影響內(nèi)燃機(jī)的工作性能與運(yùn)行效率，又對動力性、經(jīng)濟(jì)性、排放及穩(wěn)定性和使用壽命有著舉足輕重的影響［1］。古典摩擦理論認(rèn)為：摩擦因數(shù)取決于材料性質(zhì)?，F(xiàn)代摩擦學(xué)認(rèn)為摩擦因數(shù)與滑動速度、載荷大小和溫度等有關(guān)。文獻(xiàn)［2］根據(jù)古典摩擦理論和機(jī)械-分子摩擦理論開展柴油機(jī)拉缸故障的扭振診斷技術(shù)探索。由于摩擦引起的振動特征難以有效提取，文獻(xiàn)［3］采用小波分析對柴油機(jī)滑動主軸承接觸摩擦進(jìn)行故障診斷。文獻(xiàn)［4］提出利用連續(xù)小波變換時頻圖像處理技術(shù)提取摩擦振動特征參數(shù)的方法。

Hilbert-Huang變換［5-8］是一種非線性非平穩(wěn)信號處理方法，是對以傅里葉變換為基礎(chǔ)的對線性和穩(wěn)態(tài)譜分析的一個重大突破，可以提供清晰的局部時頻特征，適合對非線性非平穩(wěn)信號進(jìn)行分析。文獻(xiàn)［9］針對螺旋槳梢渦空泡所引起的尾部振動具有脈動性波動的非平穩(wěn)特點，提出將Hilbert-Huang變換用于船舶尾部振動信號處理。筆者將Hilbert-Huang變換用于船用發(fā)電機(jī)組振動響應(yīng)信號處理，有效提取了發(fā)電機(jī)組橡膠柱銷聯(lián)軸器內(nèi)部摩擦產(chǎn)生的非平穩(wěn)振動信號時頻特征，診斷發(fā)電機(jī)組產(chǎn)生的間歇性異常振動噪聲。

1 發(fā)電機(jī)組異常振動噪聲診斷

1.1 發(fā)電機(jī)組振動噪聲

某船用柴油發(fā)電機(jī)組額定轉(zhuǎn)速為750 r/min，怠速為400 r/min，額定功率為610 k W，柴油機(jī)為4沖程5缸機(jī)。柴油機(jī)和發(fā)電機(jī)剛性安裝在公共底座上，公共底座采用8個隔振器彈性安裝，垂向固有頻率為8.5 Hz。為補(bǔ)償軸系的不對中，柴油機(jī)飛輪與發(fā)電機(jī)慣性塊采用4個橡膠彈性柱銷聯(lián)軸器連接，如圖1所示。銷軸的一端與發(fā)電機(jī)慣性塊過盈配合剛性連接，銷軸的另一端通過橡膠件與柴油機(jī)飛輪彈性連接。機(jī)組在試車臺架運(yùn)行時，在400～600 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，機(jī)組發(fā)出有節(jié)奏的高頻異常噪聲，疑似旋轉(zhuǎn)部件碰撞產(chǎn)生的摩擦噪聲。轉(zhuǎn)速在700 r/min以上時，異常噪聲消失。現(xiàn)場測試表明，柴油機(jī)機(jī)體的結(jié)構(gòu)振動正常，機(jī)組隔振系統(tǒng)的振動隔離效果良好。初步分析認(rèn)為，異常噪聲是由發(fā)電機(jī)風(fēng)扇葉片的碰擦或葉片旋轉(zhuǎn)不穩(wěn)定氣流產(chǎn)生的。由于柴油發(fā)電機(jī)組的噪聲源眾多、頻譜特性復(fù)雜，現(xiàn)場難以辨識異常噪聲的準(zhǔn)確來源，需要對機(jī)組開展異常振動噪聲的故障診斷。

機(jī)組振動噪聲測試儀器為丹麥B＆amp；K振動噪聲測試分析系統(tǒng)。測試工況為：發(fā)電機(jī)不加負(fù)荷，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為400～820 r/min時進(jìn)行振動噪聲測試。測點布置為：在靠近柴油機(jī)端的發(fā)電機(jī)主軸承布置一個加速度傳感器，測試軸承垂向振動加速度；在柱銷彈性聯(lián)軸器端面0.1 m處布置一個傳聲器；發(fā)電機(jī)風(fēng)機(jī)出口0.1 m處布置一個傳聲器，測試發(fā)電機(jī)風(fēng)機(jī)出口處噪聲；在柴油機(jī)自由端位置布置1個扭振傳感器，測試機(jī)組軸系扭振特性。

圖1 柱銷聯(lián)軸器示意圖Fig.1 Schematic diagram of pin coupling

圖2為機(jī)組在不同轉(zhuǎn)速下發(fā)電機(jī)主軸承振動加速度級（基準(zhǔn)值為1.0）。在400～550 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，發(fā)電機(jī)主軸承振動加速度與機(jī)組的轉(zhuǎn)速有密切關(guān)系，隨著轉(zhuǎn)速的上升而增加。在460 r/min時加速度級達(dá)到最大值38.4 d B（加速度為8.5g），超出了軸承振動的允許范圍，然后隨著轉(zhuǎn)速的上升而下降。圖3為機(jī)組在不同轉(zhuǎn)速下高彈端面和風(fēng)機(jī)出口0.1 m處的聲壓級?？梢姡邚椂嗣婧惋L(fēng)機(jī)出口的總聲壓級與機(jī)組轉(zhuǎn)速的關(guān)系不大，高彈端面距離0.1 m處的聲壓級接近110 dB（A），而風(fēng)機(jī)出口距離0.1 m處的聲壓級在100 d B（A）左右。分析認(rèn)為，高彈端面測點靠近柴油機(jī)，由于柴油機(jī)的噪聲遠(yuǎn)高于發(fā)電機(jī)噪聲，因而高彈端面測點的噪聲比風(fēng)機(jī)出口噪聲大。柴油機(jī)的噪聲源包括燃燒噪聲、機(jī)械噪聲和氣流噪聲等，噪聲源眾多，幅值大，頻率特性復(fù)雜。盡管機(jī)組在400～550 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)能明顯聽到有節(jié)奏的高頻異常噪聲存在，但這種異常噪聲對總聲壓級的貢獻(xiàn)并不大。圖4為柴油機(jī)分別在480 r/min和800 r/min工況時高彈端面的聲壓級頻譜圖對比。圖中沒有出現(xiàn)與電機(jī)內(nèi)部風(fēng)機(jī)葉頻相關(guān)的特征頻率成分，可以排除異常噪聲產(chǎn)生于發(fā)電機(jī)風(fēng)機(jī)的空氣動力性噪聲。

圖2 發(fā)電機(jī)主軸承振動加速度級Fig.2 Vibration acceleration level of generator main bearing

圖3 高彈端面和風(fēng)機(jī)出口位置的聲壓級Fig.3 Sound pressure levels of high-elastic coupling face and fan outlet

圖4 高彈端面位置的聲壓級頻譜圖Fig.4 Sound pressure levels of high-elastic coupling face

1.2 發(fā)電機(jī)主軸承振動信號

圖5，6為機(jī)組轉(zhuǎn)速在480 r/min和800 r/min時，發(fā)電機(jī)主軸承振動加速度的波形和快速傅里葉變換（fast Fourier transform，簡稱FFT）頻譜圖。機(jī)組轉(zhuǎn)速為480 r/min時，發(fā)電機(jī)主軸承振動波形具有非線性、非平穩(wěn)特征。FFT頻譜圖中峰值主要集中在6～7 k Hz頻率范圍內(nèi)。在0.25 s內(nèi)，約有10次高頻脈動“沖擊”，每次脈動“沖擊”的幅值變化很大，最大值為480 m/s2。機(jī)組轉(zhuǎn)速在800 r/min時，發(fā)電機(jī)主軸承振動的波形平穩(wěn)，頻譜圖中包含了多個柴油機(jī)和發(fā)電機(jī)穩(wěn)態(tài)激勵引起的簡諧振動，加速度級最大值較小，屬于正?，F(xiàn)象。

1.3 發(fā)電機(jī)主軸承振動時頻特征

機(jī)組轉(zhuǎn)速為480r/min時，發(fā)電機(jī)主軸承振動加速度信號為Hilbert-Huang變換，得到的時頻圖如圖7所示。圖7中部的三維譜圖為振動加速度的Hilbert譜等高線圖（功率譜為表征量），譜圖顏色深淺為信號功率譜幅值的大小。中間的Hilbert譜圖在時間刻度上可以觀察到10次幅值不同的脈動“沖擊”波動信號，“沖擊”的時間間隔大致為0.025 s，出現(xiàn)頻率為40 Hz，相當(dāng)于軸系5階次振動。在頻率刻度上，振動能量包括400 Hz以內(nèi)的低頻分量以及2.5～3.5 k Hz和5～8 k Hz的高頻寬帶分量。與圖5中的時域波形和FFT頻譜圖相比，Hilbert譜圖能突出表現(xiàn)信號的局部頻率特征和時變特性，是處理非線性非平穩(wěn)信號的有效途徑。

圖5 發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)速為480 r/min時主軸承振動加速度波形與頻譜圖Fig.5 Vibration acceleration waveform and spectrogram of generator main bearing at speed of 480 r/min

圖6 發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)速為800 r/min時主軸承振動加速度波形與頻譜圖Fig.6 Vibration acceleration waveform and spectrogram of generator main bearing at speed of 800 r/min

圖7 轉(zhuǎn)速為480 r/min時發(fā)電機(jī)主軸承振動加速度Hilbert譜Fig.7 Vibration acceleration Hilbert spectrogram of generator main bearing at speed of 480 r/min

Hilbert-Huang變換的中高頻瞬時頻率與FFT功率譜分析結(jié)果一致，并得到了FFT分析中無法清晰分辨的若干個低頻瞬時頻率，克服了在信號處理過程中遇到的FFT混疊、泄漏和頻譜分辨率不高等可能出現(xiàn)的問題?？梢?，對于含有非穩(wěn)態(tài)的振動響應(yīng)信號處理，Hilbert-Huang變換的分辨率更高，能夠更好地提取信號的局部特征和時變特性。

當(dāng)機(jī)組轉(zhuǎn)速為800 r/min時，發(fā)電機(jī)主軸承振動加速度信號作Hilbert-Huang變換得到的時頻圖如圖8所示。在時間刻度上，不同時刻的振動加速度波形平穩(wěn)；在頻率刻度上，包含了多個200 Hz以下的低頻成分，是柴油機(jī)正常工作時往復(fù)慣性力和氣體力激勵所引起的低頻簡諧振動。

圖8 轉(zhuǎn)速為800 r/min時發(fā)電機(jī)主軸承振動加速度Hilbert譜Fig.8 Vibration acceleration Hilbert spectrogram of generator main bearing at speed of 800 r/min

1.4 發(fā)電機(jī)組軸系扭振信號

在對機(jī)組軸系扭振轉(zhuǎn)速跟蹤測試時，發(fā)現(xiàn)空載時軸系2.5諧次（主諧次）的扭振振幅較大，柴油機(jī)自由端達(dá)到0.015 rad，峰值出現(xiàn)在465 r/min（如圖9所示），可推算出機(jī)組軸系扭振的共振轉(zhuǎn)速為1 170 r/min。第1階固有頻率計算結(jié)果為1 176 r/min，兩者誤差為0.5％。由于該型號柴油機(jī)的自由端沒有安裝阻尼減振器，而軸系轉(zhuǎn)子自身的結(jié)構(gòu)阻尼很小，導(dǎo)致圖9中軸系扭振的共振波峰較尖，扭振幅值較大。在軸系扭振測試時的主觀感受表明，在調(diào)節(jié)機(jī)組轉(zhuǎn)速時，機(jī)組的異常噪聲伴隨著軸系扭振幅值的升高而增大，隨著扭振幅值的下降而減弱。機(jī)組異常噪聲主要出現(xiàn)在410～600 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，該轉(zhuǎn)速范圍恰好是軸系扭振的共振轉(zhuǎn)速區(qū)間且扭振振幅較大。分析認(rèn)為，機(jī)組異常噪聲的來源與軸系扭振有關(guān)。其原因是在軸系扭振共振轉(zhuǎn)速下，軸系扭振角過大，導(dǎo)致軸系運(yùn)行轉(zhuǎn)速的波動，引起聯(lián)軸器中橡膠柱塞安裝面與慣性飛輪之間產(chǎn)生相對擠壓、滑動與干摩擦，從而導(dǎo)致間歇性非平穩(wěn)振動，產(chǎn)生輻射噪聲。

圖9 機(jī)組軸系自由端的扭轉(zhuǎn)角振幅Fig.9 Torsional vibration angle amplitude of diesel generating set shaft system free end

2 柱銷聯(lián)軸器表面摩擦故障機(jī)理

當(dāng)動靜部件摩擦或者運(yùn)動部件相對運(yùn)動產(chǎn)生摩擦?xí)r，轉(zhuǎn)軸表面將會受到摩擦力的沖擊作用，產(chǎn)生非連續(xù)、非穩(wěn)態(tài)沖擊力。在摩擦力的沖擊作用下，還有可能激發(fā)轉(zhuǎn)子自由振動響應(yīng)［10］。嚴(yán)重摩擦狀態(tài)下，力沖擊效應(yīng)產(chǎn)生的振動頻譜很豐富，振動信號包含大量的低頻和高頻成分。高速旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)軸表面線速度高，摩擦?xí)r會產(chǎn)生高溫。摩擦不均勻還會導(dǎo)致轉(zhuǎn)子表面溫度分布不均勻，引起轉(zhuǎn)子熱變形，產(chǎn)生摩擦故障引起的熱沖擊效應(yīng)。當(dāng)橡膠柱塞內(nèi)、外表面一側(cè)產(chǎn)生摩擦?xí)r，摩擦沖擊力的特征頻率為激勵頻率的1倍；當(dāng)橡膠柱塞內(nèi)、外表面同時產(chǎn)生摩擦?xí)r，摩擦沖擊力的特征頻率為激勵頻率的2倍。

通過對機(jī)組振動噪聲信號、發(fā)電機(jī)主軸承振動信號和軸系扭振信號的分析表明，在軸系2.5諧次扭振共振轉(zhuǎn)速下，扭振角過大，導(dǎo)致軸系旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速的波動，引起聯(lián)軸器中橡膠柱塞與慣性飛輪安裝面之間產(chǎn)生相對擠壓、滑動與干摩擦。該軸系產(chǎn)生摩擦沖擊力的激勵頻率為2.5諧次，摩擦沖擊力發(fā)生次數(shù)的特征頻率為5階（2.5諧次×2倍），說明橡膠柱塞內(nèi)、外表面同時產(chǎn)生了摩擦現(xiàn)象。每次摩擦沖擊力的大小不均勻，引起的振動包括400 Hz以內(nèi)的低頻分量以及2.5～3.5 k Hz，5～8 k Hz頻率范圍內(nèi)的高頻寬帶分量，這些低頻分量和高頻寬帶分量在時間上不連續(xù)，隨著摩擦沖擊力的消失而消失，振動能量主要集中在高頻。

機(jī)組在試車臺架運(yùn)行不到100 h，停車拆開聯(lián)軸器檢查時發(fā)現(xiàn)，橡膠柱塞件表面顏色變深、發(fā)黑，可能是由于橡膠柱塞件受到了熱沖擊的影響。為了驗證異常噪聲診斷結(jié)果的正確性，采用提高聯(lián)軸器橡膠柱塞硬度的方法增加聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)剛度，提高發(fā)電機(jī)組軸系扭振第1階固有頻率。實驗表明，發(fā)電機(jī)組在更高轉(zhuǎn)速范圍仍然出現(xiàn)異常噪聲現(xiàn)象。將聯(lián)軸器中橡膠柱塞替換為鋼構(gòu)件時，由于軸系扭振的共振轉(zhuǎn)速提高到2 926 r/min，避開了機(jī)組2.5主諧次擾動力的共振，在機(jī)組正常轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)異常噪聲現(xiàn)象消失。

3 結(jié)束語

Hilbert-Huang變換可有效處理非線性非平穩(wěn)信號，提取由于構(gòu)件表面干摩擦引起的軸承振動信號時頻特征，從而診斷構(gòu)件表面干摩擦引起的振動噪聲故障。

柴油機(jī)動力裝置軸系扭振在共振轉(zhuǎn)速下過大的振幅，可能導(dǎo)致聯(lián)軸器中橡膠柱銷件表面與鋼構(gòu)件之間的滑動與摩擦，產(chǎn)生間歇性摩擦沖擊力，引起高頻振動噪聲。通過避開軸系扭振的共振轉(zhuǎn)速或控制扭振幅值，可以避免這類振動噪聲故障。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2015.04.009

溫華兵，男，1977年6月生，副教授。主要研究方向為振動噪聲控制。曾發(fā)表《基于小波變換的水下爆炸壓力時頻特征分析》（《振動、測試與診斷》2008年第28卷第2期）等論文。

E-mail：wen-huabing@163.com

*江蘇省自然科學(xué)基金資助項目（BK2012278）

2013-04-27；

2013-08-05