發電機組橡膠柱銷聯軸器異常振動噪聲診斷*

溫華兵，彭子龍，孟繁林（江蘇科技大學能源與動力工程學院 鎮江，212003）

發電機組橡膠柱銷聯軸器異常振動噪聲診斷*

溫華兵，彭子龍，孟繁林
（江蘇科技大學能源與動力工程學院 鎮江，212003）

為診斷某型柴油發電機組產生的異常噪聲故障，將經驗模態分解方法（empirical mode decomposition，簡稱EMD）和Hilbert變換用于發電機主軸承的非平穩振動信號處理，有效提取了主軸承振動信號的時頻特征，對機組振動噪聲信號、發電機主軸承振動和軸系扭振信號進行了分析。診斷結果表明，由于柴油機激勵下機組軸系扭振幅值過大，引起柱銷聯軸器橡膠件表面的相對運動，產生干摩擦作用力，導致機組軸系產生間歇性的異常振動噪聲。該方法對旋轉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；經驗模態分解；Hilbert變換；時頻特征；診斷

引 言

內燃機中蘊含著多種型式的摩擦副部件與系統，其摩擦學行為既影響內燃機的工作性能與運行效率，又對動力性、經濟性、排放及穩定性和使用壽命有著舉足輕重的影響［1］。古典摩擦理論認為：摩擦因數取決于材料性質。現代摩擦學認為摩擦因數與滑動速度、載荷大小和溫度等有關。文獻［2］根據古典摩擦理論和機械-分子摩擦理論開展柴油機拉缸故障的扭振診斷技術探索。由于摩擦引起的振動特征難以有效提取，文獻［3］采用小波分析對柴油機滑動主軸承接觸摩擦進行故障診斷。文獻［4］提出利用連續小波變換時頻圖像處理技術提取摩擦振動特征參數的方法。

Hilbert-Huang變換［5-8］是一種非線性非平穩信號處理方法，是對以傅里葉變換為基礎的對線性和穩態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信號進行分析。文獻［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變換用于船用發電機組振動響應信號處理，有效提取了發電機組橡膠柱銷聯軸器內部摩擦產生的非平穩振動信號時頻特征，診斷發電機組產生的間歇性異常振動噪聲。

1 發電機組異常振動噪聲診斷

1.1 發電機組振動噪聲

某船用柴油發電機組額定轉速為750 r/min，怠速為400 r/min，額定功率為610 k W，柴油機為4沖程5缸機。柴油機和發電機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。為補償軸系的不對中，柴油機飛輪與發電機慣性塊采用4個橡膠彈性柱銷聯軸器連接，如圖1所示。銷軸的一端與發電機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飛輪彈性連接。機組在試車臺架運行時，在400～600 r/min轉速范圍內，機組發出有節奏的高頻異常噪聲，疑似旋轉部件碰撞產生的摩擦噪聲。轉速在700 r/min以上時，異常噪聲消失。現場測試表明，柴油機機體的結構振動正常，機組隔振系統的振動隔離效果良好。初步分析認為，異常噪聲是由發電機風扇葉片的碰擦或葉片旋轉不穩定氣流產生的。由于柴油發電機組的噪聲源眾多、頻譜特性復雜，現場難以辨識異常噪聲的準確來源，需要對機組開展異常振動噪聲的故障診斷。

機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。測試工況為：發電機不加負荷，柴油機轉速為400～820 r/min時進行振動噪聲測試。測點布置為：在靠近柴油機端的發電機主軸承布置一個加速度傳感器，測試軸承垂向振動加速度；在柱銷彈性聯軸器端面0.1 m處布置一個傳聲器；發電機風機出口0.1 m處布置一個傳聲器，測試發電機風機出口處噪聲；在柴油機自由端位置布置1個扭振傳感器，測試機組軸系扭振特性。

圖1 柱銷聯軸器示意圖Fig.1 Schematic diagram of pin coupling

圖2為機組在不同轉速下發電機主軸承振動加速度級（基準值為1.0）。在400～550 r/min轉速范圍內，發電機主軸承振動加速度與機組的轉速有密切關系，隨著轉速的上升而增加。在460 r/min時加速度級達到最大值38.4 d B（加速度為8.5g），超出了軸承振動的允許范圍，然后隨著轉速的上升而下降。圖3為機組在不同轉速下高彈端面和風機出口0.1 m處的聲壓級。可見，高彈端面和風機出口的總聲壓級與機組轉速的關系不大，高彈端面距離0.1 m處的聲壓級接近110 dB（A），而風機出口距離0.1 m處的聲壓級在100 d B（A）左右。分析認為，高彈端面測點靠近柴油機，由于柴油機的噪聲遠高于發電機噪聲，因而高彈端面測點的噪聲比風機出口噪聲大。柴油機的噪聲源包括燃燒噪聲、機械噪聲和氣流噪聲等，噪聲源眾多，幅值大，頻率特性復雜。盡管機組在400～550 r/min轉速范圍內能明顯聽到有節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并不大。圖4為柴油機分別在480 r/min和800 r/min工況時高彈端面的聲壓級頻譜圖對比。圖中沒有出現與電機內部風機葉頻相關的特征頻率成分，可以排除異常噪聲產生于發電機風機的空氣動力性噪聲。

圖2 發電機主軸承振動加速度級Fig.2 Vibration acceleration level of generator main bearing

圖3 高彈端面和風機出口位置的聲壓級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 發電機主軸承振動信號

圖5，6為機組轉速在480 r/min和800 r/min時，發電機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。機組轉速為480 r/min時，發電機主軸承振動波形具有非線性、非平穩特征。FFT頻譜圖中峰值主要集中在6～7 k Hz頻率范圍內。在0.25 s內，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。機組轉速在800 r/min時，發電機主軸承振動的波形平穩，頻譜圖中包含了多個柴油機和發電機穩態激勵引起的簡諧振動，加速度級最大值較小，屬于正常現象。

1.3 發電機主軸承振動時頻特征

機組轉速為480r/min時，發電機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，出現頻率為40 Hz，相當于軸系5階次振動。在頻率刻度上，振動能量包括400 Hz以內的低頻分量以及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譜圖能突出表現信號的局部頻率特征和時變特性，是處理非線性非平穩信號的有效途徑。

圖5 發電機轉速為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 發電機轉速為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 轉速為480 r/min時發電機主軸承振動加速度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的問題。可見，對于含有非穩態的振動響應信號處理，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。

當機組轉速為800 r/min時，發電機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；在頻率刻度上，包含了多個200 Hz以下的低頻成分，是柴油機正常工作時往復慣性力和氣體力激勵所引起的低頻簡諧振動。

圖8 轉速為800 r/min時發電機主軸承振動加速度Hilbert譜Fig.8 Vibration acceleration Hilbert spectrogram of generator main bearing at speed of 800 r/min

1.4 發電機組軸系扭振信號

在對機組軸系扭振轉速跟蹤測試時，發現空載時軸系2.5諧次（主諧次）的扭振振幅較大，柴油機自由端達到0.015 rad，峰值出現在465 r/min（如圖9所示），可推算出機組軸系扭振的共振轉速為1 170 r/min。第1階固有頻率計算結果為1 176 r/min，兩者誤差為0.5％。由于該型號柴油機的自由端沒有安裝阻尼減振器，而軸系轉子自身的結構阻尼很小，導致圖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，在調節機組轉速時，機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。機組異常噪聲主要出現在410～600 r/min轉速范圍內，該轉速范圍恰好是軸系扭振的共振轉速區間且扭振振幅較大。分析認為，機組異常噪聲的來源與軸系扭振有關。其原因是在軸系扭振共振轉速下，軸系扭振角過大，導致軸系運行轉速的波動，引起聯軸器中橡膠柱塞安裝面與慣性飛輪之間產生相對擠壓、滑動與干摩擦，從而導致間歇性非平穩振動，產生輻射噪聲。

圖9 機組軸系自由端的扭轉角振幅Fig.9 Torsional vibration angle amplitude of diesel generating set shaft system free end

2 柱銷聯軸器表面摩擦故障機理

當動靜部件摩擦或者運動部件相對運動產生摩擦時，轉軸表面將會受到摩擦力的沖擊作用，產生非連續、非穩態沖擊力。在摩擦力的沖擊作用下，還有可能激發轉子自由振動響應［10］。嚴重摩擦狀態下，力沖擊效應產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。高速旋轉的轉軸表面線速度高，摩擦時會產生高溫。摩擦不均勻還會導致轉子表面溫度分布不均勻，引起轉子熱變形，產生摩擦故障引起的熱沖擊效應。當橡膠柱塞內、外表面一側產生摩擦時，摩擦沖擊力的特征頻率為激勵頻率的1倍；當橡膠柱塞內、外表面同時產生摩擦時，摩擦沖擊力的特征頻率為激勵頻率的2倍。

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

機組在試車臺架運行不到100 h，停車拆開聯軸器檢查時發現，橡膠柱塞件表面顏色變深、發黑，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果的正確性，采用提高聯軸器橡膠柱塞硬度的方法增加聯軸器的扭轉剛度，提高發電機組軸系扭振第1階固有頻率。實驗表明，發電機組在更高轉速范圍仍然出現異常噪聲現象。將聯軸器中橡膠柱塞替換為鋼構件時，由于軸系扭振的共振轉速提高到2 926 r/min，避開了機組2.5主諧次擾動力的共振，在機組正常轉速范圍內異常噪聲現象消失。

3 結束語

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

柴油機動力裝置軸系扭振在共振轉速下過大的振幅，可能導致聯軸器中橡膠柱銷件表面與鋼構件之間的滑動與摩擦，產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

*江蘇省自然科學基金資助項目（BK2012278）

2013-04-27；

2013-08-05