船用主柴油機共振故障診斷

王艷武，錢 超，楊 琨

(1. 武漢東湖學院 機電工程學院，湖北 武漢 430212；2. 海軍工程大學，艦船與海洋學院，湖北武漢 430033；3. 武漢理工大學 能源與動力工程學院，湖北 武漢 430063)

0 引 言

柴油機廣泛用作各型船舶的推進主機和發電機原動機，是船舶的心臟。船用柴油機結構復雜，運轉環境惡劣，各類故障時有發生。對柴油機主要運行參數（溫度、壓力、振動等）進行監測，可以及時準確地發現柴油機的故障，是保障船舶動力安全和人員安全的基本要求。振動監測儀器便于攜帶，可以發現的故障類型多，是船用柴油機狀態監測與故障診斷的重要手段之一，被廣泛應用于船用柴油機狀態監測于故障診斷[1-2]。趙純領等[3]利用一個振動數采器測量了某船主柴油機振動信號，并對其狀態進行診斷分析，發現該柴油機振動的原因為供油系統引發柴油機共振所致；朱建元[4]通過監測船用柴油機表面振動信號，利用BP神經網絡對柴油機氣閥間隙異常故障進行識別；馮長寶等[5]利用遺傳算法對船舶柴油機故障診斷進行研究；余永華[6]則對船舶柴油機各種故障診斷方法進行綜合闡述。實際船用柴油機由于工況復雜，環境惡劣，引發故障原因也各異，只有結合實際工況，對采集振動信號進行分析，才能實現對船用柴油機狀態的準確診斷。

某船主柴油機型號CXZ-MAN8L2027，額定功率800 kW，額定轉速1 000 r/min。振動監測發現，主機轉速在800 r/min附近時整機振動較大，并引起機帶淡水泵和增壓器等附屬設備強烈振動，給主動力裝置帶來較大故障隱患。針對這一故障隱患，本文采集了該柴油機不同轉速下振動信號進行分析，并結合敲擊實驗，對故障原因進行分析驗證，為故障隱患的消除提供理論依據。

1 通頻振動測量和分析

測量不同轉速下柴油機的通頻振動值，結果如表1所示。轉速為800 r/min時，主機后端缸蓋和后端機腳橫向振動速度均方根值均超20 mm/s。按照GB/T7184-2008，該柴油機振動等級為C級（B/C界限值為17.8 mm/s）?？梢钥闯觯鳈C整體橫向振動偏大，明顯大于垂向和軸向。主機轉速在800 r/min附近時振動最大。

表1 通頻振動數據表Tab. 1 Vibration Data

2 振動速度波形和頻譜分析

不同轉速下的振動速度波形如圖1～圖3所示。可以看出，3種不同轉速下的振動速度波形均是一個幅值調制波形。定義信號x（t）的Hilebert變換為[7]：

圖1 振動速度波形（800 r/min）Fig. 1 Waveform of vibration velocity

圖2 振動速度波形（900 r/min）Fig. 2 Waveform of vibration velocity

圖3 振動速度波形（940 r/min）Fig. 3 Waveform of vibration velocity

令復數

則z(t)稱為x(t)的解析信號。z(t)的幅值對應于x(t)的包絡，z(t)的相位對應于x(t)的瞬時相位。因此，Hilbert變換是調制信號分析的基本工具。在Matlab中，Hilbert變換的命令為z=hilbert(x)。需要注意的是Matlab中輸出z是序列x的解析信號。求x的包絡的命令為xe=abs(z)。在對包絡信號進行傅里葉變換，可以得到幅值調制信號的調制頻率。根據上述過程，對圖1、圖3、圖5所示的時間波形進行調制解調，得到3種情況下的調制頻率分別為6.7 Hz，7.5 Hz和7.8 Hz。由于該型柴油機為四沖程柴油機，單缸發火頻率為轉頻的一半。上述調制頻率恰好對應各個轉速下的單缸發火頻率，說明在柴油機的一個工作周期內，振動響應有規律的重復。

在主機轉速800 r/min時，振動速度頻譜中主要頻率成分為單缸發火頻率的8倍頻，如圖4所示。因為該柴油機是8缸機，該頻率正好對應于整機的發火頻率（約為53 Hz）。速度信號頻譜中整機發火頻率成分遠大于其他頻率成分。

在主機轉速為900 r/min和940 r/min時，振動小于800 r/min工況，振動速度頻譜中整機發火頻率（900 r/min時為60 Hz，940 r/min時約為63 Hz）成分仍然突出，但是單缸發火頻率的7倍頻也變得突出（見圖5和圖6），因為7倍諧頻接近800 r/min時的整機發火頻率。

圖4 振動速度頻譜（800 r/min）Fig. 4 Frequency spectrum of vibration velocity

圖5 振動速度頻譜（900 r/min）Fig. 5 Frequency spectrum of vibration velocity

圖6 振動速度頻譜（940 r/min）Fig. 6 Frequency spectrum of vibration velocity

主機的振動特征表明，振動的主要激勵源是活塞—連桿機構的側推力，但是這個力是無法避免的。在一個工作周期內，每個缸發火一次，各缸側推力大小也按這個周期變化。每個缸的側推力造成的后端機腳測點的振動響應差別明顯，導致振動速度信號中具有明顯的幅值調制現象。柴油機的側推力基頻是單缸發火頻率，基頻的各階倍頻一般都存在[8]，但是幅值大小有差別，轉頻成分、2倍轉頻成分和整機發火頻率成分一般會較大。因此，主機轉速為800 r/min時，振動響應較大的頻率成分是整機發火頻率成分。但是在主機轉速為900 r/min和940 r/min時，7倍轉頻成分也較大。此時7倍轉頻接近于800 r/min時的整機發火頻率53 Hz，說明主機橫向的某階固有頻率可能接近53 Hz。

3 主機橫向固有頻率試驗測量

為了驗證主機橫向固有頻率是否存在一個接近53 Hz成分，采用敲擊法測量了主機橫向固有頻率。精確測量振動模態可以得到更為準確和具體的模態結果，包括固有頻率和振型等。但是這種方法需要使用力錘和振動傳感器，布置較多測點，測量頻率響應函數，采用專業軟件計算固有頻率和振型。這種方法工作量大，耗時耗力。在實船測量時，常常采用更為簡化的方法。根據運轉時較大振動響應對應的頻率成分估計固有頻率，根據所估計的頻率選擇木錘、銅錘或者鐵錘激發設備自由振動，只采集振動信號，不采集力信號。這種方法的好處是操作簡單，而且可以很方便地檢查和處理噪聲信號。實際測試證明，實船測量固有頻率時，噪聲對測量結果的影響非常大。

本例中，設定觸發采集，采集時間波形，以便更好地檢查噪聲。采樣頻率1 024 Hz，預觸發時間1 s，采樣時間長度5 s。由于不知道振型，采用不同敲擊點、不同采集點3次測量，比較選優。

敲擊試驗1 B列后端機腳測量振動速度、A列后端機體上部敲擊；

敲擊試驗2 B列機體測量振動速度，A列后端機體上部敲擊；

敲擊試驗3 B列后端機腳測量振動速度、A列后端機腳敲擊。

圖7 敲擊試驗得到的速度響應信號Fig. 7 Vibration velocity of impact testing

3個試驗的振動速度響應波形如圖7所示?？梢钥闯?，試驗3的響應結果最好，信噪比最高。取試驗3的數據進一步分析。從預觸發信號可以看出，仍然存在明顯的噪聲干擾?？梢圆捎?種方法降低噪聲對頻譜分析結果的影響。一種是只分析敲擊響應較為明顯時段的信號，得到敲擊響應的頻譜，再分析預觸發時段的信號，得到噪聲的頻譜，從敲擊響應的頻譜中剔除噪聲頻譜中的主要頻率成分。另一種是采用小波閾值降噪方法降低噪聲，再分析振動響應的頻譜。本研究采用小波軟閾值降噪的方法濾除噪聲的影響。敲擊試驗3得到的速度響應信號小波降噪前后的結果如圖8所示，頻譜如圖9所示?？梢钥闯?，小波降噪后，噪聲的影響明顯降低。頻譜上幅值最大成分對應頻率是52.8 Hz。因此，主機800 r/min時的振動速度頻譜中幅值明顯突出的成分對應的頻率53 Hz確實非常接近系統的橫向固有頻率52.8 Hz，系統此時處于共振狀態。

圖8 小波降噪前后敲擊速度響應波形比較Fig. 8 Vibration velocity of wavelet de-noise

圖9 小波降噪前后敲擊速度響應頻譜比較Fig. 9 Frequency spectrum of wavelet de-noise

4 結 語

1）通過對該柴油機振動測量數據分析，結果顯示主機轉速在800 r/min附近時，系統處于共振狀態，激勵力是活塞連桿結構的側推力，這個力是無法避免的。因此，改善主機振動只能從結構上著手。減少共振時的振動響應，可以采用改變橫向剛度或者增加阻尼的方法。該柴油機在其它轉速下振動也較大，因此增加剛度是最合理的選擇，這一點與歐陽光耀等的研究成果基本一致[9]。

2）從柴油機的結構和3次敲擊試驗分析結果看，橫向剛度不足主要是因為機腳的橫向剛度較低。外觀看來，該柴油機通過4個機腳固定，機腳與機體靠一根螺栓連接，且機腳橫向厚度不大。雖然沒有進行模態分析，但是可以根據3次敲擊試驗的對比大致分析橫向模態。如果是翻轉模態，機體上部敲擊的振動響應應該更好。但是實際是機腳敲擊機腳測量的振動響應更好，因此，52.8 Hz固有頻率對應的模態應該是橫向平動模態。因此建議增加機腳的橫向剛度。