发电机组橡胶柱销联轴器异常振动噪声诊断*

温华兵，彭子龙，孟繁林（江苏科技大学能源与动力工程学院 镇江，212003）

发电机组橡胶柱销联轴器异常振动噪声诊断*

温华兵，彭子龙，孟繁林
（江苏科技大学能源与动力工程学院 镇江，212003）

为诊断某型柴油发电机组产生的异常噪声故障，将经验模态分解方法（empirical mode decomposition，简称EMD）和Hilbert变换用于发电机主轴承的非平稳振动信号处理，有效提取了主轴承振动信号的时频特征，对机组振动噪声信号、发电机主轴承振动和轴系扭振信号进行了分析。诊断结果表明，由于柴油机激励下机组轴系扭振幅值过大，引起柱销联轴器橡胶件表面的相对运动，产生干摩擦作用力，导致机组轴系产生间歇性的异常振动噪声。该方法对旋转轴系部件摩擦引起的振动噪声故障诊断具有参考价值。

振动噪声；经验模态分解；Hilbert变换；时频特征；诊断

引 言

内燃机中蕴含着多种型式的摩擦副部件与系统，其摩擦学行为既影响内燃机的工作性能与运行效率，又对动力性、经济性、排放及稳定性和使用寿命有着举足轻重的影响［1］。古典摩擦理论认为：摩擦因数取决于材料性质。现代摩擦学认为摩擦因数与滑动速度、载荷大小和温度等有关。文献［2］根据古典摩擦理论和机械-分子摩擦理论开展柴油机拉缸故障的扭振诊断技术探索。由于摩擦引起的振动特征难以有效提取，文献［3］采用小波分析对柴油机滑动主轴承接触摩擦进行故障诊断。文献［4］提出利用连续小波变换时频图像处理技术提取摩擦振动特征参数的方法。

Hilbert-Huang变换［5-8］是一种非线性非平稳信号处理方法，是对以傅里叶变换为基础的对线性和稳态谱分析的一个重大突破，可以提供清晰的局部时频特征，适合对非线性非平稳信号进行分析。文献［9］针对螺旋桨梢涡空泡所引起的尾部振动具有脉动性波动的非平稳特点，提出将Hilbert-Huang变换用于船舶尾部振动信号处理。笔者将Hilbert-Huang变换用于船用发电机组振动响应信号处理，有效提取了发电机组橡胶柱销联轴器内部摩擦产生的非平稳振动信号时频特征，诊断发电机组产生的间歇性异常振动噪声。

1 发电机组异常振动噪声诊断

1.1 发电机组振动噪声

某船用柴油发电机组额定转速为750 r/min，怠速为400 r/min，额定功率为610 k W，柴油机为4冲程5缸机。柴油机和发电机刚性安装在公共底座上，公共底座采用8个隔振器弹性安装，垂向固有频率为8.5 Hz。为补偿轴系的不对中，柴油机飞轮与发电机惯性块采用4个橡胶弹性柱销联轴器连接，如图1所示。销轴的一端与发电机惯性块过盈配合刚性连接，销轴的另一端通过橡胶件与柴油机飞轮弹性连接。机组在试车台架运行时，在400～600 r/min转速范围内，机组发出有节奏的高频异常噪声，疑似旋转部件碰撞产生的摩擦噪声。转速在700 r/min以上时，异常噪声消失。现场测试表明，柴油机机体的结构振动正常，机组隔振系统的振动隔离效果良好。初步分析认为，异常噪声是由发电机风扇叶片的碰擦或叶片旋转不稳定气流产生的。由于柴油发电机组的噪声源众多、频谱特性复杂，现场难以辨识异常噪声的准确来源，需要对机组开展异常振动噪声的故障诊断。

机组振动噪声测试仪器为丹麦B＆amp；K振动噪声测试分析系统。测试工况为：发电机不加负荷，柴油机转速为400～820 r/min时进行振动噪声测试。测点布置为：在靠近柴油机端的发电机主轴承布置一个加速度传感器，测试轴承垂向振动加速度；在柱销弹性联轴器端面0.1 m处布置一个传声器；发电机风机出口0.1 m处布置一个传声器，测试发电机风机出口处噪声；在柴油机自由端位置布置1个扭振传感器，测试机组轴系扭振特性。

图1 柱销联轴器示意图Fig.1 Schematic diagram of pin coupling

图2为机组在不同转速下发电机主轴承振动加速度级（基准值为1.0）。在400～550 r/min转速范围内，发电机主轴承振动加速度与机组的转速有密切关系，随着转速的上升而增加。在460 r/min时加速度级达到最大值38.4 d B（加速度为8.5g），超出了轴承振动的允许范围，然后随着转速的上升而下降。图3为机组在不同转速下高弹端面和风机出口0.1 m处的声压级。可见，高弹端面和风机出口的总声压级与机组转速的关系不大，高弹端面距离0.1 m处的声压级接近110 dB（A），而风机出口距离0.1 m处的声压级在100 d B（A）左右。分析认为，高弹端面测点靠近柴油机，由于柴油机的噪声远高于发电机噪声，因而高弹端面测点的噪声比风机出口噪声大。柴油机的噪声源包括燃烧噪声、机械噪声和气流噪声等，噪声源众多，幅值大，频率特性复杂。尽管机组在400～550 r/min转速范围内能明显听到有节奏的高频异常噪声存在，但这种异常噪声对总声压级的贡献并不大。图4为柴油机分别在480 r/min和800 r/min工况时高弹端面的声压级频谱图对比。图中没有出现与电机内部风机叶频相关的特征频率成分，可以排除异常噪声产生于发电机风机的空气动力性噪声。

图2 发电机主轴承振动加速度级Fig.2 Vibration acceleration level of generator main bearing

图3 高弹端面和风机出口位置的声压级Fig.3 Sound pressure levels of high-elastic coupling face and fan outlet

图4 高弹端面位置的声压级频谱图Fig.4 Sound pressure levels of high-elastic coupling face

1.2 发电机主轴承振动信号

图5，6为机组转速在480 r/min和800 r/min时，发电机主轴承振动加速度的波形和快速傅里叶变换（fast Fourier transform，简称FFT）频谱图。机组转速为480 r/min时，发电机主轴承振动波形具有非线性、非平稳特征。FFT频谱图中峰值主要集中在6～7 k Hz频率范围内。在0.25 s内，约有10次高频脉动“冲击”，每次脉动“冲击”的幅值变化很大，最大值为480 m/s2。机组转速在800 r/min时，发电机主轴承振动的波形平稳，频谱图中包含了多个柴油机和发电机稳态激励引起的简谐振动，加速度级最大值较小，属于正常现象。

1.3 发电机主轴承振动时频特征

机组转速为480r/min时，发电机主轴承振动加速度信号为Hilbert-Huang变换，得到的时频图如图7所示。图7中部的三维谱图为振动加速度的Hilbert谱等高线图（功率谱为表征量），谱图颜色深浅为信号功率谱幅值的大小。中间的Hilbert谱图在时间刻度上可以观察到10次幅值不同的脉动“冲击”波动信号，“冲击”的时间间隔大致为0.025 s，出现频率为40 Hz，相当于轴系5阶次振动。在频率刻度上，振动能量包括400 Hz以内的低频分量以及2.5～3.5 k Hz和5～8 k Hz的高频宽带分量。与图5中的时域波形和FFT频谱图相比，Hilbert谱图能突出表现信号的局部频率特征和时变特性，是处理非线性非平稳信号的有效途径。

图5 发电机转速为480 r/min时主轴承振动加速度波形与频谱图Fig.5 Vibration acceleration waveform and spectrogram of generator main bearing at speed of 480 r/min

图6 发电机转速为800 r/min时主轴承振动加速度波形与频谱图Fig.6 Vibration acceleration waveform and spectrogram of generator main bearing at speed of 800 r/min

图7 转速为480 r/min时发电机主轴承振动加速度Hilbert谱Fig.7 Vibration acceleration Hilbert spectrogram of generator main bearing at speed of 480 r/min

Hilbert-Huang变换的中高频瞬时频率与FFT功率谱分析结果一致，并得到了FFT分析中无法清晰分辨的若干个低频瞬时频率，克服了在信号处理过程中遇到的FFT混叠、泄漏和频谱分辨率不高等可能出现的问题。可见，对于含有非稳态的振动响应信号处理，Hilbert-Huang变换的分辨率更高，能够更好地提取信号的局部特征和时变特性。

当机组转速为800 r/min时，发电机主轴承振动加速度信号作Hilbert-Huang变换得到的时频图如图8所示。在时间刻度上，不同时刻的振动加速度波形平稳；在频率刻度上，包含了多个200 Hz以下的低频成分，是柴油机正常工作时往复惯性力和气体力激励所引起的低频简谐振动。

图8 转速为800 r/min时发电机主轴承振动加速度Hilbert谱Fig.8 Vibration acceleration Hilbert spectrogram of generator main bearing at speed of 800 r/min

1.4 发电机组轴系扭振信号

在对机组轴系扭振转速跟踪测试时，发现空载时轴系2.5谐次（主谐次）的扭振振幅较大，柴油机自由端达到0.015 rad，峰值出现在465 r/min（如图9所示），可推算出机组轴系扭振的共振转速为1 170 r/min。第1阶固有频率计算结果为1 176 r/min，两者误差为0.5％。由于该型号柴油机的自由端没有安装阻尼减振器，而轴系转子自身的结构阻尼很小，导致图9中轴系扭振的共振波峰较尖，扭振幅值较大。在轴系扭振测试时的主观感受表明，在调节机组转速时，机组的异常噪声伴随着轴系扭振幅值的升高而增大，随着扭振幅值的下降而减弱。机组异常噪声主要出现在410～600 r/min转速范围内，该转速范围恰好是轴系扭振的共振转速区间且扭振振幅较大。分析认为，机组异常噪声的来源与轴系扭振有关。其原因是在轴系扭振共振转速下，轴系扭振角过大，导致轴系运行转速的波动，引起联轴器中橡胶柱塞安装面与惯性飞轮之间产生相对挤压、滑动与干摩擦，从而导致间歇性非平稳振动，产生辐射噪声。

图9 机组轴系自由端的扭转角振幅Fig.9 Torsional vibration angle amplitude of diesel generating set shaft system free end

2 柱销联轴器表面摩擦故障机理

当动静部件摩擦或者运动部件相对运动产生摩擦时，转轴表面将会受到摩擦力的冲击作用，产生非连续、非稳态冲击力。在摩擦力的冲击作用下，还有可能激发转子自由振动响应［10］。严重摩擦状态下，力冲击效应产生的振动频谱很丰富，振动信号包含大量的低频和高频成分。高速旋转的转轴表面线速度高，摩擦时会产生高温。摩擦不均匀还会导致转子表面温度分布不均匀，引起转子热变形，产生摩擦故障引起的热冲击效应。当橡胶柱塞内、外表面一侧产生摩擦时，摩擦冲击力的特征频率为激励频率的1倍；当橡胶柱塞内、外表面同时产生摩擦时，摩擦冲击力的特征频率为激励频率的2倍。

通过对机组振动噪声信号、发电机主轴承振动信号和轴系扭振信号的分析表明，在轴系2.5谐次扭振共振转速下，扭振角过大，导致轴系旋转转速的波动，引起联轴器中橡胶柱塞与惯性飞轮安装面之间产生相对挤压、滑动与干摩擦。该轴系产生摩擦冲击力的激励频率为2.5谐次，摩擦冲击力发生次数的特征频率为5阶（2.5谐次×2倍），说明橡胶柱塞内、外表面同时产生了摩擦现象。每次摩擦冲击力的大小不均匀，引起的振动包括400 Hz以内的低频分量以及2.5～3.5 k Hz，5～8 k Hz频率范围内的高频宽带分量，这些低频分量和高频宽带分量在时间上不连续，随着摩擦冲击力的消失而消失，振动能量主要集中在高频。

机组在试车台架运行不到100 h，停车拆开联轴器检查时发现，橡胶柱塞件表面颜色变深、发黑，可能是由于橡胶柱塞件受到了热冲击的影响。为了验证异常噪声诊断结果的正确性，采用提高联轴器橡胶柱塞硬度的方法增加联轴器的扭转刚度，提高发电机组轴系扭振第1阶固有频率。实验表明，发电机组在更高转速范围仍然出现异常噪声现象。将联轴器中橡胶柱塞替换为钢构件时，由于轴系扭振的共振转速提高到2 926 r/min，避开了机组2.5主谐次扰动力的共振，在机组正常转速范围内异常噪声现象消失。

3 结束语

Hilbert-Huang变换可有效处理非线性非平稳信号，提取由于构件表面干摩擦引起的轴承振动信号时频特征，从而诊断构件表面干摩擦引起的振动噪声故障。

柴油机动力装置轴系扭振在共振转速下过大的振幅，可能导致联轴器中橡胶柱销件表面与钢构件之间的滑动与摩擦，产生间歇性摩擦冲击力，引起高频振动噪声。通过避开轴系扭振的共振转速或控制扭振幅值，可以避免这类振动噪声故障。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2015.04.009

温华兵，男，1977年6月生，副教授。主要研究方向为振动噪声控制。曾发表《基于小波变换的水下爆炸压力时频特征分析》（《振动、测试与诊断》2008年第28卷第2期）等论文。

E-mail：wen-huabing@163.com

*江苏省自然科学基金资助项目（BK2012278）

2013-04-27；

2013-08-05