﻿ 船用主柴油机共振故障诊断
 舰船科学技术  2020, Vol. 42 Issue (1): 132-135 PDF

1. 武汉东湖学院 机电工程学院，湖北 武汉 430212;
2. 海军工程大学，舰船与海洋学院，湖北武汉 430033;
3. 武汉理工大学 能源与动力工程学院，湖北 武汉 430063

Resonance fault diagnosis of main diesel engine of a ship
WANG Yan-wu1, QIAN Chao2, YANG Kun3
1. School of Mechanical and Electrical Engineering, Wuhan Donghu University, Wuhan 430212, China;
2. College of Naval Architecture and Ocean Engineering, Naval University of Engineering, Wuhan 430033, China;
3. School of Energy and Power Engineering, Wuhan University of Technology, Wuhan 430063, China
Abstract: Vibration of a main diesel engine of a ship obviously increased when it is operating at 800 r/min. Its vibration responses were measured at different operating speeds and the vibration spectra were analyzed. The main component of the spectra was ignition frequency of the engine, indicating that the main vibration excitations were side thrusts of connecting rods and pistons of the diesel engine. Lateral natural frequencies were measured by using impact method. One of the natural frequencies was 52.8 Hz, which was close to the ignition frequency of the engine at 800 rpm. The ignition frequency of the engine caused resonance.
Key words: diesel engine     vibration     resonance     wavelet de-noise
0 引　言

1 通频振动测量和分析

2 振动速度波形和频谱分析

 图 1 振动速度波形（800 r/min） Fig. 1 Waveform of vibration velocity

 图 3 振动速度波形（940 r/min） Fig. 3 Waveform of vibration velocity
 $\hat x(t) = \frac{1}{{\text{π}} }\int_{ - \infty }^\infty {\frac{{x\left( \tau \right)}}{{t - \tau }}} {\rm d}\tau \text{，}$

 $z\left( t \right) = x\left( t \right) + j\hat x(t) \text{，}$

$z\left( t \right)$ 称为 $x\left( t \right)$ 的解析信号。 $z\left( t \right)$ 的幅值对应于 $x\left( t \right)$ 的包络， $z\left( t \right)$ 的相位对应于 $x\left( t \right)$ 的瞬时相位。因此，Hilbert变换是调制信号分析的基本工具。在Matlab中，Hilbert变换的命令为 $z = hilbert(x)$ 。需要注意的是Matlab中输出z是序列x的解析信号。求x的包络的命令为 ${x_e} = abs(z)$ 。在对包络信号进行傅里叶变换，可以得到幅值调制信号的调制频率。根据上述过程，对图1图3图5所示的时间波形进行调制解调，得到3种情况下的调制频率分别为6.7 Hz，7.5 Hz和7.8 Hz。由于该型柴油机为四冲程柴油机，单缸发火频率为转频的一半。上述调制频率恰好对应各个转速下的单缸发火频率，说明在柴油机的一个工作周期内，振动响应有规律的重复。

 图 5 振动速度频谱（900 r/min） Fig. 5 Frequency spectrum of vibration velocity

 图 2 振动速度波形（900 r/min） Fig. 2 Waveform of vibration velocity

 图 4 振动速度频谱（800 r/min） Fig. 4 Frequency spectrum of vibration velocity

 图 6 振动速度频谱（940 r/min） Fig. 6 Frequency spectrum of vibration velocity

3 主机横向固有频率试验测量

3个试验的振动速度响应波形如图7所示。可以看出，试验3的响应结果最好，信噪比最高。取试验3的数据进一步分析。从预触发信号可以看出，仍然存在明显的噪声干扰。可以采用2种方法降低噪声对频谱分析结果的影响。一种是只分析敲击响应较为明显时段的信号，得到敲击响应的频谱，再分析预触发时段的信号，得到噪声的频谱，从敲击响应的频谱中剔除噪声频谱中的主要频率成分。另一种是采用小波阈值降噪方法降低噪声，再分析振动响应的频谱。本研究采用小波软阈值降噪的方法滤除噪声的影响。敲击试验3得到的速度响应信号小波降噪前后的结果如图8所示，频谱如图9所示。可以看出，小波降噪后，噪声的影响明显降低。频谱上幅值最大成分对应频率是52.8 Hz。因此，主机800 r/min时的振动速度频谱中幅值明显突出的成分对应的频率53 Hz确实非常接近系统的横向固有频率52.8 Hz，系统此时处于共振状态。

 图 7 敲击试验得到的速度响应信号 Fig. 7 Vibration velocity of impact testing

 图 8 小波降噪前后敲击速度响应波形比较 Fig. 8 Vibration velocity of wavelet de-noise

 图 9 小波降噪前后敲击速度响应频谱比较 Fig. 9 Frequency spectrum of wavelet de-noise
4 结　语

1）通过对该柴油机振动测量数据分析，结果显示主机转速在800 r/min附近时，系统处于共振状态，激励力是活塞连杆结构的侧推力，这个力是无法避免的。因此，改善主机振动只能从结构上着手。减少共振时的振动响应，可以采用改变横向刚度或者增加阻尼的方法。该柴油机在其它转速下振动也较大，因此增加刚度是最合理的选择，这一点与欧阳光耀等的研究成果基本一致[9]

2）从柴油机的结构和3次敲击试验分析结果看，横向刚度不足主要是因为机脚的横向刚度较低。外观看来，该柴油机通过4个机脚固定，机脚与机体靠一根螺栓连接，且机脚横向厚度不大。虽然没有进行模态分析，但是可以根据3次敲击试验的对比大致分析横向模态。如果是翻转模态，机体上部敲击的振动响应应该更好。但是实际是机脚敲击机脚测量的振动响应更好，因此，52.8 Hz固有频率对应的模态应该是横向平动模态。因此建议增加机脚的横向刚度。

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