高洪濱，趙純領，賈智年

(92601部隊，廣東 湛江 524009)

設備振動變大的原因可能是激勵的改變，也可能是結構特性的改變。當結構特性改變時，系統的固有頻率一般會發(fā)生改變。因此，檢查系統的固有頻率是否變化，是區(qū)分系統激勵異常還是結構異常的重要手段。轉子裂紋、結構松動都是可能導致固有頻率變化的結構故障。對于彈性支承設備，隔振器問題導致結構特性改變的故障更為常見。

隔振器設計要考慮盡量隔離設備振動向外傳遞和減少外來沖擊響應，這就要求隔振器的剛度要?。坏且惨紤]設備自身的振動響應不能太大，這就要求隔振器的剛度要大。因此，隔振器的設計要同時考慮隔振抗沖擊效果和降低設備自身振動。尤其要注意的是，在任何方向上，均要避免共振。

某船有多臺同型號的柴油發(fā)電機組，額定轉速1 500 r/min，額定功率550 kW，彈性支撐。在額定轉速下，1#機組振動明顯大于其它同型號機組，柴油機前端橫向振動最大，前端機腳和底座振動大于機體和缸蓋振動。對其進行了振動監(jiān)測，發(fā)現隔振器存在問題，導致柴油機振動超標。

1 數據采集與分析

采用VIBXPERT Ⅱ頻譜儀對該船1#和2#發(fā)電機組柴油機進行了振動監(jiān)測。在1 500 r/min、20%負荷時，采集了柴油機通頻振動烈度(2 Hz～1 000 Hz)、機體和機腳振動速度波形和頻譜。柴油機通頻振動烈度測量結果如表1所示。1#機組振動烈度大，柴油機前端機腳橫行振動烈度最大。按照GB/T 7184-2008，1#機組振動等級為C級。柴油機前端機腳振動烈度比前端機體烈度大得多。一般情況下，柴油機側推力方向是橫向，因此橫向振動大。一般剛性支撐柴油機機體上部橫向振動大于機腳橫向振動；彈性支撐柴油機不一定如此，但是，彈性支撐柴油機機腳橫向振動遠大于機體上部橫向振動的情況也很少見。

表1 柴油機通頻振動烈度測量結果 mm/s

1#機組前端右側機腳橫向振動速度波形和頻譜如圖1和圖2所示，2#機組的如圖3和圖4所示。

圖2 1#機組前端右側機腳橫向振動速度頻譜

圖1 1#機組前端右側機腳橫向振動速度波形

圖3 2#機組前端右側機腳橫向振動速度波形

圖4 2#機組前端右側機腳橫向振動速度頻譜

1#機組振動速度幅值大而且穩(wěn)定，速度頻譜中轉頻成分極其突出(大于其它頻率成分5倍以上)。正常情況下，四沖程柴油機振動速度頻譜中，基頻為單缸發(fā)火頻率，為轉頻的一半，基頻的各階倍頻均存在，幅值大小不一，個別或者幾個頻率成分略大，但是一般沒有極其突出的頻率成分。1#機組柴油機振動速度頻譜異?，F象的原因可能是轉頻共振或與轉頻有關的激勵有明顯變化。

2 橫向固有頻率測量

為確定是否存在共振問題，采用敲擊法測量了機組的固有頻率。設定預觸發(fā)時間1 s，采樣時間長度5 s，采樣頻率512 Hz。得到敲擊響應速度波形如圖5所示。前1 s數據是噪聲信號。根據信號前后對比，沖擊響應信號信噪比較高的時段在1～2 s之間。2 s以后主要是噪聲。如果只對1～2 s之間的信號進行分析，一方面噪聲雖然相對小但是依然存在，另一方面頻率分辨能力不夠。因此，首先對前半段(0～2.5 s)信號進行頻譜分析，得到1#機組橫向敲擊響應前半段有用信號和噪聲信號綜合頻譜如圖6所示。再對后半段(2.5～5.0 s)信號進行分析，得到噪聲信號頻譜如圖7所示。圖6顯示前4階固有頻率分別為8.0 Hz、12.8 Hz、26.0 Hz、30.4 Hz。圖7中，上述4個頻率成分均明顯小于圖6中對應值。因此，這4個頻率均是系統固有頻率，只是頻率分辨率略差。對全部5 s數據進行頻譜分析，得到有用信號和噪聲信號綜合頻譜如圖8所示，得到1#機組橫向前4階固有頻率約為8.0 Hz、13.0 Hz、25.8 Hz、30.8 Hz。可以看出，1#機組橫向第3階固有頻率十分接近于轉頻，因此在額定轉速時該機組共振。

圖5 1#機組前端右側機腳橫向敲擊響應速度波形

圖6 1#機組橫向敲擊響應前半段有用信號和噪聲信號綜合頻譜

圖7 1#機組橫向敲擊響應后半段噪聲信號頻譜

圖8 1#機組橫向敲擊響應有用信號和噪聲信號綜合頻譜

采用同一方法得到2#機組橫向前4階固有頻率約為8.4 Hz、13.6 Hz、27.4 Hz、32.4 Hz。2#機組前4階固有頻率均大于1#機組，2臺機組重量一樣，隔振器型號和布置一樣，固有頻率應該十分接近。但是目前1#機組固有頻率降低，而且機腳和基座的振動大于機體上部振動，說明機組隔振器存在問題的可能性較大，要重點檢查機組公共基座下的隔振器。雖然共振不是振源，但會放大振動。振源的主要頻率成分是1倍轉頻，因此還要確保設備軸系對中滿足要求、曲軸減振器安裝符合要求。

3 檢修結果

測試時該船在廠塢修。廠家檢查了隔振器，發(fā)現隔振器多個螺栓松動。按照規(guī)定上緊螺栓后，再次對該機組進行了振動監(jiān)測。1#機組修理后通頻振動烈度如表2所示，可以看出，修理后的1#機組振動烈度明顯下降，其前端機腳橫向振動速度頻譜如圖9所示。

表2 1#機組修理后通頻振動烈度 mm/s

圖9 1#機組修理后前端右側機腳橫向振動速度頻譜

按照GB/T 7184-2008，該機組振動等級為B級，可以正常使用。但是1#機組振動烈度仍然大于2#機組，轉頻成分仍然很突出。測量了修理后的1#機組橫向固有頻率，1#機組橫向前4階固有頻率約為8.4 Hz、14.0 Hz、27.4 Hz、32.8 Hz，比較接近2#機組。

4 結束語

1)設備振動變大的原因可能是激勵的改變，也可能是結構特性的改變。當結構特性改變時，系統的固有頻率一般會發(fā)生改變。因此，檢查系統的固有頻率是否變化，是區(qū)分激勵異常還是結構異常的重要手段。

2)對船用設備采用敲擊法測量固有頻率時，要注意減少噪聲影響。因此，盡量靠碼頭接岸電時測量，盡量避免周圍設備運轉，盡量采集時域波形，以便檢查噪聲。敲擊前采集幾組噪聲信號進行分析，對于排除敲擊響應中的噪聲十分重要。

3)一般情況下，柴油機機體上部橫向振動大于機腳和基座橫向振動，如果實測結果機腳振動明顯大于機體上部振動，隔振器存在問題的可能性就較大。