柴油機氣閥機構(gòu)故障振動監(jiān)測實例分析

吳善躍，徐浩炳，楊　鵬

(1.92957部隊，浙江 舟山　316000；2.92118部隊，浙江 舟山　316000)

隨著技術(shù)普及與發(fā)展，振動監(jiān)測診斷技術(shù)在船舶設(shè)備狀態(tài)管理中的應(yīng)用日益廣泛。然而，分析近些年的監(jiān)測實際情況看，振動監(jiān)測振動技術(shù)在旋轉(zhuǎn)機械領(lǐng)域能取得較為理想的監(jiān)測效果，而對于以柴油機為代表的往復機械，振動監(jiān)測振動技術(shù)應(yīng)用效果卻遠不如旋轉(zhuǎn)機械理想，在實際工作中常常難以實現(xiàn)故障部位、故障原因的準確分析。這主要是因為柴油機運動部件多，運動關(guān)系復雜，工作時引起振動的激勵源多，且運動部件故障類型多樣，不同部件、不同部位振動信號形態(tài)和特征存在較大差異。因此，改善和提高柴油機振動監(jiān)測診斷水平一直是業(yè)內(nèi)人士不斷努力的方向。而要實現(xiàn)這一目標，除了加強基本理論研究外，更多的是要從實際監(jiān)測案例出發(fā)，不斷地進行分析總結(jié)。唯有這樣，才能有效地推動柴油機振動監(jiān)測水平提高。

基于上述認識，本文擬對實際工作遇到的柴油機氣閥機構(gòu)故障振動監(jiān)測案例進行系統(tǒng)分析，探究氣閥機構(gòu)故障現(xiàn)象、故障機理與故障信號特征的關(guān)系，在振動數(shù)據(jù)采集及處理方法方面進行歸納總結(jié)，從而為類似故障問題的診斷決策提供借鑒與參考。

1　前期故障現(xiàn)象

某船主動力系統(tǒng)采用雙機雙槳配置，推進主機為兩臺16缸4沖程中速柴油機，推進主機與推進軸系之間通過齒輪箱減速。該船船員在遠航任務(wù)日常裝備巡檢中發(fā)現(xiàn)主機存在間隙性異常沖擊聲響，且異常聲響逐漸增大。經(jīng)對多個位置主觀聲響比較，初步確認在右主機A排第8缸位置前主觀聲響感受最為明顯，并且直觀感受到聲響似乎來源右主機A排第8缸汽缸蓋部位。由于上述故障現(xiàn)象為設(shè)備管理人員的直觀感受，有可能存在判斷偏差，出于慎重考慮，船方要求監(jiān)測技術(shù)人員采用振動監(jiān)測技術(shù)手段對該異常問題進行確認分析。

2　振動監(jiān)測實施

2.1振動測試基本方案

針對船員反映的問題，監(jiān)測技術(shù)人員到現(xiàn)場進行勘查，確認振動測試基本方案如下：①在右主機A排第8缸汽缸蓋進行多點測量，比較不同測點之間的振動差異，具體測點布置參考圖1；②參考圖1測點，測量右主機其它汽缸蓋振動數(shù)據(jù)，并與A排第8缸數(shù)據(jù)進行比較，分析它們之間是否存在差異。

由于疑似故障信號可能為沖擊信號，因此數(shù)據(jù)處理以時域波形分析為主。進行數(shù)據(jù)采集時，采樣頻率為4 096 Hz，采樣數(shù)為16 384。

圖1　汽缸蓋測點示意圖

2.2測試數(shù)據(jù)分析

1)右主機A8缸與其它缸數(shù)據(jù)比較分析。通過比較右主機各缸振動時域波形，可發(fā)現(xiàn)右主機除A8缸外其它缸汽缸蓋各測點振動時域波形均保持相同規(guī)律：時域波形中存在著等間隔瞬態(tài)沖擊振動，前后瞬態(tài)沖擊振動間隔時間恰好為主機曲軸旋轉(zhuǎn)周期的2倍。該規(guī)律典型波形參見圖2，圖2為右主機B4缸測點3在主機475 r/min轉(zhuǎn)速工況振動時域波形圖。圖2中，前后瞬態(tài)沖擊振動間隔時間為0.255 s，而曲軸旋轉(zhuǎn)周期為0.126 s(可由主機轉(zhuǎn)速475 r/min推算得到)，前者恰好為后者的2倍。圖3所示為圖2局部區(qū)域A放大后的時域波形，由圖可知該波形具有瞬態(tài)沖擊振動特點。

圖2　B4缸測點3在475 r/min 工況時域波形

圖4為A8缸測點3在475 r/min 工況下時域波形。比較圖4和圖2可知，A8缸測點3振動時域波形以0.251 s 為間隔周期，而在每個間隔周期中卻存在兩個瞬態(tài)沖擊振動。兩瞬態(tài)沖擊振動間隔為0.062 s，約為間隔周期的0.25倍。為了討論說明方便，將等間隔兩瞬態(tài)沖擊振動的第1個瞬態(tài)沖擊振動稱為P1，第2個瞬態(tài)沖擊振動稱為P2。圖5所示為圖4局部區(qū)域A放大后的時域波形。

圖3　局部區(qū)域A(圖2中)時域波形

圖4　A8缸測點3在475 r/min 工況時域波形

圖5　局部區(qū)域B(圖4中)時域波形

2)右主機A8缸不同測點數(shù)據(jù)比較分析。比較A8缸不同測點在475 r/min振動時域波形，可發(fā)現(xiàn)其它測點波形情況與測點3基本一致(如圖4所示)。然而，在490 r/min時，A8缸測點3振動時域波形會出現(xiàn)測量過載現(xiàn)象，而其它測點不會出現(xiàn)這一現(xiàn)象。這表明A8缸測點3是沖擊振動較為明顯區(qū)域。由圖1可知，測點3靠近進氣閥部位。

圖6和圖7分別為A8缸測點3在375 r/min、200 r/min 工況下時域波形。將圖6、圖7和圖5進行比較，并結(jié)合490 r/min測試過載情況分析可知：①隨著主機轉(zhuǎn)速降低，A8缸測點3時域波形中P1峰值逐步降低；②在低轉(zhuǎn)速工況下，P1峰值明顯小于P2峰值，而在高轉(zhuǎn)速工況下，P1峰值與P2峰值基本相同，甚至有可能超過P2峰值。

圖8是A3缸測點3在375 r/min 工況下時域波形。比較圖8和圖6，圖8時域波形中沖擊振動峰值與圖6中P2峰值較為接近，而較大于P1峰值，由此可判斷A8缸測點3振動時域波形中的P2實質(zhì)上為燃油爆燃引起的沖擊振動。

圖6　A8缸測點3在375 r/min 工況時域波形

圖7　A8缸測點3在200 r/min工況時域波形

圖8　A3缸測點3在375 r/min 工況時域波形

在圖4、圖6、圖7中，P1在P2之前，且兩者的時間間隔為曲軸旋轉(zhuǎn)周期的一半，而這恰好為4沖程柴油機的1個沖程時間。從四沖程柴油機工作原理分析，P1出現(xiàn)的時間與進氣系統(tǒng)開始動作的時間一致。

2.3基本結(jié)論

由前文數(shù)據(jù)分析可判斷，右主機A8缸異常聲響極有可能是進氣系故障所致，并且右側(cè)進氣閥部位出現(xiàn)問題的可能性較大。

3　第1次故障檢查

根據(jù)監(jiān)測人員的數(shù)據(jù)分析和判斷結(jié)論，設(shè)備管理人員和修理人員利用短暫航行停機時機檢查了氣閥系統(tǒng)，結(jié)果發(fā)現(xiàn)右側(cè)進氣閥(靠近測點3)氣閥間隙嚴重超標，氣閥間隙為最大允許值的2.1倍。在修理人員調(diào)整完氣閥間隙后，右主機在200 r/min 工況下試運轉(zhuǎn)。監(jiān)測技術(shù)人員立即在該工況下進行振動監(jiān)測。圖9為氣閥間隙調(diào)整后A8缸測點3在200 r/min 工況下的振動時域波形。由圖9可知，原有的P1沖擊振動現(xiàn)象不再存在。此外，人耳直觀感受到異常聲響明顯減弱。由于另有航行任務(wù)要求，現(xiàn)場允許的檢修時間有限，在認為問題得到初步解決后，主機繼續(xù)正常使用。

圖9　A8缸測點3在200 r/min 工況時域波形(氣閥間隙調(diào)整后)

4　跟蹤監(jiān)測情況

由于右側(cè)氣閥間隙嚴重超標屬于非正?，F(xiàn)象，加上第1次故障檢修時間有限，問題排查不全面，為防止問題再次出現(xiàn)，監(jiān)測技術(shù)人員對右主機A8缸振動繼續(xù)進行定期跟蹤監(jiān)測。在A8缸右側(cè)進氣閥間隙調(diào)整后的第2天，監(jiān)測技術(shù)人員再次發(fā)現(xiàn)出現(xiàn)與圖4時域波形相類似的P1沖擊振動現(xiàn)象，具體如圖10所示。并且，隨著運行時間持續(xù)增加，P1沖擊振動峰值逐漸增大。此外，原有的異常聲響再次出現(xiàn)，且異常聲響逐漸增大。圖11為氣閥間隙調(diào)整后96 h A8缸測點3在475 r/min 工況下時域波形。圖11波形中P1峰值明顯大于圖9波形中P1峰值。

鑒于航行任務(wù)安排，右主機只能帶故障隱患持續(xù)運行。結(jié)果在氣閥間隙調(diào)整后運行110 h后發(fā)現(xiàn)A8缸排溫逐步下降，且A8缸所采集的振動時域波形中原有的P1、P2沖擊振動波形卻不再出現(xiàn)(見圖12)。根據(jù)上述情況，初步判斷A8進氣系統(tǒng)出現(xiàn)嚴重故障，從而導致A8缸無法正常發(fā)火工作。

圖10　A8缸測點3在490 r/min工況時域波形(氣閥間隙調(diào)整后運行25 h)

圖11　A8缸測點3在475 r/min 工況時域波形(氣閥間隙調(diào)整后運行96 h)

圖12　A8缸測點3在200 r/min 工況時域波形(氣閥間隙調(diào)整后運行110 h)

5　第2次故障檢查

基于右主機A8缸新出現(xiàn)的故障情況，設(shè)備管理人員立即停機，并與修理人員共同檢查A8缸。結(jié)果檢查發(fā)現(xiàn)進氣系統(tǒng)搖臂軸斷裂，具體實物照片如圖13所示。

拆卸A8缸整個搖臂，并進行分解，可發(fā)現(xiàn)：殘留斷軸與進氣搖臂軸套幾乎抱死，軸套(銅制材料)內(nèi)表面有明顯拉痕，搖臂軸斷裂面經(jīng)過徑向油道。為盡快排除A8缸故障，及早恢復右主機動力，修理人員對A8缸進排氣搖臂進行了整體更換。修后對A8缸振動進行監(jiān)測，原有的P1沖擊振動現(xiàn)象不再存在(如圖14所示)，表明進氣系統(tǒng)故障已排除。經(jīng)長時間持續(xù)跟蹤監(jiān)測及使用觀察，右主機A8缸運行正常，原有故障問題不再出現(xiàn)。

圖13　進氣系統(tǒng)搖臂軸斷裂實物照片

圖14　A8缸測點3在345 r/min 工況時域波形(第2次故障修理后)

6　故障分析

從故障案例整個發(fā)展過程看，搖臂軸故障是造成進氣系統(tǒng)故障問題根源，而進氣閥間隙過大僅僅是這一根源引發(fā)的繼發(fā)性問題。圖15是進氣搖臂系統(tǒng)示意圖，由圖15可知：凸輪推桿對左側(cè)搖臂軸下端頂頭動作，在該作用力驅(qū)動下左側(cè)搖臂繞搖臂軸擺動，進而通過搖臂頂頭推動左側(cè)進氣閥桿動作；右側(cè)搖臂通過搖臂軸傳動實現(xiàn)與左側(cè)搖臂的同步擺動。在本案例中，A8缸搖臂軸極有可能存在先天的制造質(zhì)量缺陷。在搖臂擺動過程中，搖臂軸由于疲勞應(yīng)變而在缺陷區(qū)域出現(xiàn)裂紋，并導致?lián)u臂軸出現(xiàn)一定得扭轉(zhuǎn)變形，造成右側(cè)進氣搖臂頂頭與氣閥頂桿間隙變大。過大的氣閥間隙會使各零件之間的沖擊磨損加劇，噪聲增加。

圖15　進氣搖臂系統(tǒng)示意圖

本案例第1次故障檢查中發(fā)現(xiàn)右側(cè)進氣閥間隙嚴重超標。在調(diào)整氣閥間隙后，類似圖4、圖6、圖7的P1沖擊振動現(xiàn)象立即消失。然而，故障問題的根源并未解決。隨著機器持續(xù)運行，缺陷區(qū)域裂紋逐步過大，搖臂軸繼續(xù)扭轉(zhuǎn)變形，導致右側(cè)進氣搖臂與氣閥頂桿間隙超標，沖擊振動現(xiàn)象再次出現(xiàn)并日益嚴重。最終，隨著裂紋發(fā)展，搖臂軸斷裂，左右進氣閥無法開啟，從而造成A8缸無法正常燃燒，排溫逐步下降。

7　結(jié)束語

本監(jiān)測案例表明振動監(jiān)測可作為柴油機進、排氣系統(tǒng)故障診斷一種有效的技術(shù)分析手段。在運用振動監(jiān)測技術(shù)手段進行進、排氣系統(tǒng)故障診斷分析時，應(yīng)注意把握如下特點。

1)與一般的旋轉(zhuǎn)機械振動不同，柴油機汽缸蓋振動是一種具有周期性的瞬態(tài)沖擊振動。無論是動力沖程的爆燃，還是進、排氣系統(tǒng)故障引發(fā)的沖擊振動，在振動信號形態(tài)上都表現(xiàn)為周期性的瞬態(tài)沖擊振動。對于此類振動信號，不適宜用頻域分析方法，而應(yīng)從時域角度分析和提取故障特征。

2)從本案例看，在一般正常情況下，汽缸蓋振動以動力沖程爆燃引發(fā)的周期性瞬態(tài)沖擊振動為主(每次瞬態(tài)沖擊振動峰值并不一定相同)，而進、排氣系統(tǒng)動作引發(fā)的沖擊振動極為微弱，在整個時域波形中基本難以顯現(xiàn)。只有在進、排氣系統(tǒng)故障時，才會在時域波形出現(xiàn)明顯的故障沖擊振動。

3)對進、排氣系統(tǒng)故障特征的準確辨識，一方面需要對比疑似故障部位與參考部位的振動信號差異，另一方面還要注重提取振動信號中瞬態(tài)沖擊時間間隔信息，分析瞬態(tài)沖擊周期與曲軸轉(zhuǎn)速、故障沖擊振動與柴油機進、排沖程之間是否存在對應(yīng)關(guān)系。

通過本案例分析，也可以獲得如下經(jīng)驗啟示。

1)對于一個不明確振動故障問題，為了盡可能準確地獲取故障特征規(guī)律，應(yīng)進行多點、多工況數(shù)據(jù)采集，特別是注意選取具有代表性、可比性的正常工作部位測點作為分析參考。

2)為了避免原發(fā)性故障問題診斷遺漏，應(yīng)當在修后積極開展跟蹤監(jiān)測，確認故障現(xiàn)象是否會再次發(fā)生。