某型柴油機(jī)臺架扭轉(zhuǎn)振動問題實(shí)驗(yàn)研究

楊 震，雷俊松，周瑞平

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某型柴油機(jī)臺架扭轉(zhuǎn)振動問題實(shí)驗(yàn)研究

楊 震，雷俊松，周瑞平

(武漢理工大學(xué)，武漢 430063)

以某型柴油機(jī)臺架為研究對象，開展柴油機(jī)臺架扭振理論計(jì)算及試驗(yàn)研究，獲取柴油機(jī)扭振特性，對廠家所提供的當(dāng)量參數(shù)進(jìn)行校核并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。對臺架軸系中所使用的雙排或多排橡膠高彈性連軸器的扭振模型簡化方法進(jìn)行理論和實(shí)驗(yàn)的對比，提出了簡化方法建議。對該實(shí)驗(yàn)臺架的扭轉(zhuǎn)振動特性進(jìn)行了詳細(xì)的理論研究并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了理論研究的正確性，同時(shí)提出了針對于該實(shí)驗(yàn)臺架的扭轉(zhuǎn)振動共振問題規(guī)避措施的建議。

扭轉(zhuǎn)振動 曲軸剛度 實(shí)驗(yàn)臺架 共振 固有頻率

0 引言

船舶柴油機(jī)作為船舶推進(jìn)軸系扭轉(zhuǎn)振動的主要激勵源之一，當(dāng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動問題時(shí)其曲軸往往也是最容易遭到破壞的部分之一。針對于研究過程中所遇到的理論模型不能正確反映實(shí)際系統(tǒng)問題、高彈性聯(lián)軸器不同簡化方法對理論計(jì)算的影響、扭振共振點(diǎn)規(guī)避等問題，分別進(jìn)行了柴油機(jī)臺架拆除高彈性聯(lián)軸器及后續(xù)系統(tǒng)部分后的單機(jī)試驗(yàn)、柴油機(jī)通過聯(lián)軸器帶水力測功機(jī)的系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)以及更換硅油減振器等試驗(yàn)，通過對實(shí)驗(yàn)結(jié)果和理論計(jì)算結(jié)果的對比分析對相關(guān)問題作了相關(guān)處理或給出建議。本文對于柴油機(jī)廠家的新產(chǎn)品開發(fā)和船舶推進(jìn)軸系的設(shè)計(jì)都具有一定的參考價(jià)值。

1 柴油機(jī)當(dāng)量參數(shù)驗(yàn)證

在柴油機(jī)推進(jìn)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動研究中，柴油機(jī)曲軸是極為重要的一部分。按照各大船級社規(guī)范所提供的扭轉(zhuǎn)振動模型簡化原則，一般將曲軸簡化成由曲柄銷、曲柄臂、主軸頸、平衡塊以及相應(yīng)的活塞連桿慣量組成的集中質(zhì)量點(diǎn)，以兩個集中質(zhì)量點(diǎn)間的剛度作為柴油機(jī)單位曲柄的剛度。當(dāng)量模型轉(zhuǎn)化過程中集中質(zhì)量慣量值比較容易獲得，但是單位曲柄剛度值計(jì)算較為麻煩，但研究表明其對扭轉(zhuǎn)振動理論計(jì)算結(jié)果有較大影響。目前，我國有很多廠家均采用經(jīng)驗(yàn)公式方法，根據(jù)單位曲柄的尺寸以及材料屬性，按經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算得到單位曲柄剛度值。國外的大型柴油機(jī)廠商在求解單位曲柄的扭轉(zhuǎn)剛度值上技術(shù)較為成熟，結(jié)果也較為準(zhǔn)確，根據(jù)其計(jì)算結(jié)果所計(jì)算出的柴油機(jī)扭轉(zhuǎn)振動固有頻率與實(shí)測固有頻率十分接近，但相關(guān)計(jì)算方法的資料卻很難獲得[2]。

該臺架柴油機(jī)為8缸直列4沖程柴油機(jī)，額定功率1470 kW，額定轉(zhuǎn)速1000 r/min。廠家所給出的單位曲柄剛度為38.133 MNm/rad，系統(tǒng)由柴油機(jī)、高彈性聯(lián)軸器以及水力測功機(jī)組成。系統(tǒng)脫排時(shí)對之進(jìn)行當(dāng)量參數(shù)簡化，簡化模型如圖1所示。理論計(jì)算的柴油機(jī)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動自由振動計(jì)算結(jié)果如表1所示。

計(jì)算完成后即對柴油機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行了脫排狀態(tài)（即將高彈性聯(lián)軸器與飛輪之間的連接螺栓拆下，柴油機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中高彈性聯(lián)軸器及其連接的系統(tǒng)不再跟隨運(yùn)轉(zhuǎn)）下的實(shí)際扭振測量，實(shí)測時(shí)在柴油機(jī)自由端布置測點(diǎn)，整個測試過程按照柴油機(jī)推進(jìn)特性進(jìn)行，在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)按20r/min的轉(zhuǎn)速間隔進(jìn)行掃頻測量。通過對柴油機(jī)通過實(shí)測數(shù)據(jù)與理論計(jì)算數(shù)據(jù)的對比驗(yàn)證廠家所給的當(dāng)量參數(shù)是否與實(shí)際系統(tǒng)相符。

實(shí)測的一階3.5諧次1042.49 r/min、4諧次903.95 r/min、4.5諧次798.74 r/min、5.5諧次670.87 r/min、6諧次608.8 r/min、6.5諧次562.44 r/min和8諧次460.63 r/min等轉(zhuǎn)速點(diǎn)均檢測到明顯共振，其中4諧次、8諧次為主諧次，測得共振點(diǎn)所對應(yīng)固有頻率分別為60.26 Hz和61.42 Hz，而計(jì)算所得的一階固有頻率高達(dá)91.82 Hz，測試結(jié)果與計(jì)算結(jié)果的誤差高達(dá)51%，遠(yuǎn)大于規(guī)范所要求的誤差范圍5%。考慮到在扭轉(zhuǎn)振動模型簡化過程中慣量值比較容易獲得，其誤差值不會很大，因此考慮柴油機(jī)單位曲柄剛度存在偏差對系統(tǒng)理論計(jì)算結(jié)果產(chǎn)生了影響，需對柴油機(jī)曲軸剛度進(jìn)行修正。

根據(jù)廠家提供的曲軸圖紙，利用有限元方法對曲軸單位曲柄剛度進(jìn)行了重新校核計(jì)算。計(jì)算過程中以單位曲柄半拐為研究對象，半拐左側(cè)主軸頸端面完全約束，曲柄銷中部完全自由并施加一定大小的扭矩，邊界條件施加模型如圖2所示[2]。將施加的扭矩值除以計(jì)算得到的扭轉(zhuǎn)角度，得到兩倍的單位曲柄扭轉(zhuǎn)剛度K為52.55 Nm/rad，因此得到單位曲柄剛度值為 26.275 MNm/rad。將結(jié)果重新代回簡化的系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動模型中進(jìn)行自由振動計(jì)算，得到模型修正后的系統(tǒng)前五階固有頻率，如表2所示。

根據(jù)結(jié)果可以看出，修正后的理論模型一階固有頻率為59.49 Hz，這與實(shí)測的系統(tǒng)固有頻率平均誤差降到了2.21%左右，基本與實(shí)測結(jié)果一致，且根據(jù)修正后的系統(tǒng)模型計(jì)算得到的曲軸應(yīng)力均有較大降低。這說明修正的曲軸剛度是正確可信且能夠正確反映實(shí)際系統(tǒng)模型的。后續(xù)的試驗(yàn)結(jié)果也將對此作進(jìn)一步的驗(yàn)證。

2 高彈性聯(lián)軸器的簡化

柴油機(jī)單機(jī)試驗(yàn)完成后即對整個臺架軸系進(jìn)行分析。臺架柴油機(jī)通過一個雙排橡膠高彈性聯(lián)軸器連接水力測功機(jī)。該實(shí)驗(yàn)臺架所使用的高彈性聯(lián)軸器為雙排橡膠高彈性聯(lián)軸器，實(shí)物如圖2所示，其在主動元件和被動元件之間有兩層橡膠元件，即相當(dāng)于將兩個單排橡膠聯(lián)軸器串聯(lián)使用。這樣，在對系統(tǒng)進(jìn)行扭振模型簡化過程中又出現(xiàn)了高彈性聯(lián)軸器如何簡化的問題。

目前,國內(nèi)一些廠家在進(jìn)行船舶軸系扭轉(zhuǎn)振動理論計(jì)算過程中對該類雙排或多排高彈性聯(lián)軸器的扭振模型簡化主要有兩種方法：一種是按單排的方法來進(jìn)行簡化，即將兩排高彈性橡膠簡化成一個彈性部分，中間連接件的慣量均分到主從動件慣量上，其剛度按串聯(lián)計(jì)算，簡化模型如圖3所示；另一種是將雙排高彈性橡膠化成兩個彈性元件，即按照兩個單排聯(lián)軸器串聯(lián)的方法簡化，簡化模型如圖4所示。

該實(shí)驗(yàn)臺架的初始扭振理論計(jì)算報(bào)告由高彈性聯(lián)軸器廠家提供。根據(jù)廠家所給的資料，其將所使用的雙排橡膠高彈性聯(lián)軸器按如圖3所示模型簡化。系統(tǒng)自由振動計(jì)算結(jié)果如圖5所示。

在現(xiàn)場對整個臺架進(jìn)行了合排狀態(tài)（即柴油機(jī)通過橡膠高彈性聯(lián)軸器帶動水力測功機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)）的扭轉(zhuǎn)振動實(shí)際測量。測量過程按柴油機(jī)推進(jìn)特性進(jìn)行，測點(diǎn)仍然布置在柴油機(jī)自由端。測試結(jié)果顯示，柴油機(jī)臺架系統(tǒng)在3.5諧次1021.26r/min、4諧次906.9r/min、4.5諧次808.36r/min、5.5諧次656.77r/min、6諧次606.75r/min、6.5諧次560.17r/min、8諧次451.14r/min等轉(zhuǎn)速點(diǎn)處產(chǎn)生明顯共振現(xiàn)象。考慮4諧次和8諧次為主諧次，利用其計(jì)算系統(tǒng)實(shí)際固有頻率為60Hz左右，這與系統(tǒng)理論計(jì)算二階頻率50.79Hz之間相差18%以上。而當(dāng)將所使用的雙排橡膠高彈性聯(lián)軸器按圖4所示的簡化方法進(jìn)行簡化時(shí)，代入系統(tǒng)中進(jìn)行自由振動計(jì)算，計(jì)算所得系統(tǒng)自由振動計(jì)算結(jié)果如圖6所示。

可以看出，與上述的雙排橡膠高彈性聯(lián)軸器按圖3所示方法簡化進(jìn)行計(jì)算的結(jié)果相比，后者出現(xiàn)了第3階固有頻率61.73 Hz，將之與實(shí)測結(jié)果進(jìn)行對比，發(fā)現(xiàn)其平均相對誤差只有2.27%左右，兩者基本吻合。這說明實(shí)際系統(tǒng)的的固有頻率實(shí)際為理論計(jì)算中的3階固有頻率61.73 Hz，反映了在諸如此類雙排或多排橡膠高彈性聯(lián)軸器按照圖3所示的方法對其進(jìn)行扭轉(zhuǎn)振動模型簡化是存在較大問題的。另外，對系統(tǒng)整體軸系的分析結(jié)果也說明了上文中對柴油機(jī)曲軸單位曲柄的剛度修正結(jié)果是正確可靠的。

3 減振與避振措施研究

由上述兩次測試結(jié)果可知，該柴油機(jī)在柴油機(jī)常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)出現(xiàn)了明顯共振，且4諧次共振點(diǎn)在落在900 r/min ～910 r/min，為主諧次共振，該共振點(diǎn)處于柴油機(jī)轉(zhuǎn)速0.8 ～-1.0N區(qū)域，按照CCS《鋼質(zhì)海船入級規(guī)范》要求需采取措施將共振點(diǎn)調(diào)開。且其幅值達(dá)到0.3481°，以此計(jì)算的其曲軸扭振應(yīng)力達(dá)到了31.37 MPa，大于許用值21.29 MPa。因此柴油機(jī)軸系是不能滿足規(guī)范要求的。需要采取措施將共振轉(zhuǎn)速調(diào)開至柴油機(jī)常用轉(zhuǎn)速范圍以外[3]。

將本實(shí)驗(yàn)臺架的硅油減振器更換為另一款同類型的減振器，其殼體慣量由0.74 kgm2 增加到1.83 kgm2，慣性環(huán)慣量由1.297 kgm2增加到2.115 kgm2，阻尼也有較大增加[4]。由此重新建立柴油機(jī)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動模型，計(jì)算其自由振動前五階固有頻率如表3所示。 可以看出，在硅油減振器參數(shù)改變超過50%的情況下對系統(tǒng)固有頻率改變卻不是很明顯，更換減振器后系統(tǒng)3階固有頻率改變不足0.5%。實(shí)測結(jié)果跟理論結(jié)果一致，在更換硅油減振器后，測得柴油機(jī)臺架系統(tǒng)在3.5諧次1011.42r/min、4諧次909.21r/min、4.5諧次798.14r/min、5.5諧次649.95r/min、6諧次609.65r/min、6.5諧次554.42r/min、8諧次456.79r/min等轉(zhuǎn)速點(diǎn)處出現(xiàn)明顯共振情況，且主諧次4諧次共振點(diǎn)仍落在900 r/min ～910 r/min內(nèi)，更換硅油減振器所帶來的影響并不明顯。因此，在本實(shí)驗(yàn)臺架系統(tǒng)中，想要通過改變硅油減振器參數(shù)來實(shí)現(xiàn)將共振點(diǎn)調(diào)開是困難的。由于硅油減振器及飛輪慣量調(diào)整對系統(tǒng)頻率改變量不是很明顯，故只能通過調(diào)整高彈性聯(lián)軸器的剛度來達(dá)到調(diào)開共振點(diǎn)的目的。當(dāng)調(diào)整高彈性聯(lián)軸器單排的剛度到360 kNm/rad，通過計(jì)算得到此時(shí)系統(tǒng)的固有頻率如表4所示。

可以看出，此時(shí)系統(tǒng)3階4諧次的共振轉(zhuǎn)速將提高至76.96 Hz，對應(yīng)柴油機(jī)轉(zhuǎn)速為153.9 r/min，可成功的將主諧次共振點(diǎn)調(diào)節(jié)至柴油機(jī)的常用轉(zhuǎn)速之外，從而達(dá)到共振點(diǎn)規(guī)避的目的。

4 結(jié)論與建議

針對于國內(nèi)目前對單位曲柄剛度計(jì)算誤差較大的問題，采取在柴油機(jī)脫排運(yùn)行時(shí)進(jìn)行扭振實(shí)測驗(yàn)證的方法進(jìn)行數(shù)據(jù)校核將是一種比較直接的提高數(shù)據(jù)可靠性的途徑。

Spring comes earlier and rapidly gets warm, less rain in summer and longer autumn.

無論是試驗(yàn)臺架還是實(shí)船中在進(jìn)行軸系設(shè)計(jì)時(shí)，對于雙排或多排橡膠聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)振動模型簡化時(shí)建議根據(jù)高彈性聯(lián)軸器實(shí)際情況采用與聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)相同的當(dāng)量模型簡化方法進(jìn)行簡化，盡量避免理論計(jì)算時(shí)漏掉系統(tǒng)實(shí)際固有頻率的情況發(fā)生，提高理論模型與實(shí)際系統(tǒng)的吻合度。對于本實(shí)驗(yàn)臺架，適當(dāng)提高高彈性聯(lián)軸器剛度或更換更高剛度的簧片聯(lián)軸器或蓋斯林格聯(lián)軸器即可達(dá)到將系統(tǒng)共振點(diǎn)調(diào)開的目的。對于后續(xù)柴油機(jī)則可適當(dāng)提高柴油機(jī)曲軸剛度，同時(shí)配以適當(dāng)?shù)臏p振器來將柴油機(jī)單機(jī)軸系扭振固有頻率調(diào)開。

[1] Lech Murawski,Adam Charchalis. Simplified method of torsional vibration calculation of marine power transmission system[J]. Marine Structures, 2014.

[2] 朱俊飛,周瑞平,林雨,祁超,孫猛. 柴油機(jī)單位曲柄扭轉(zhuǎn)剛度有限元計(jì)算法研究[J]. 柴油機(jī), 2013,03:37-43.

[3] CCS. 鋼質(zhì)海船入級規(guī)范[s]第3篇: 輪機(jī)3-220.

[4] 汪萌生. 柴油機(jī)硅油減振器實(shí)際工作過程的扭振仿真計(jì)算研究[J]. 內(nèi)燃機(jī), 2012, 05:11-15.

Experimental Study on Torsional Vibration Problems of Diesel Engine’s Test Bench

Yang Zhen, Lei Junsong, Zhou Ruiping

（Wuhan University of Technology, Wuhan 430063, China）

TK421

A

1003-4862（2016）05-0077-04

2016-04-09

科技部2013年專項(xiàng)-船舶柴電混合動力系統(tǒng)關(guān)鍵技術(shù)開發(fā)（2014BAG04B02）

楊震（1994-），男。研究方向：船舶動力裝置性能分析及振動噪聲控制。

雷俊松（1989-），男，碩士研究生。研究方向：船舶動力裝置性能分析及振動噪聲控制。