大功率船用主推進柴油機試車臺振動性能研究

劉海強，鄭世保，王飛翔，白坤生，文升華

(玉柴船舶動力股份有限公司，廣東 珠海519100)

大功率船用主推進柴油機由于其輸出轉矩大，運動部件不平衡，轉動慣量及軸系的剛度等原因，其推進主機軸系的扭振往往成為船舶設計和主機設計人員的關注因素［1-2］，而往往忽略臺架試驗過程中船用推進主機-中間軸-測功機組成的系統振動狀況。本文以大功率電控船用柴油機為研究對象研究其在臺架試驗過程中扭振狀況，以獲得大功率電控船用柴油機臺架試驗過程中扭振快捷、準確的分析方法，以確保臺架試驗過程中柴油機-中間軸的安全、可靠運行。

1 基本信息

本文研究對象是二沖程、高壓共軌船用柴油機，該柴油機是根據多年船用柴油機開發和使用經驗，并融合多種成功機型的成熟設計理念，采用目前最新的電控方式和電控技術而全新設計開發的。柴油機基本參數如下。

氣缸直徑:350 mm

行程:1 550 mm

缸數:6

連桿比:0.5(曲柄半徑與連桿長度之比值)

CMCR點功率:4 303 kW

轉速:156 r/min

平均有效壓力:1.85 MPa

平均指示壓力:1.92 MPa

曲柄銷直徑:430 mm

旋轉方向:順時針

發火順序:1—6—2—4—3—5

飛輪轉動慣量:1 060 kgm2

調頻輪轉動慣量:2 460 kgm2

測功機為CSR-20.0單轉子水力測功機，轉動慣量為3 744 kgm2。

主推進柴油機與水力測功機相連接的中間軸，經過初步估算，采用碳鋼中間軸，極限抗拉強度為590 MPa，直徑為340 mm、長度為1 200 mm。

2 計算模型

根據上述主推進柴油機、中間軸和水力測功機基本數據，建立各計算模型。

主推進柴油機計算模型為通用的彈性質量計算模型［3-4］，基本原理及模型示意見圖1。

圖1 主推進柴油機計算模型

水力測功機采用單轉子彈性質量模型(單轉子系統)，基本原理及模型示意圖見圖2。

利用扭振專用計算軟件TORSVIB建立主推進柴油機-中間軸-水力測功機計算模型，見圖3。

圖2 水力測功機計算模型

圖3 扭振計算模型

利用柴油機設計過程中曲軸的慣量、剛度，以及中間周和水力測功機供應商提供的慣量和剛度，并根據經驗選取適當數據作為輸入。

3 計算結果分析

根據建立的計算模型，并依據輸入的數據，即可獲得模態計算結果及各部位應力計算結果，如下。

三次模態計算結果見圖4。

圖4 三次模態計算結果

曲軸應力計算結果見圖5。

圖5 曲軸應力計算結果

中間軸應力計算結果見圖6。

水力測功機應力計算結果見圖7。

由上述計算可以有如下發現。

圖6 中間軸應力計算結果

圖7 水力測功機應力計算結果

1)主推進柴油機在25%、50%、75%、85%、100%負荷運行時曲軸應力均在IACS-M68_05-FC穩定運行限制線［5］(33 MPa)以下，沒有超過IACS瞬時限制線。因此，曲軸處在安全運行范圍內。

由于179 r/min的1/6(六階)共振導致曲軸在110%負荷、161 r/min附近出現最大扭轉應力。曲軸在110%負荷附近最大扭轉應力計算值正好在許用限值33 MPa，但遠低于其它轉速的限值。

為此，主推進柴油機不能在110%負荷長時間運行。

2)主推進柴油機在40%和60%負荷附近運行時中間軸應力接近IACS-M68_05-FC穩定運行限值線，在90%負荷附近及以上超出了該限值線。

在負荷40%、119 r/min和60%、134.5 r/min附近出現1/8和1/9臨界(8階和9階)扭轉振動，對應的自然頻率為17.93 Hz。

為此，主推進柴油機不能在40%負荷和60%負荷長時間運行(40%負荷和60%負荷為臺架試驗非常用工況)。

由于主推進柴油機不能在90%負荷附近及以上負荷長時間運行，與實際不相符，需要考慮重新設計中間周或者校正計算模型的相關參數。

3)水力測功機軸均在安全范圍內。

從上述計算結果及分析可知，在主推進柴油機臺架試車過程中中間軸存在較大隱患，需要重新設計其尺寸。在直徑300～500 mm、長度1 000～1 500 mm范圍內選擇多組尺寸組合，其結果與上述分析相近或更差。

由于本研究主推進柴油機為全新設計，沒有準確的數據作為計算輸入。另外，臺架試驗時間較短，且試驗工況較為單一，故可按上述計算方案進行主推進柴油機臺架測試，以明確計算的準確度。

4 試驗驗證

根據上述計算分析結果，中間軸在臺架試驗過程中可能存在長時間運行的安全隱患。為此，通過臺架試驗的實測數據，分析并校正計算模型和計算結果。

本次試驗采用Rotec扭轉振動測試分析系統，在曲軸自由端和中間齒輪記錄角振幅數據。

測量位置選擇自由端和輸出端(飛輪側)，見圖8。

圖8 測點布置

通過對采集的數據分析，不同階次、轉速下的角位移峰值結果見圖9。

圖9 角位移峰值

試驗測得一階自然頻率為17.93 Hz，稍高于上述計算結果17.62 Hz(約1.8%)，這是由于前期扭振計算過程中曲軸剛度輸入值稍小或者水力測功機轉子慣量稍大，可以通過增加曲軸剛度(計算結果表明約增加6%)或者減少水力測功機轉子慣量(計算結果表明約減少3%)修正計算結果。

5 計算模型修正

利用上文建立的主推進柴油機-中間軸-測功機系統扭轉振動模型，通過適當修正計算輸入數據(增加曲軸剛度6%)，再次計算，得到如下計算結果。

三次模態計算結果見圖10。

圖10 三次模態計算結果

曲軸應力計算結果見圖11。

圖11 曲軸應力計算結果

中間軸應力計算結果見圖12。

圖12 中間軸應力計算結果

水力測功機應力計算結果見圖13。

圖13 水力測功機應力計算結果

校正計算輸入參數后，在100%負荷時曲軸扭轉應力明顯降低，110%負荷時計算值正好為許用限值33 MPa。中間軸在40%負荷和60%負荷時扭轉應力無明顯變化，但在90%負荷附近及以上負荷明顯降低，100%負荷時計算值正好為許用限值33 MPa。

將試驗測試結果與計算結果對比分析，見圖14、圖15。

圖14 自由端試驗計算結果和計算結果對比

圖15 飛輪端試驗計算結果和計算結果對比

通過對比合成分析結果和不同階次角位移幅值分析結果可以看出，計算結果與實測數據比較吻合，可以采用此計算模型評估臺架試驗的推進主機-中間軸-水力測功機的扭轉狀況。

6 結束語

本文建立了試驗臺架上船用推進主柴油機-中間軸-水力測功機扭轉振動系統計算模型，通過對該系統的扭振計算選擇適當的系統，并在臺架試驗過程中通過實測獲得主柴油機-中間軸-水力測功機在柴油機實際運轉過程中的振動狀況，校正計算結果，獲得主推進柴油機關鍵輸入參數，驗證計算模型的精度，建立該系統比較精確可靠的計算模型，為后續同類問題提供解決方案。

［1］馮 偉，閆 兵，孫梅云，等.內燃機非穩定工況曲軸扭振計算程序研發［J］.車用發動機，2009，11(4):13-16.

［2］中國船級社.船上振動控制指南(2010)［M］.北京:人民交通出版社，2010.

［3］汪曲波.船舶推進軸系振動與功率測量分析研究［D］.武漢:武漢理工大學，2009.

［4］師漢民.機械振動系統［M］.武漢:華中科技大學出版社，2004.

［5］中國船級社.鋼質海船入級規范(2012)［M］.北京:人民交通出版社，2012.