某型柴油機臺架扭轉振動問題實驗研究

楊 震，雷俊松，周瑞平

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某型柴油機臺架扭轉振動問題實驗研究

楊 震，雷俊松，周瑞平

(武漢理工大學，武漢 430063)

以某型柴油機臺架為研究對象，開展柴油機臺架扭振理論計算及試驗研究，獲取柴油機扭振特性，對廠家所提供的當量參數進行校核并通過實驗驗證。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行理論和實驗的對比，提出了簡化方法建議。對該實驗臺架的扭轉振動特性進行了詳細的理論研究并通過實驗驗證了理論研究的正確性，同時提出了針對于該實驗臺架的扭轉振動共振問題規避措施的建議。

扭轉振動 曲軸剛度 實驗臺架 共振 固有頻率

0 引言

船舶柴油機作為船舶推進軸系扭轉振動的主要激勵源之一，當發生扭轉振動問題時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際系統問題、高彈性聯軸器不同簡化方法對理論計算的影響、扭振共振點規避等問題，分別進行了柴油機臺架拆除高彈性聯軸器及后續系統部分后的單機試驗、柴油機通過聯軸器帶水力測功機的系統實驗以及更換硅油減振器等試驗，通過對實驗結果和理論計算結果的對比分析對相關問題作了相關處理或給出建議。本文對于柴油機廠家的新產品開發和船舶推進軸系的設計都具有一定的參考價值。

1 柴油機當量參數驗證

在柴油機推進系統扭轉振動研究中，柴油機曲軸是極為重要的一部分。按照各大船級社規范所提供的扭轉振動模型簡化原則，一般將曲軸簡化成由曲柄銷、曲柄臂、主軸頸、平衡塊以及相應的活塞連桿慣量組成的集中質量點，以兩個集中質量點間的剛度作為柴油機單位曲柄的剛度。當量模型轉化過程中集中質量慣量值比較容易獲得，但是單位曲柄剛度值計算較為麻煩，但研究表明其對扭轉振動理論計算結果有較大影響。目前，我國有很多廠家均采用經驗公式方法，根據單位曲柄的尺寸以及材料屬性，按經驗公式計算得到單位曲柄剛度值。國外的大型柴油機廠商在求解單位曲柄的扭轉剛度值上技術較為成熟，結果也較為準確，根據其計算結果所計算出的柴油機扭轉振動固有頻率與實測固有頻率十分接近，但相關計算方法的資料卻很難獲得[2]。

該臺架柴油機為8缸直列4沖程柴油機，額定功率1470 kW，額定轉速1000 r/min。廠家所給出的單位曲柄剛度為38.133 MNm/rad，系統由柴油機、高彈性聯軸器以及水力測功機組成。系統脫排時對之進行當量參數簡化，簡化模型如圖1所示。理論計算的柴油機系統扭轉振動自由振動計算結果如表1所示。

計算完成后即對柴油機系統進行了脫排狀態（即將高彈性聯軸器與飛輪之間的連接螺栓拆下，柴油機運轉過程中高彈性聯軸器及其連接的系統不再跟隨運轉）下的實際扭振測量，實測時在柴油機自由端布置測點，整個測試過程按照柴油機推進特性進行，在全轉速范圍內按20r/min的轉速間隔進行掃頻測量。通過對柴油機通過實測數據與理論計算數據的對比驗證廠家所給的當量參數是否與實際系統相符。

實測的一階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等轉速點均檢測到明顯共振，其中4諧次、8諧次為主諧次，測得共振點所對應固有頻率分別為60.26 Hz和61.42 Hz，而計算所得的一階固有頻率高達91.82 Hz，測試結果與計算結果的誤差高達51%，遠大于規范所要求的誤差范圍5%。考慮到在扭轉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，因此考慮柴油機單位曲柄剛度存在偏差對系統理論計算結果產生了影響，需對柴油機曲軸剛度進行修正。

根據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行了重新校核計算。計算過程中以單位曲柄半拐為研究對象，半拐左側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算得到的扭轉角度，得到兩倍的單位曲柄扭轉剛度K為52.55 Nm/rad，因此得到單位曲柄剛度值為 26.275 MNm/rad。將結果重新代回簡化的系統扭轉振動模型中進行自由振動計算，得到模型修正后的系統前五階固有頻率，如表2所示。

根據結果可以看出，修正后的理論模型一階固有頻率為59.49 Hz，這與實測的系統固有頻率平均誤差降到了2.21%左右，基本與實測結果一致，且根據修正后的系統模型計算得到的曲軸應力均有較大降低。這說明修正的曲軸剛度是正確可信且能夠正確反映實際系統模型的。后續的試驗結果也將對此作進一步的驗證。

2 高彈性聯軸器的簡化

柴油機單機試驗完成后即對整個臺架軸系進行分析。臺架柴油機通過一個雙排橡膠高彈性聯軸器連接水力測功機。該實驗臺架所使用的高彈性聯軸器為雙排橡膠高彈性聯軸器，實物如圖2所示，其在主動元件和被動元件之間有兩層橡膠元件，即相當于將兩個單排橡膠聯軸器串聯使用。這樣，在對系統進行扭振模型簡化過程中又出現了高彈性聯軸器如何簡化的問題。

目前,國內一些廠家在進行船舶軸系扭轉振動理論計算過程中對該類雙排或多排高彈性聯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，其剛度按串聯計算，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，即按照兩個單排聯軸器串聯的方法簡化，簡化模型如圖4所示。

該實驗臺架的初始扭振理論計算報告由高彈性聯軸器廠家提供。根據廠家所給的資料，其將所使用的雙排橡膠高彈性聯軸器按如圖3所示模型簡化。系統自由振動計算結果如圖5所示。

在現場對整個臺架進行了合排狀態（即柴油機通過橡膠高彈性聯軸器帶動水力測功機運轉）的扭轉振動實際測量。測量過程按柴油機推進特性進行，測點仍然布置在柴油機自由端。測試結果顯示，柴油機臺架系統在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等轉速點處產生明顯共振現象。考慮4諧次和8諧次為主諧次，利用其計算系統實際固有頻率為60Hz左右，這與系統理論計算二階頻率50.79Hz之間相差18%以上。而當將所使用的雙排橡膠高彈性聯軸器按圖4所示的簡化方法進行簡化時，代入系統中進行自由振動計算，計算所得系統自由振動計算結果如圖6所示。

可以看出，與上述的雙排橡膠高彈性聯軸器按圖3所示方法簡化進行計算的結果相比，后者出現了第3階固有頻率61.73 Hz，將之與實測結果進行對比，發現其平均相對誤差只有2.27%左右，兩者基本吻合。這說明實際系統的的固有頻率實際為理論計算中的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軸器按照圖3所示的方法對其進行扭轉振動模型簡化是存在較大問題的。另外，對系統整體軸系的分析結果也說明了上文中對柴油機曲軸單位曲柄的剛度修正結果是正確可靠的。

3 減振與避振措施研究

由上述兩次測試結果可知，該柴油機在柴油機常用轉速范圍內出現了明顯共振，且4諧次共振點在落在900 r/min ～910 r/min，為主諧次共振，該共振點處于柴油機轉速0.8 ～-1.0N區域，按照CCS《鋼質海船入級規范》要求需采取措施將共振點調開。且其幅值達到0.3481°，以此計算的其曲軸扭振應力達到了31.37 MPa，大于許用值21.29 MPa。因此柴油機軸系是不能滿足規范要求的。需要采取措施將共振轉速調開至柴油機常用轉速范圍以外[3]。

將本實驗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系統扭轉振動模型，計算其自由振動前五階固有頻率如表3所示。 可以看出，在硅油減振器參數改變超過50%的情況下對系統固有頻率改變卻不是很明顯，更換減振器后系統3階固有頻率改變不足0.5%。實測結果跟理論結果一致，在更換硅油減振器后，測得柴油機臺架系統在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等轉速點處出現明顯共振情況，且主諧次4諧次共振點仍落在900 r/min ～910 r/min內，更換硅油減振器所帶來的影響并不明顯。因此，在本實驗臺架系統中，想要通過改變硅油減振器參數來實現將共振點調開是困難的。由于硅油減振器及飛輪慣量調整對系統頻率改變量不是很明顯，故只能通過調整高彈性聯軸器的剛度來達到調開共振點的目的。當調整高彈性聯軸器單排的剛度到360 kNm/rad，通過計算得到此時系統的固有頻率如表4所示。

可以看出，此時系統3階4諧次的共振轉速將提高至76.96 Hz，對應柴油機轉速為153.9 r/min，可成功的將主諧次共振點調節至柴油機的常用轉速之外，從而達到共振點規避的目的。

4 結論與建議

針對于國內目前對單位曲柄剛度計算誤差較大的問題，采取在柴油機脫排運行時進行扭振實測驗證的方法進行數據校核將是一種比較直接的提高數據可靠性的途徑。

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

無論是試驗臺架還是實船中在進行軸系設計時，對于雙排或多排橡膠聯軸器的扭轉振動模型簡化時建議根據高彈性聯軸器實際情況采用與聯軸器結構相同的當量模型簡化方法進行簡化，盡量避免理論計算時漏掉系統實際固有頻率的情況發生，提高理論模型與實際系統的吻合度。對于本實驗臺架，適當提高高彈性聯軸器剛度或更換更高剛度的簧片聯軸器或蓋斯林格聯軸器即可達到將系統共振點調開的目的。對于后續柴油機則可適當提高柴油機曲軸剛度，同時配以適當的減振器來將柴油機單機軸系扭振固有頻率調開。

[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. 柴油機單位曲柄扭轉剛度有限元計算法研究[J]. 柴油機, 2013,03:37-43.

[3] CCS. 鋼質海船入級規范[s]第3篇: 輪機3-220.

[4] 汪萌生. 柴油機硅油減振器實際工作過程的扭振仿真計算研究[J]. 內燃機, 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-船舶柴電混合動力系統關鍵技術開發（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。