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(zhuǎn)矩大，運動部件不平衡，轉(zhuǎn)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(shè)計和主機設(shè)計人員的關(guān)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(tǒng)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(zhǔn)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(jù)多年船用柴油機開發(fā)和使用經(jīng)驗，并融合多種成功機型的成熟設(shè)計理念，采用目前最新的電控方式和電控技術(shù)而全新設(shè)計開發(fā)的。柴油機基本參數(shù)如下。

氣缸直徑:350 mm

行程:1 550 mm

缸數(shù):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(zhuǎn)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(zhuǎn)方向:順時針

發(fā)火順序:1—6—2—4—3—5

飛輪轉(zhuǎn)動慣量:1 060 kgm2

調(diào)頻輪轉(zhuǎn)動慣量:2 460 kgm2

測功機為CSR-20.0單轉(zhuǎn)子水力測功機，轉(zhuǎn)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(jīng)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(jù)上述主推進柴油機、中間軸和水力測功機基本數(shù)據(jù)，建立各計算模型。

主推進柴油機計算模型為通用的彈性質(zhì)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(zhuǎn)子彈性質(zhì)量模型(單轉(zhuǎn)子系統(tǒng))，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(shè)計過程中曲軸的慣量、剛度，以及中間周和水力測功機供應(yīng)商提供的慣量和剛度，并根據(jù)經(jīng)驗選取適當(dāng)數(shù)據(jù)作為輸入。

3 計算結(jié)果分析

根據(jù)建立的計算模型，并依據(jù)輸入的數(shù)據(jù)，即可獲得模態(tài)計算結(jié)果及各部位應(yīng)力計算結(jié)果，如下。

三次模態(tài)計算結(jié)果見圖4。

圖4 三次模態(tài)計算結(jié)果

曲軸應(yīng)力計算結(jié)果見圖5。

圖5 曲軸應(yīng)力計算結(jié)果

中間軸應(yīng)力計算結(jié)果見圖6。

水力測功機應(yīng)力計算結(jié)果見圖7。

由上述計算可以有如下發(fā)現(xiàn)。

圖6 中間軸應(yīng)力計算結(jié)果

圖7 水力測功機應(yīng)力計算結(jié)果

1)主推進柴油機在25%、50%、75%、85%、100%負(fù)荷運行時曲軸應(yīng)力均在IACS-M68_05-FC穩(wěn)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(nèi)。

由于179 r/min的1/6(六階)共振導(dǎo)致曲軸在110%負(fù)荷、161 r/min附近出現(xiàn)最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。曲軸在110%負(fù)荷附近最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力計算值正好在許用限值33 MPa，但遠(yuǎn)低于其它轉(zhuǎn)速的限值。

為此，主推進柴油機不能在110%負(fù)荷長時間運行。

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

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

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

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

3)水力測功機軸均在安全范圍內(nèi)。

從上述計算結(jié)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(shè)計其尺寸。在直徑300～500 mm、長度1 000～1 500 mm范圍內(nèi)選擇多組尺寸組合，其結(jié)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(shè)計，沒有準(zhǔn)確的數(shù)據(jù)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(zhǔn)確度。

4 試驗驗證

根據(jù)上述計算分析結(jié)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(shù)據(jù)，分析并校正計算模型和計算結(jié)果。

本次試驗采用Rotec扭轉(zhuǎn)振動測試分析系統(tǒng)，在曲軸自由端和中間齒輪記錄角振幅數(shù)據(jù)。

測量位置選擇自由端和輸出端(飛輪側(cè))，見圖8。

圖8 測點布置

通過對采集的數(shù)據(jù)分析，不同階次、轉(zhuǎn)速下的角位移峰值結(jié)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(jié)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(zhuǎn)子慣量稍大，可以通過增加曲軸剛度(計算結(jié)果表明約增加6%)或者減少水力測功機轉(zhuǎn)子慣量(計算結(jié)果表明約減少3%)修正計算結(jié)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(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動模型，通過適當(dāng)修正計算輸入數(shù)據(jù)(增加曲軸剛度6%)，再次計算，得到如下計算結(jié)果。

三次模態(tài)計算結(jié)果見圖10。

圖10 三次模態(tài)計算結(jié)果

曲軸應(yīng)力計算結(jié)果見圖11。

圖11 曲軸應(yīng)力計算結(jié)果

中間軸應(yīng)力計算結(jié)果見圖12。

圖12 中間軸應(yīng)力計算結(jié)果

水力測功機應(yīng)力計算結(jié)果見圖13。

圖13 水力測功機應(yīng)力計算結(jié)果

校正計算輸入?yún)?shù)后，在100%負(fù)荷時曲軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力明顯降低，110%負(fù)荷時計算值正好為許用限值33 MPa。中間軸在40%負(fù)荷和60%負(fù)荷時扭轉(zhuǎn)應(yīng)力無明顯變化，但在90%負(fù)荷附近及以上負(fù)荷明顯降低，100%負(fù)荷時計算值正好為許用限值33 MPa。

將試驗測試結(jié)果與計算結(jié)果對比分析，見圖14、圖15。

圖14 自由端試驗計算結(jié)果和計算結(jié)果對比

圖15 飛輪端試驗計算結(jié)果和計算結(jié)果對比

通過對比合成分析結(jié)果和不同階次角位移幅值分析結(jié)果可以看出，計算結(jié)果與實測數(shù)據(jù)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(zhuǎn)狀況。

6 結(jié)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(zhuǎn)振動系統(tǒng)計算模型，通過對該系統(tǒng)的扭振計算選擇適當(dāng)?shù)南到y(tǒng)，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(zhuǎn)過程中的振動狀況，校正計算結(jié)果，獲得主推進柴油機關(guān)鍵輸入?yún)?shù)，驗證計算模型的精度，建立該系統(tǒng)比較精確可靠的計算模型，為后續(xù)同類問題提供解決方案。

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

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［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(xué)，2009.

［4］師漢民.機械振動系統(tǒng)［M］.武漢:華中科技大學(xué)出版社，2004.

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