基于高速機(jī)的船舶低振動(dòng)推進(jìn)機(jī)組設(shè)計(jì)及試驗(yàn)

沈建平，孫少龍

（1.上海船用柴油機(jī)研究所，上海201108；2.船舶與海洋工程動(dòng)力系統(tǒng)國(guó)家工程實(shí)驗(yàn)室，上海201108）

目前，90%以上的船舶采用柴油機(jī)作為推進(jìn)動(dòng)力,船用柴油機(jī)通常分為低速機(jī)、中速機(jī)和高速機(jī)[1]。低速機(jī)功率大，重量體積也大，常用作上萬(wàn)噸甚至幾十萬(wàn)噸大型油輪、散貨船、高級(jí)郵輪的動(dòng)力，其轉(zhuǎn)速低至幾百甚至幾十轉(zhuǎn)/分鐘，可以直接驅(qū)動(dòng)螺旋槳。這類(lèi)大型船舶的特點(diǎn)是續(xù)航力長(zhǎng)、長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行在經(jīng)濟(jì)航速、柴油機(jī)工況單一，但船舶的航速低、機(jī)動(dòng)性差。高速機(jī)正好相反，它的功率偏低，重量輕，體積小，所以適裝的船舶排水量不大，大約為幾百至幾千噸，這個(gè)噸位的船舶要求較高的航速，良好的機(jī)動(dòng)性和舒適度。此外，一些特殊船舶，如軍船、公務(wù)船、科考船等，出于自身功能和性能指標(biāo)要求，以及對(duì)船上精密儀器設(shè)備安裝環(huán)境及海洋生物保護(hù)、極地特殊環(huán)境保護(hù)等要求，對(duì)本船的環(huán)境振動(dòng)和水下輻射噪聲有專(zhuān)門(mén)的限制需求，于是必須降低本船機(jī)械振動(dòng)，而推進(jìn)機(jī)組是船舶最主要的振動(dòng)源，因此低振動(dòng)機(jī)組是這類(lèi)船舶的必然選擇。特殊船舶的高機(jī)動(dòng)性和低振動(dòng)使得高速柴油機(jī)用作推進(jìn)動(dòng)力的一個(gè)明顯問(wèn)題是與低速高效螺旋槳的轉(zhuǎn)速匹配性，需要配置減速器，當(dāng)然一般減速器還可以滿足倒車(chē)、離合、承擔(dān)推力等功能。

由此可見(jiàn)，對(duì)于中小型船舶和某些特殊船舶，由于對(duì)機(jī)動(dòng)性、高速性的要求，一般選用中高速柴油機(jī)作為主推進(jìn)原動(dòng)機(jī)；選用減速齒輪箱實(shí)現(xiàn)減速、換向、離合等功能；考慮到船舶環(huán)境舒適性和水下輻射噪聲的要求，采用適當(dāng)?shù)母粽裱b置，并設(shè)置推力軸承承擔(dān)船舶推力。

1 機(jī)組設(shè)計(jì)要求

某小型船舶要求設(shè)計(jì)一套推進(jìn)機(jī)組，需滿足以下主要性能指標(biāo)要求：

·額定功率：＞1 900 kW；

·轉(zhuǎn)速范圍：135 r/min～428 r/min；

·燃油耗：＜220 g/kW·h；

·機(jī)組重量：＜15 t；

·外形尺寸：＜4.9 m×2.1 m×2.55 m；

·基座振動(dòng)加速度響應(yīng)總振級(jí)：＜110 dB。

此外，機(jī)組還需具有以下主要功能：

·具有良好的機(jī)動(dòng)性和快速性；

·具有離合、倒車(chē)功能；

·具有遠(yuǎn)程監(jiān)控功能；

·機(jī)組正車(chē)順時(shí)針旋向(面向機(jī)組)。

2 方案設(shè)計(jì)及分析

根據(jù)上述總體要求，鑒于重量和尺寸的限制，以及對(duì)機(jī)動(dòng)性和快速性的要求，機(jī)組原動(dòng)機(jī)只能選用高速柴油機(jī)，并配置減速箱。根據(jù)功率和轉(zhuǎn)速要求，需選用額定功率2 000 kW左右的高速機(jī)，額定轉(zhuǎn)速2 000 r/min 左右，齒輪箱減速比約4.5 左右，效率大于97%。由于船體基座響應(yīng)要求小于110 dB，而一般高速機(jī)的機(jī)腳加速度總振級(jí)均在155 dB以上，即從柴油機(jī)到船體基座的隔振效果必須大于45 dB，故采取雙層隔振措施[2]，柴油機(jī)通過(guò)隔振器彈性安裝在中間筏體上。又由于一般齒輪箱機(jī)腳加速度總振級(jí)也在140 dB左右，則從齒輪箱到船體基座的隔振效果必須大于30 dB，因此，齒輪箱也必須安裝在雙層隔振裝置上。為了滿足對(duì)中和搖擺的環(huán)境條件要求，齒輪箱宜通過(guò)硬彈性支撐安裝在中間筏體上。由于柴油機(jī)和齒輪箱的安裝方式均涉及彈性(軟硬剛度不同)，二者之間必須通過(guò)高彈性聯(lián)軸器進(jìn)行位移補(bǔ)償、傳遞功率。當(dāng)然，由于齒輪箱采用了隔振安裝，不能承受推力，需在機(jī)組輸出后軸系上設(shè)置推力軸承。

總體方案組成如下：柴油機(jī)彈性安裝在雙層隔振裝置的中間筏體，齒輪箱通過(guò)硬彈性支撐也安裝在中間筏體上，齒輪箱和柴油機(jī)之間采用高彈性聯(lián)軸器連接，傳遞功率和扭矩，補(bǔ)償軸向和徑向靜動(dòng)態(tài)位移，中間筏體彈性安裝在船體基座上。柴油機(jī)排氣采用波紋管連接，補(bǔ)償熱變形和船舶搖擺位移，機(jī)組輸出端需配置萬(wàn)向節(jié)傳遞功率和扭矩。所有與機(jī)組連接的進(jìn)出管路，包括冷卻水進(jìn)出管、燃油進(jìn)油管、滑油管、起動(dòng)空氣管等，均采用撓性接管，機(jī)組組成和布置的示意圖如圖1所示。

圖1 機(jī)組總體布置示意圖

總結(jié)上述內(nèi)容，可將低振動(dòng)機(jī)組一般的設(shè)計(jì)和成套方法歸納為：

(1)明確機(jī)組的性能和功能要求，尤其是振動(dòng)指標(biāo)。

(2)根據(jù)機(jī)組主要性能參數(shù)，確定柴油機(jī)、齒輪箱等主要設(shè)備的型號(hào)，獲取主要設(shè)備的振動(dòng)數(shù)據(jù)。

(3)根據(jù)主要設(shè)備的振動(dòng)數(shù)據(jù)，結(jié)合機(jī)組振動(dòng)指標(biāo)要求，確定機(jī)組的隔振形式。

(4)根據(jù)機(jī)組隔振形式，在滿足機(jī)組重量、尺寸要求的前提下，設(shè)計(jì)隔振裝置，配置傳動(dòng)件和隔振元件,初步確定隔振系統(tǒng)參數(shù)。

(5)根據(jù)主要設(shè)備參數(shù)和隔振系統(tǒng)初步設(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)行系統(tǒng)性能計(jì)算和優(yōu)化，最終確定隔振系統(tǒng)參數(shù)。

(6)校核機(jī)組全部性能和功能指標(biāo)要求，完成機(jī)組施工設(shè)計(jì)。

(7)對(duì)機(jī)組進(jìn)行成套，試驗(yàn)驗(yàn)證設(shè)計(jì)指標(biāo)。

3 主要設(shè)備選型和技術(shù)性能計(jì)算

3.1 設(shè)備選型及主要參數(shù)確定

根據(jù)以上分析，權(quán)衡各種因素，參照主要設(shè)備廠家樣本型譜，經(jīng)過(guò)初步計(jì)算，最終確定的總體機(jī)組方案及主要設(shè)備選型如下：

柴油機(jī)[3]：16 缸V 型，四沖程，水冷，直噴，渦輪增壓中冷，額定功率2 030 kW，額定轉(zhuǎn)速1 900 r/min，最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速600 r/min，干重8.5 t，機(jī)腳振動(dòng)加速度總振級(jí)158 dB，空氣噪聲103 dB(A)。

齒輪箱：?jiǎn)屋斎雴屋敵?，垂直異心，中心?50 mm，功率轉(zhuǎn)速與柴油機(jī)匹配，減速比4.435，效率97.5%，干重1.7 t。齒輪箱帶輸入輸出離合器、反向齒輪，不帶承受推力功能。

高彈性聯(lián)軸器：彈性元件為橡膠+彈性桿，傳輸?shù)墓β?、扭矩、轉(zhuǎn)速與柴油機(jī)和齒輪箱匹配，額定扭矩16 kNm，最大許用轉(zhuǎn)速2 500 r/min，徑向位移補(bǔ)償滿足隔振裝置設(shè)計(jì)要求，軸向采用伸縮軸形式，兩端以法蘭連接柴油機(jī)飛輪和齒輪箱輸入軸，長(zhǎng)度尺寸滿足中間筏體布置和機(jī)組成套要求，重量300 kg。

雙層隔振裝置：根據(jù)柴油機(jī)機(jī)腳布置及尺寸，柴油機(jī)配置6 對(duì)12 個(gè)圓錐式剪切型橡膠隔振器，每個(gè)機(jī)腳并行安裝2個(gè)。隔振器額定承載900 kg，固有頻率8.5 Hz，靜態(tài)承載率約75%。齒輪箱采用4 個(gè)圓筒式限位型橡膠支撐對(duì)稱布置在左右兩側(cè)，橡膠圓筒徑向承載剛度比柴油機(jī)隔振器大1 個(gè)數(shù)量級(jí)，承載變形不到1 mm，每側(cè)的兩個(gè)支撐支架采用組合式結(jié)構(gòu)，為減輕重量，材料采用鋁合金。為了便于橫向和縱向剛度配置，下層隔振器選擇了兩種型號(hào)：4個(gè)額定載荷4 t的隔振器布置在中間筏體四角，固有頻率為4.2 Hz；6 個(gè)額定載荷2 t 的隔振器左右對(duì)稱布置在筏架中間位置，固有頻率為4.0 Hz，下層隔振器的承載率約35%～45%，均為低頻剪切壓縮型。中間筏體采用框架型雙梁結(jié)構(gòu)，前后端及中間高彈部位采用橫梁連接，輸出端橫梁下凹，便于布置齒輪箱輸出軸法蘭。在中間筏體的上下層隔振器安裝部位增加加強(qiáng)筋或其它結(jié)構(gòu)進(jìn)行局部剛度增強(qiáng)處理，中間筏架重量約2.5 t。為增強(qiáng)剛度，減少焊縫，盡可能采用折板焊接的方式。

3.2 技術(shù)性能計(jì)算

由于采用了彈性隔振裝置，船舶推進(jìn)機(jī)組需要進(jìn)行一些常規(guī)的系統(tǒng)和性能計(jì)算，以確保系統(tǒng)安全、可靠，這種計(jì)算一般包括系統(tǒng)的模態(tài)、穩(wěn)定性、靜變形、運(yùn)轉(zhuǎn)變形、隔振效果等，以及中間筏體的模態(tài)。

系統(tǒng)計(jì)算時(shí)將柴油機(jī)、齒輪箱、中間筏體簡(jiǎn)化為剛體質(zhì)量，隔振器、高彈、彈性支撐采用適當(dāng)?shù)膹椈蛇M(jìn)行模擬。隔振器剛度按以下參數(shù)設(shè)置：系統(tǒng)模態(tài)和運(yùn)轉(zhuǎn)變形計(jì)算時(shí)采用動(dòng)剛度，穩(wěn)定性和靜變形計(jì)算時(shí)采用靜剛度。計(jì)算模型邊界條件為下層隔振器完全約束。計(jì)算模型見(jiàn)圖2。

圖2 系統(tǒng)模態(tài)、穩(wěn)定性的計(jì)算模型

經(jīng)計(jì)算，主要結(jié)果及分析如下：

（1）系統(tǒng)前18 階模態(tài)頻率計(jì)算結(jié)果如表1所示，柴油機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速和5 個(gè)推進(jìn)工況對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)頻分別為10 Hz、11.67 Hz、18.33 Hz、21.67 Hz、27.83 Hz、31.67 Hz，經(jīng)繪制臨界轉(zhuǎn)速圖并結(jié)合振型分析，機(jī)組主要激勵(lì)頻率及其倍頻與模態(tài)頻率沒(méi)有重合，不存在共振風(fēng)險(xiǎn)。

表1 系統(tǒng)模態(tài)計(jì)算結(jié)果

（2）由于主要設(shè)備采用彈性安裝，需要校驗(yàn)在船用傾斜和搖擺環(huán)境下[4]，主要撓性接管、高彈性聯(lián)軸器和隔振器變形量是否在最大允許變形范圍內(nèi)。計(jì)算的最大變形量及允許值如表2所示，由表結(jié)果可見(jiàn)均能滿足各自的補(bǔ)償要求。

表2 穩(wěn)定性計(jì)算結(jié)果

（3）利用中間筏體的三維CAD模型建立其有限元模型，計(jì)算中間筏體的自由模態(tài)，計(jì)算結(jié)果如表3所示。中間筏體的上層和下層均通過(guò)隔振器與設(shè)備和基座連接，工作時(shí)即處于自由狀態(tài)，經(jīng)分析，其模態(tài)頻率與推進(jìn)機(jī)組典型工況激勵(lì)頻率及其主要倍頻不重合，不存在共振風(fēng)險(xiǎn)。

表3 中間筏體模態(tài)計(jì)算結(jié)果

（4）采用阻抗法和有限元法相結(jié)合的方法計(jì)算系統(tǒng)隔振效果[5]。在10 Hz～1 000 Hz 范圍內(nèi)，采用阻抗計(jì)算方法，根據(jù)隔振器、基座、中間筏體的阻抗參數(shù)，計(jì)算出該頻段的隔振效果，計(jì)算公式為

其中：LAB——隔振效果(dB)；

Zb——基座輸入阻抗(N/s2/m)；

Z12——隔振器傳遞阻抗(N/s2/m)。

在1 000 Hz～10 kHz 頻率范圍內(nèi)，考慮到隔振裝置阻抗參數(shù)在該頻段難以有效獲得，采用了基于有限元的隔振效果計(jì)算方法。計(jì)算中，柴油機(jī)采用質(zhì)量單元模擬，隔振器采用彈簧阻尼單元模擬，基座采用彈簧單元模擬(彈簧單元的剛度采用試驗(yàn)阻抗數(shù)據(jù))，中間筏體采用殼單元和四面體單元模擬。柴油機(jī)重心與上層隔振器上端、上層隔振器下端與中間筏體、中間筏體與下層隔振器上端之間采用Coupling Kinematic 連接。在模擬基座的彈簧單元處固定約束，在柴油機(jī)六個(gè)機(jī)腳處分別施加柴油機(jī)彈性安裝情況下實(shí)測(cè)的激勵(lì)載荷，整個(gè)計(jì)算模型如圖3所示。

圖3 高頻段隔振效果有限元計(jì)算模型

將兩個(gè)頻段的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行綜合，得到10 Hz～10 kHz 頻率范圍內(nèi)的隔振效果計(jì)算結(jié)果，換算成基座響應(yīng)，如圖4所示(圖中還給出了實(shí)測(cè)結(jié)果)，基座加速度響應(yīng)總振級(jí)為108.34 dB，滿足小于110 dB的技術(shù)要求。

通過(guò)以上的計(jì)算，對(duì)參數(shù)和結(jié)構(gòu)進(jìn)行初步調(diào)整、優(yōu)化之后，確定了各主要設(shè)備的關(guān)鍵參數(shù)，特別是雙層隔振裝置中間筏體具體結(jié)構(gòu)、上下層隔振器參數(shù)、機(jī)組附件的安裝細(xì)節(jié)，完成了機(jī)組施工設(shè)計(jì)，如圖5所示。

圖4 基座響應(yīng)計(jì)算結(jié)果及實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比

圖5 低振動(dòng)推進(jìn)機(jī)組

4 機(jī)組成套、調(diào)試和試驗(yàn)驗(yàn)證

按技術(shù)要求對(duì)機(jī)組進(jìn)行成套,對(duì)柴油機(jī)和齒輪箱、高彈進(jìn)行軸系對(duì)中，將整個(gè)機(jī)組通過(guò)常規(guī)的試驗(yàn)基座安裝在導(dǎo)軌上，輸出端接萬(wàn)向節(jié)、增速齒輪箱后，與水力測(cè)功器連接，構(gòu)成陸上調(diào)試試驗(yàn)系統(tǒng)。其中增速齒輪箱、水力測(cè)功器也安裝在同樣的導(dǎo)軌上，試驗(yàn)臺(tái)的安裝示意圖如圖6所示。之所以設(shè)置增速齒輪箱，主要是因?yàn)榈退贉y(cè)功器體積大、難于在試驗(yàn)場(chǎng)地安裝。整套機(jī)組在試驗(yàn)室安裝調(diào)試，運(yùn)行中發(fā)現(xiàn)兩個(gè)問(wèn)題：

(1)齒輪箱振動(dòng)劇烈，振動(dòng)烈度嚴(yán)重超標(biāo)。

(2)基座加速度響應(yīng)與計(jì)算結(jié)果差別較大，不滿足設(shè)計(jì)要求。

圖6 試驗(yàn)臺(tái)安裝示意圖

4.1 齒輪箱振動(dòng)超標(biāo)原因分析

在機(jī)組進(jìn)行推進(jìn)特性試驗(yàn)時(shí)，分別在柴油機(jī)機(jī)腳和機(jī)身、齒輪箱機(jī)腳和箱體、中間筏體、試驗(yàn)基座上安裝加速度傳感器，進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)測(cè)量，測(cè)試結(jié)果發(fā)現(xiàn)，隨著柴油機(jī)轉(zhuǎn)速上升，齒輪箱振動(dòng)烈度逐漸增加，箱體頂部額定工況下達(dá)到了106 mm/s，嚴(yán)重超過(guò)標(biāo)準(zhǔn)限值，且發(fā)現(xiàn)齒輪箱箱體測(cè)點(diǎn)比機(jī)腳大四五倍、縱向(軸向)數(shù)據(jù)比橫向和垂向大兩三倍的現(xiàn)象，如圖7所示為齒輪箱頂部測(cè)點(diǎn)數(shù)據(jù)，圖中X為機(jī)組橫向，Y為縱向(機(jī)組軸線)，Z為垂向。

圖7 齒輪箱頂部測(cè)點(diǎn)結(jié)果

仔細(xì)分析全部測(cè)試數(shù)據(jù)，明顯發(fā)現(xiàn)齒輪箱的擾動(dòng)是一種強(qiáng)迫激勵(lì)，在測(cè)點(diǎn)頻譜數(shù)據(jù)中，也是在轉(zhuǎn)速一階頻率處占絕對(duì)優(yōu)勢(shì)。分析整個(gè)軸系的強(qiáng)迫激勵(lì)來(lái)源，只有中間高彈的不平衡轉(zhuǎn)動(dòng)質(zhì)量是源，但高彈出廠時(shí)做了動(dòng)平衡，只不過(guò)動(dòng)平衡的轉(zhuǎn)速選擇了300 r/min。注意到高彈是柔性軸，低速動(dòng)平衡不代表高速動(dòng)平衡。于是對(duì)高彈進(jìn)行了1 900 r/min下的動(dòng)平衡處理，故障消失，齒輪箱振動(dòng)烈度達(dá)到19.5 mm/s。

4.2 基座響應(yīng)超標(biāo)原因分析

在圖6的常規(guī)試驗(yàn)基座上進(jìn)行試驗(yàn)時(shí)，同時(shí)測(cè)量了陪試設(shè)備的響應(yīng)。發(fā)現(xiàn)機(jī)組安裝基座下部導(dǎo)軌上的加速度響應(yīng)，比上部隔振器安裝處的還要大；增速齒輪箱和水力測(cè)功器基座安裝處的響應(yīng)也很大，如表4所示，顯然增速齒輪箱、水力測(cè)功器成為試驗(yàn)臺(tái)安裝導(dǎo)軌平面對(duì)機(jī)組的激勵(lì)，這是不合理的。此外，本實(shí)驗(yàn)臺(tái)安裝基座與實(shí)際船體安裝基座結(jié)構(gòu)差別較大，以此基座評(píng)價(jià)加速度響應(yīng)也不合理。

對(duì)隔振裝置隔振效果的評(píng)價(jià)一直存在爭(zhēng)議[6]，理論上采用插入損失是最合理的，但在工程上難于實(shí)施，所以一般采用隔振效果，這種方法與試驗(yàn)基座的結(jié)構(gòu)特性直接相關(guān)。因此，需要試驗(yàn)基座與實(shí)際船體安裝基座的特性一致。原試驗(yàn)基座剛度很大，限制了響應(yīng)，并沒(méi)有體現(xiàn)實(shí)際船體安裝環(huán)境的阻抗特性。

表4 試驗(yàn)臺(tái)不同位置振動(dòng)響應(yīng)測(cè)試結(jié)果

鑒于上述情況，決定對(duì)試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行整改：更換機(jī)組安裝基座為與船體結(jié)構(gòu)一致的模擬基座，即按照船體基座部位1:1設(shè)計(jì)與船體結(jié)構(gòu)一致的基座，如圖8所示；對(duì)增速齒輪箱、測(cè)功器進(jìn)行隔振處理，確保其傳遞到導(dǎo)軌的激勵(lì)小于機(jī)組模擬基座安裝處。

圖8 模擬基座照片

在該試驗(yàn)臺(tái)上重新進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試，機(jī)組額定工況下模擬基座加速度響應(yīng)如圖4所示。實(shí)測(cè)總振級(jí)為108.9 dB，與計(jì)算結(jié)果誤差較小。

5 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)本文的工作，得到將高速機(jī)作為船舶主機(jī)時(shí)，低振動(dòng)機(jī)組設(shè)計(jì)和試驗(yàn)中的一些方法、經(jīng)驗(yàn)和結(jié)論：

(1)針對(duì)中小型和特殊船舶高航速、高機(jī)動(dòng)性、低振動(dòng)的要求，選用高速柴油機(jī)帶減速齒輪箱、雙層隔振裝置的配置，設(shè)計(jì)成套了低振動(dòng)推進(jìn)機(jī)組。

(2)采用高彈聯(lián)軸器后，柔性軸的低速動(dòng)平衡在高速下可能滿足不了要求，需要在高速下進(jìn)行動(dòng)平衡。

(3)采用基座響應(yīng)作為隔振裝置評(píng)價(jià)指標(biāo)時(shí)，必須確保安裝基座與實(shí)際安裝環(huán)境的阻抗特性基本一致，并且試驗(yàn)中必須排除陪試設(shè)備對(duì)基座響應(yīng)的干擾。

(4)工程上計(jì)算隔振效果時(shí)，低頻段采用阻抗法，中高頻段采用有限元法，該方法既簡(jiǎn)單，又實(shí)用，機(jī)組實(shí)測(cè)基座加速度響應(yīng)與計(jì)算結(jié)果對(duì)比，誤差滿足工程要求。