劉海強(qiáng)，鄭世保，王飛翔，白坤生，文升華

(玉柴船舶動(dòng)力股份有限公司，廣東 珠海519100)

大功率船用主推進(jìn)柴油機(jī)由于其輸出轉(zhuǎn)矩大，運(yùn)動(dòng)部件不平衡，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及軸系的剛度等原因，其推進(jìn)主機(jī)軸系的扭振往往成為船舶設(shè)計(jì)和主機(jī)設(shè)計(jì)人員的關(guān)注因素［1-2］，而往往忽略臺(tái)架試驗(yàn)過程中船用推進(jìn)主機(jī)-中間軸-測功機(jī)組成的系統(tǒng)振動(dòng)狀況。本文以大功率電控船用柴油機(jī)為研究對象研究其在臺(tái)架試驗(yàn)過程中扭振狀況，以獲得大功率電控船用柴油機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)過程中扭振快捷、準(zhǔn)確的分析方法，以確保臺(tái)架試驗(yàn)過程中柴油機(jī)-中間軸的安全、可靠運(yùn)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(jī)，該柴油機(jī)是根據(jù)多年船用柴油機(jī)開發(fā)和使用經(jīng)驗(yàn)，并融合多種成功機(jī)型的成熟設(shè)計(jì)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(jì)開發(fā)的。柴油機(jī)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(diǎn)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(shí)針

發(fā)火順序:1—6—2—4—3—5

飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量:1 060 kgm2

調(diào)頻輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量:2 460 kgm2

測功機(jī)為CSR-20.0單轉(zhuǎn)子水力測功機(jī)，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為3 744 kgm2。

主推進(jìn)柴油機(jī)與水力測功機(jī)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(qiáng)度為590 MPa，直徑為340 mm、長度為1 200 mm。

2 計(jì)算模型

根據(jù)上述主推進(jìn)柴油機(jī)、中間軸和水力測功機(jī)基本數(shù)據(jù)，建立各計(jì)算模型。

主推進(jìn)柴油機(jī)計(jì)算模型為通用的彈性質(zhì)量計(jì)算模型［3-4］，基本原理及模型示意見圖1。

圖1 主推進(jìn)柴油機(jī)計(jì)算模型

水力測功機(jī)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(jì)算軟件TORSVIB建立主推進(jìn)柴油機(jī)-中間軸-水力測功機(jī)計(jì)算模型，見圖3。

圖2 水力測功機(jī)計(jì)算模型

圖3 扭振計(jì)算模型

利用柴油機(jī)設(shè)計(jì)過程中曲軸的慣量、剛度，以及中間周和水力測功機(jī)供應(yīng)商提供的慣量和剛度，并根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取適當(dāng)數(shù)據(jù)作為輸入。

3 計(jì)算結(jié)果分析

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

三次模態(tài)計(jì)算結(jié)果見圖4。

圖4 三次模態(tài)計(jì)算結(jié)果

曲軸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果見圖5。

圖5 曲軸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

中間軸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果見圖6。

水力測功機(jī)應(yīng)力計(jì)算結(jié)果見圖7。

由上述計(jì)算可以有如下發(fā)現(xiàn)。

圖6 中間軸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

圖7 水力測功機(jī)應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

1)主推進(jìn)柴油機(jī)在25%、50%、75%、85%、100%負(fù)荷運(yùn)行時(shí)曲軸應(yīng)力均在IACS-M68_05-FC穩(wěn)定運(yùn)行限制線［5］(33 MPa)以下，沒有超過IACS瞬時(shí)限制線。因此，曲軸處在安全運(yùn)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(jì)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(jìn)柴油機(jī)不能在110%負(fù)荷長時(shí)間運(yùn)行。

2)主推進(jìn)柴油機(jī)在40%和60%負(fù)荷附近運(yùn)行時(shí)中間軸應(yīng)力接近IACS-M68_05-FC穩(wěn)定運(yùn)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(dòng)，對應(yīng)的自然頻率為17.93 Hz。

為此，主推進(jìn)柴油機(jī)不能在40%負(fù)荷和60%負(fù)荷長時(shí)間運(yùn)行(40%負(fù)荷和60%負(fù)荷為臺(tái)架試驗(yàn)非常用工況)。

由于主推進(jìn)柴油機(jī)不能在90%負(fù)荷附近及以上負(fù)荷長時(shí)間運(yùn)行，與實(shí)際不相符，需要考慮重新設(shè)計(jì)中間周或者校正計(jì)算模型的相關(guān)參數(shù)。

3)水力測功機(jī)軸均在安全范圍內(nèi)。

從上述計(jì)算結(jié)果及分析可知，在主推進(jìn)柴油機(jī)臺(tái)架試車過程中中間軸存在較大隱患，需要重新設(shè)計(jì)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(jìn)柴油機(jī)為全新設(shè)計(jì)，沒有準(zhǔn)確的數(shù)據(jù)作為計(jì)算輸入。另外，臺(tái)架試驗(yàn)時(shí)間較短，且試驗(yàn)工況較為單一，故可按上述計(jì)算方案進(jìn)行主推進(jìn)柴油機(jī)臺(tái)架測試，以明確計(jì)算的準(zhǔn)確度。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)上述計(jì)算分析結(jié)果，中間軸在臺(tái)架試驗(yàn)過程中可能存在長時(shí)間運(yùn)行的安全隱患。為此，通過臺(tái)架試驗(yàn)的實(shí)測數(shù)據(jù)，分析并校正計(jì)算模型和計(jì)算結(jié)果。

本次試驗(yàn)采用Rotec扭轉(zhuǎn)振動(dòng)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(diǎn)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(yàn)測得一階自然頻率為17.93 Hz，稍高于上述計(jì)算結(jié)果17.62 Hz(約1.8%)，這是由于前期扭振計(jì)算過程中曲軸剛度輸入值稍小或者水力測功機(jī)轉(zhuǎn)子慣量稍大，可以通過增加曲軸剛度(計(jì)算結(jié)果表明約增加6%)或者減少水力測功機(jī)轉(zhuǎn)子慣量(計(jì)算結(jié)果表明約減少3%)修正計(jì)算結(jié)果。

5 計(jì)算模型修正

利用上文建立的主推進(jìn)柴油機(jī)-中間軸-測功機(jī)系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型，通過適當(dāng)修正計(jì)算輸入數(shù)據(jù)(增加曲軸剛度6%)，再次計(jì)算，得到如下計(jì)算結(jié)果。

三次模態(tài)計(jì)算結(jié)果見圖10。

圖10 三次模態(tài)計(jì)算結(jié)果

曲軸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果見圖11。

圖11 曲軸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

中間軸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果見圖12。

圖12 中間軸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

水力測功機(jī)應(yīng)力計(jì)算結(jié)果見圖13。

圖13 水力測功機(jī)應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

校正計(jì)算輸入?yún)?shù)后，在100%負(fù)荷時(shí)曲軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力明顯降低，110%負(fù)荷時(shí)計(jì)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(shí)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(shí)計(jì)算值正好為許用限值33 MPa。

將試驗(yàn)測試結(jié)果與計(jì)算結(jié)果對比分析，見圖14、圖15。

圖14 自由端試驗(yàn)計(jì)算結(jié)果和計(jì)算結(jié)果對比

圖15 飛輪端試驗(yàn)計(jì)算結(jié)果和計(jì)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(jì)算結(jié)果與實(shí)測數(shù)據(jù)比較吻合，可以采用此計(jì)算模型評估臺(tái)架試驗(yàn)的推進(jìn)主機(jī)-中間軸-水力測功機(jī)的扭轉(zhuǎn)狀況。

6 結(jié)束語

本文建立了試驗(yàn)臺(tái)架上船用推進(jìn)主柴油機(jī)-中間軸-水力測功機(jī)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng)計(jì)算模型，通過對該系統(tǒng)的扭振計(jì)算選擇適當(dāng)?shù)南到y(tǒng)，并在臺(tái)架試驗(yàn)過程中通過實(shí)測獲得主柴油機(jī)-中間軸-水力測功機(jī)在柴油機(jī)實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的振動(dòng)狀況，校正計(jì)算結(jié)果，獲得主推進(jìn)柴油機(jī)關(guān)鍵輸入?yún)?shù)，驗(yàn)證計(jì)算模型的精度，建立該系統(tǒng)比較精確可靠的計(jì)算模型，為后續(xù)同類問題提供解決方案。

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