張文春，段樹林，張 宇

（1.大連海事大學(xué) 輪機工程學(xué)院，遼寧 大連 116026；2.大連船用柴油機有限公司，遼寧 大連 116021）

船用柴油機在臺架試驗中振動分析與減振優(yōu)化

張文春1，段樹林1，張 宇2

（1.大連海事大學(xué) 輪機工程學(xué)院，遼寧 大連 116026；2.大連船用柴油機有限公司，遼寧 大連 116021）

隨著船用低速二沖程柴油機往大功率、輕量化方向發(fā)展，長沖程、超長沖程少缸數(shù)的機型橫振問題逐漸暴露出來，而在臺架試驗中該問題尤為突出。針對5S60 ME_C船用柴油機在臺架試驗中出現(xiàn)的振動超標(biāo)問題，在柔性多體動力學(xué)基礎(chǔ)上計算出結(jié)構(gòu)固定件受到的瞬態(tài)荷載，利用有限元方法建立模型進行動力學(xué)求解，對比試驗數(shù)據(jù)得到準(zhǔn)確的分析模型，并在此基礎(chǔ)上對臺架試驗的基礎(chǔ)座進行了優(yōu)化設(shè)計。結(jié)果表明，柴油機在第2階H型模態(tài)下發(fā)生橫向共振，通過增加斜向支架能夠避免柴油機在指定的測試工況下發(fā)生共振。

振動與波；船用柴油機；機架振動；臺架試驗；有限元；減振

船用低速柴油機功率高、重量大、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對生產(chǎn)和裝配工藝要求很高，臺架試驗可以檢驗柴油機的性能指標(biāo)和建造質(zhì)量是否達標(biāo)。MAN B&W 5 S60 ME_C柴油機由于工作沖程長，平衡性能本已較差，機架容易發(fā)生橫振。嚴(yán)重的橫振不僅使柴油機產(chǎn)生故障，工作環(huán)境惡劣，而且作為船舶的振源之一，可能引起船體水平振動、搖動和扭轉(zhuǎn)振動。臺架試驗中，柴油機的連接剛度相比實船條件更小，5S60 ME_C實際使用中存在的橫振問題在此情況下更為凸出，出廠測試中可能出現(xiàn)橫向振動過大的狀況，導(dǎo)致機器無法按時交付。

本文以5S60 ME_C為研究對象，對臺架試驗系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和荷載進行了合理的簡化，求解柴油機的動力學(xué)特性和動態(tài)響應(yīng)，針對試驗中機架橫振問題提出了有效的優(yōu)化方案。

1 結(jié)構(gòu)和荷載

臺架試驗由三部分組成，柴油機、基礎(chǔ)座和水力測功機，如圖1，地基為鋼筋混泥土，沿廠房的長度方向澆注，在長度和寬度方向均大于5S60 ME_C相應(yīng)的尺度；基礎(chǔ)座支撐柴油機，使其與地基之間保留人員操作的必要空間；水力測功器位于柴油機的輸出端，通過法蘭與柴油機相連。

圖1 MAN B&W 5S60 ME_C臺架試驗布置圖

本文主要分析5S60 ME_C機體振動，柴油機的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，與基礎(chǔ)座、地基的連接點較多，機體振動主要由曲柄連桿機構(gòu)運動引發(fā)。分析中對與相關(guān)結(jié)構(gòu)作以下簡化：

(1)廠房地基的質(zhì)量和剛度都較大，認為是剛性體；

(2)曲柄連桿機構(gòu)向機體傳遞荷載，對固定件剛度影響較小，將其簡化為一系列外力；

(3)水力測功器通過曲軸與柴油機連接，可看作外界；

(4)部件之間的連接簡化成線性彈簧，即柴油機與基礎(chǔ)座連接彈簧、基礎(chǔ)座與地基連接彈簧。

采用有限元方法分析5S60 ME_C機體的振動。固定件受到的荷載主要是曲柄連桿機構(gòu)運動傳遞的力，包括滑塊側(cè)推力、曲軸軸承力以及氣體力。柴油機廠商提供了5S60 ME_C柴油機各工況的曲柄受力參數(shù)[1]，利用柔性多體動力學(xué)(flex_MBD)分析方法[2-4]，把剛度較小的曲軸進行柔性化處理，可間接獲得柴油機固定件受力的精確結(jié)果。

flex_MBD是目前理論研究和應(yīng)用力學(xué)領(lǐng)域廣泛應(yīng)用的數(shù)值計算方法，基于拉格朗日的動力學(xué)方程如下

由表7可知，百香果汁的最佳添加量為4%。因為百香果汁含量過低時，不能充分體現(xiàn)出百香果的清香氣味；含量過高時，原料乳初始pH值偏小，在發(fā)酵尚未完全就已到達蛋白質(zhì)的等電點，過早凝乳，乳清析出較多[11]。

5S60 ME_C氣缸發(fā)火順序為1-4-3-2-5，不同氣缸的氣體力和側(cè)推力變化規(guī)律相近，僅按發(fā)火順序相差一個相位角。flex_MBD方法計算不同工況時機體荷載曲線如圖2：(a)為氣體力，(b)為側(cè)推力；6個主軸承荷載規(guī)律不同，圖2(c)、(d)列出了載荷最大的5號和6號軸承的載荷曲線。flex_MBD方法得到的瞬態(tài)結(jié)果相比于理論計算結(jié)果，擁有更多的高頻成分，這是柔性體的彈性運動產(chǎn)生的?？紤]運動件的彈性運動使動態(tài)荷載更貼近實際情況。

圖2 運動件傳遞的荷載

氣體力施加在氣缸蓋上，側(cè)推力作用在滑塊對應(yīng)導(dǎo)板的對稱中心[5]，主軸承荷載作用在軸承幾何中心。

根據(jù)文獻[6]對螺栓連接的處理方法，柴油機與基礎(chǔ)座之間的連接可以等效成彈簧。連接部位在運動過程中始終保持接觸，沒有出現(xiàn)分離，且一直處于受壓狀態(tài)，為了簡化對問題的求解，一般認為彈簧的行為是線性的。研究5S60 ME_C柴油機臺架試驗振動問題時，連接等效成線性彈簧，彈簧的剛度利用理論計算與FE接觸算法[6-8]相結(jié)合得到。在ANSYS中建立接觸結(jié)構(gòu)模型，將螺栓等效為局部外力荷載，利用非線性有限元分析得到墊塊連接的等效剛度，參數(shù)如表1。ANSYS具體分析過程參見文獻[9]。

表1 接觸結(jié)構(gòu)等效剛度N/m

2 臺架試驗和測量

5S60 ME_C的體積和質(zhì)量很大，無法用測試小型構(gòu)件的模態(tài)試驗方法獲得其模態(tài)頻率，因此可依據(jù)機體發(fā)生共振的轉(zhuǎn)速分析得到機體的固有頻率。臺架試驗使用日本的VA-10振動測試分析系統(tǒng)，測量機體在空間坐標(biāo)系中三個平動方向的振動。選取圖1所示的1、2兩個測點結(jié)果分析柴油機固有頻率，分別測量25%、50%、75%、90%和100%五個指定工況，測點振動速度如表2，75%工況橫向振動速度為43 mm/s，超過標(biāo)準(zhǔn)要求的40 mm/s。

機體受到的Y、Z方向動態(tài)荷載通過自身平衡，X方向荷載的等效力矩與輸出扭矩平衡，機體主要受橫向的側(cè)推力及其產(chǎn)生的不平衡力矩作用。由于X方向是外部荷載的主要作用方向，因此該方向的振動速度相比其它兩個方向均更大。在75%工況時X方向的響應(yīng)達到峰值，呈現(xiàn)出共振趨勢，可認為此時的激振頻率與機體的固有頻率相同。文獻[5]計算結(jié)果顯示，5S60 ME_C受到5諧次的激振力較大，根據(jù)經(jīng)驗判斷認為機體在該力的作用下產(chǎn)生共振，固有頻率與激振力頻率相同，即6.74 Hz。

3 5 S 60 ME_C臺架試驗仿真

依據(jù)上文對結(jié)構(gòu)簡化方法，利用計算軟件ANSYS建立臺架試驗有限元模型。機體結(jié)構(gòu)采用殼單元劃分，基礎(chǔ)座采用殼、實體混合單元劃分，3D殼單元35 478個，實體單元47 578個，彈簧單元126個。約束與基礎(chǔ)座連接的地面節(jié)點，在荷載等效位置施加圖3所示的三組荷載。柴油機的材料屬性及質(zhì)量屬性都與臺架試驗狀況一致。

圖3 等效動態(tài)荷載作用位置

分析有限元模型，仿真臺架試驗過程。模態(tài)分析、諧響應(yīng)分析是分析結(jié)構(gòu)動力特性的重要手段，模態(tài)振型分布可以反映其自振特性，簡諧激勵作用下的響應(yīng)能夠獲知在各階模態(tài)頻率下的響應(yīng)大??；瞬態(tài)分析確定結(jié)構(gòu)在瞬態(tài)荷載作用下的響應(yīng)。

模態(tài)分析結(jié)果如表2，前兩階模態(tài)與臺架試驗結(jié)果相近，它們的模態(tài)振型如圖4；其它階的頻率均較高，產(chǎn)生共振的可能性較小。第1階為縱向振動，第2階為橫向振動。5缸低速機容易發(fā)生H型共振，即對應(yīng)第2階模態(tài)，本文研究的5S60 ME_C很可能在該階模態(tài)下發(fā)生共振。

在側(cè)推力簡化節(jié)點上施加6 Hz～10 Hz的X方向、大小為1.5×106N諧激勵進行諧響應(yīng)分析，獲取測點的在X方向的響應(yīng)。計算結(jié)果如圖5，在第1階模態(tài)的響應(yīng)值較小，而在第2階模態(tài)的響應(yīng)較大，出現(xiàn)了明顯的共振現(xiàn)象。這一現(xiàn)象驗證了前文的猜想，第2階振型是5S60 ME_C的主振型。

表2 5S60 ME_C測量參數(shù)

圖4 第1和2階模態(tài)振型

圖5 諧響應(yīng)

計算有限元模型在5個指定工況下的結(jié)構(gòu)響應(yīng)，仿真結(jié)果與臺架試驗測量值對比如圖6。計算結(jié)果的變化規(guī)律與測量結(jié)果相近。

圖6 仿真計算結(jié)果與測量結(jié)果對比

通過對比ANSYS仿真計算與臺架試驗結(jié)果可以判定，5S60 ME_C在臺架試驗中機體主要是在第2階模態(tài)頻率發(fā)生共振。仿真計算模型與實際狀況相近，該模型能夠準(zhǔn)確反映柴油機在臺架試驗中的振動特性。

4 臺架試驗減振優(yōu)化

臺架試驗時，廠方盡量避免在指定工況轉(zhuǎn)速下發(fā)生共振。在無法改變柴油機結(jié)構(gòu)的前提下，只能通過增加連接螺栓預(yù)緊力或者改進支撐結(jié)構(gòu)的方法避免柴油機共振。根據(jù)現(xiàn)場經(jīng)驗，前一種方法能夠調(diào)整的共振轉(zhuǎn)速較小，無法從根本上解決問題。因此，改進支撐結(jié)構(gòu)是避免共振的主要優(yōu)化方向。

5S60 ME_C臺架試驗主要是橫向振動，根據(jù)現(xiàn)場條件，在基礎(chǔ)座外側(cè)增加支撐桿是比較可行的方案，能在原有設(shè)備上改進，安裝工藝簡便易行。

具體改進方法如圖7，在基礎(chǔ)座沿地基導(dǎo)軌的垂直截面上增加斜向支撐的工字鋼，加強橫向的支撐剛度。工字鋼均采用同一型號，可選0100、0125、0151、0175、0200、0250六種型號；支撐的數(shù)目也不同，圖7種分為四種布置方式：方案1—單側(cè)5個支撐；方案2—雙側(cè)10個支撐；方案3—單側(cè)9個支撐；方案4—雙側(cè)18個支撐。分別建立4種改進方案的有限元模型，對比工字鋼不同時模態(tài)分析結(jié)果，分析第2階模態(tài)振型和頻率的變化規(guī)律。

表2 計算模態(tài)頻率

圖7 斜向支撐改進方案

各方案的計算結(jié)果顯示，增加斜向支撐之后，機體的振型不發(fā)生變化。支撐結(jié)構(gòu)與共振轉(zhuǎn)速增量的關(guān)系如圖8，隨著工字鋼軸向橫截面積增大，共振轉(zhuǎn)速增加；支撐數(shù)目增加也能有效的提高共振轉(zhuǎn)速。斜向支撐主要增加橫向剛度，使整體的第2階模態(tài)（橫向振型）頻率升高，對第1階模態(tài)頻率影響不大。

圖8 斜向支撐與共振轉(zhuǎn)速的變化

考慮單獨增加支撐比較繁雜、獨立結(jié)構(gòu)的剛度較低，將它們組合為一個整體支架與基座連接。由于柴油機的大部分重量分布在靠近輸出端的基座上、受到空間的限制排氣側(cè)的無法布置斜向支撐，因此在操作側(cè)靠近輸出端設(shè)置斜向支架，如圖9。計算得到該方案的第2階模態(tài)頻率為12.4 Hz，即5S60 ME_C對應(yīng)的共振轉(zhuǎn)速為148.8 r/min，遠離了100%工況轉(zhuǎn)速，能夠達到在所有測試范圍內(nèi)都不發(fā)生共振的理想狀態(tài)。

圖9 斜向支架方案

5 結(jié)語

本文運用試驗與仿真相結(jié)合的方法，研究了5S60 ME_C船用柴油機臺架試驗出現(xiàn)的機架振動問題，取得了以下結(jié)論：

（1）根據(jù)臺架試驗的特點建立了簡化的有限元模型，加載通過柔性多體動力學(xué)計算得到的瞬態(tài)荷載進行FEM動力學(xué)分析。仿真計算和現(xiàn)場測試數(shù)據(jù)的對比顯示，柴油機在第2階模態(tài)發(fā)生共振，為H型共振。文中建立的FEM模型瞬態(tài)響應(yīng)計算結(jié)果與實測值相近，模型準(zhǔn)確可靠；

（2）評估了在基礎(chǔ)座上添加橫向支撐對橫向振動頻率的影響，根據(jù)分析結(jié)果并結(jié)合現(xiàn)場情況，在柴油機操作側(cè)靠近輸出端的基座上增加圖9所示的支架，能夠?qū)?S60 ME_C測試的共振轉(zhuǎn)速提高到148.8 r/min，避免在指定測試工況下發(fā)生共振。

[1]5S60 ME_C Vibration Measure.Dalian Marine Diesel Corporation,2013-5-14.

[2]P Novotny,V Pistek,New efficient methods for powertrain vibration analysis.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers,Part D[J].Journal of Automobile Engineering,2010 224:611.

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VibrationAnalysis and Reduction of a Marine Diesel Engine in Rig Test

ZHANG Wen-chun1,DUAN Shu-lin1,ZHANG Yu2
(1.Marine Engine Engineering College,Dalian Maritime University,Dalian 116026,Liaoning China; 2.Dalian Marine Diesel Co.Ltd.,Dalian 116021,Liaoning China)

With the development of low-speed two-stroke marine diesel engines in high power and lightweight direction,the transverse vibration of the engines with long or super-long stroke and less cylinders becomes significant.Such a problem becomes considerably serious in rig tests.This article focused on the overlarge vibration of the 5S60ME_C marine diesel engine in the rig test.The transient load of the structural components was computed based on the multi-flexible-body dynamics.A dynamic finite element(FE)model was established and analyzed.Its results were compared with the measurement data in the testing.On this basis,the optimal design of the foundation of the test rig was done.The results show that the lateral resonance occurs at the 2nd order modal of H vibration mode,and the resonance can be avoided by adding diagonal braces to the foundation.

vibration and wave;marine diesel engine;engine case oscillation;rig test;finite element method (FEM);vibration reduction

TB53；O325；U467.4+92；U66

：A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.01.004

1006-1355(2015)01-0018-05

2014－07－15

張文春(1988－)，男，江西萍鄉(xiāng)人，博士研究生，輪機工程方向。E-mail:dreaming_fly@live.cn