古成中， 劉 勇， 羅日榮， 李榮新

(91663部隊(duì),山東 青島 266012)

船舶軸系彈性支撐振動(dòng)過大原因及對(duì)策

古成中， 劉 勇， 羅日榮， 李榮新

(91663部隊(duì),山東 青島 266012)

為解決某船舶軸系彈性支撐振動(dòng)過大的問題，消除劇烈振動(dòng)對(duì)推進(jìn)系統(tǒng)性能發(fā)揮及船舶動(dòng)力系統(tǒng)航行安全性的影響,分析該船柴油機(jī)功率輸出傳動(dòng)件的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，研究軸系彈性支撐振動(dòng)產(chǎn)生的原因及機(jī)理。利用丹麥B&K公司3050數(shù)據(jù)采集前端、4513 BX壓電式加速度傳感器及4514 BX壓電式加速度傳感器采集彈性支撐振動(dòng)進(jìn)行跟蹤測(cè)試，通過PULSE數(shù)據(jù)分析平臺(tái)對(duì)振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行頻譜、階次和總級(jí)值等方面的分析，結(jié)合頻譜分析、試驗(yàn)及對(duì)比分析得出該設(shè)備振動(dòng)過大主要是由軸系不對(duì)中、轉(zhuǎn)子不平衡和機(jī)械共振等3種因素導(dǎo)致的；對(duì)導(dǎo)致各類振動(dòng)的故障源進(jìn)行分析，并提出具體對(duì)策。

振動(dòng)；PULSE；階次分析；船舶軸系；彈性支撐

隨著海運(yùn)時(shí)效性的要求逐漸提高，部分貨船為提高航速，采用中高速柴油機(jī)作為其推進(jìn)柴油機(jī)。然而,采用中高速柴油機(jī)在提高船舶航速的同時(shí)，會(huì)增加推進(jìn)裝置的復(fù)雜性。

船舶軸系作為動(dòng)力傳遞的核心部件，其運(yùn)行狀態(tài)直接影響著船舶航行的時(shí)效性、可靠性和安全性。文獻(xiàn)[1]研究大變形下軸向力對(duì)船舶推進(jìn)軸系彎曲振動(dòng)固有頻率的影響,結(jié)果表明，若考慮大變形,則在幾何非線性作用下,軸向靜推力會(huì)使軸系彎曲振動(dòng)固有頻率增大。文獻(xiàn)[2]通過對(duì)實(shí)際轉(zhuǎn)速下軸系縱向振動(dòng)情況進(jìn)行仿真模擬，發(fā)現(xiàn)在船舶正常工作范圍內(nèi)，軸系的實(shí)際振動(dòng)狀況與其1階模態(tài)十分接近。文獻(xiàn)[3]的研究表明，螺旋槳的質(zhì)量和附鏈水對(duì)軸系固有振動(dòng)特性的影響較大。

這里通過綜合運(yùn)用振動(dòng)測(cè)試和分析手段，對(duì)某型船軸系彈性支撐振動(dòng)普遍增大的問題進(jìn)行分析研究，為該船今后的使用管理、維修保養(yǎng)及設(shè)計(jì)改進(jìn)提出建議和對(duì)策，為科學(xué)使用及主動(dòng)維修提供一定的理論依據(jù)和試驗(yàn)基礎(chǔ)。

1 問題的提出

在對(duì)某型船進(jìn)行出廠前測(cè)試時(shí)，發(fā)現(xiàn)其軸系彈性支撐振動(dòng)較大，其中橫向振動(dòng)達(dá)63.30 mm/s。由于該軸系彈性支撐的結(jié)構(gòu)和工作狀態(tài)比較特殊，當(dāng)前沒有準(zhǔn)確的標(biāo)準(zhǔn)可參照，因此難以確定其技術(shù)狀態(tài)。若將其粗略地歸為彈性安裝旋轉(zhuǎn)機(jī)械，則其振動(dòng)值遠(yuǎn)超過GB/T 16301—2008和GB/T 6075.3—2001規(guī)定的報(bào)警值(7.1 mm/s)及停機(jī)值(11.2 mm/s)。

為能全面掌握彈性支撐的振動(dòng)狀態(tài)，對(duì)該型船進(jìn)行調(diào)研，發(fā)現(xiàn)所有船舶都不同程度地存在彈性支撐振動(dòng)過大的問題。曾先后出現(xiàn)過因彈性支撐振動(dòng)過大而導(dǎo)致其固定螺栓疲勞斷裂、隔振塊裂開和支撐內(nèi)滾柱軸承抱死等故障，給遠(yuǎn)洋運(yùn)輸帶來極大的被動(dòng)性，造成巨大的經(jīng)濟(jì)損失。

2 功率輸出傳動(dòng)件結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

該船的功率輸出傳動(dòng)件由萬向聯(lián)軸器、彈性支撐、高彈性聯(lián)軸器和液力偶合器組成，用來聯(lián)接柴油機(jī)和齒輪箱、傳遞柴油機(jī)轉(zhuǎn)矩及補(bǔ)償柴油機(jī)與齒輪箱之間的相對(duì)位移，具有隔振抗沖擊功能，并能在軸系轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)避免發(fā)生軸系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)現(xiàn)象。動(dòng)力傳遞路徑為柴油機(jī)—高彈性聯(lián)軸器—彈性支撐短軸—萬向聯(lián)軸器—液力耦合器—齒輪箱(見圖1)。

圖1 功率輸出傳動(dòng)件結(jié)構(gòu)

1)高彈性聯(lián)軸器是一種扭轉(zhuǎn)彈性橡膠聯(lián)軸器，借助承受剪切應(yīng)力的彈性元件來傳遞轉(zhuǎn)矩;除傳遞功率以外，還可通過橡膠的彈性和阻尼來減振降噪，同時(shí)具有補(bǔ)償軸向、徑向和角向位移的功能。

2)萬向聯(lián)軸器是一種十字軸式萬向聯(lián)軸器，可實(shí)現(xiàn)不在同一軸線上且存在夾角的兩軸之間的功率傳遞和等角速度連續(xù)回轉(zhuǎn)，并能通過傳扭軸軸承副與中間滑槽之間的滾動(dòng)位移實(shí)現(xiàn)軸向位移補(bǔ)償。

3)液力偶合器通過機(jī)械能→液體動(dòng)能→機(jī)械能的轉(zhuǎn)換來實(shí)現(xiàn)功率的傳遞，具有柔性傳扭、平穩(wěn)啟動(dòng)和隔離扭振的特點(diǎn)。

3 測(cè)試與數(shù)據(jù)分析

為能查找出該型船軸系彈性支撐普遍振動(dòng)過大的根本原因，對(duì)某港口出入船舶的軸系彈性支撐的振動(dòng)情況進(jìn)行全程跟蹤測(cè)試，具體如下。

3.1 跟蹤測(cè)試與故障診斷實(shí)施方案

3.1.1振動(dòng)測(cè)試與故障診斷實(shí)施方法

利用丹麥B&K公司3050數(shù)據(jù)采集前端和4513 BX壓電式加速度傳感器及4514 BX壓電式加速度傳感器采集彈性支撐在各工況下的振動(dòng)加速度信號(hào)，通過PULSE軟件平臺(tái)對(duì)這些信號(hào)進(jìn)行頻譜、瀑布圖、階次和總級(jí)值等分析，對(duì)不同工況下的各種譜圖進(jìn)行對(duì)比研究，分析彈性支撐的振動(dòng)特征和振動(dòng)頻率。

3.1.2振動(dòng)測(cè)試與故障診斷測(cè)點(diǎn)布置

共布置6個(gè)壓電式加速度傳感器，其中:彈性支撐機(jī)體垂向、橫向和軸向各1個(gè)(見圖2a))；彈性支撐底腳垂向、橫向和軸向各1個(gè)(見圖2b))。

a) 彈性支撐機(jī)體

b) 彈性支撐底腳

3.2 測(cè)試數(shù)據(jù)分析

3.2.1通頻總值分析

通過對(duì)振動(dòng)采集數(shù)據(jù)進(jìn)行頻譜分析可知，彈性支撐和底腳振動(dòng)主要集中在10～200 Hz，屬于中頻振動(dòng)，故選用最能體現(xiàn)中頻振動(dòng)劇烈程度的速度有效值為計(jì)量量，計(jì)算各測(cè)點(diǎn)在2～1 000 Hz的振動(dòng)通頻總值，彈性支撐及支架底腳振動(dòng)通頻值數(shù)值見表1和表2。由表1可知，在空載工況下,彈性支撐振動(dòng)能量主要集中在橫向，其速度通頻值基本上隨轉(zhuǎn)速的升高而增大，最大值在彈性支撐于900 r/min轉(zhuǎn)速下橫向振動(dòng)時(shí)出現(xiàn)，數(shù)值為8.96 mm/s(超過GB/T 16301—2008中給出的報(bào)警值)，該數(shù)值比正常工況下的振動(dòng)值可控，因此轉(zhuǎn)子存在不平衡現(xiàn)象，對(duì)彈性支撐振動(dòng)有一定貢獻(xiàn)。對(duì)比表1和表2可知,在正常工況下,彈性支撐振動(dòng)通頻值上升一個(gè)數(shù)量級(jí)。由此可知，彈性支撐在正常工況下振動(dòng)劇烈不是由轉(zhuǎn)子不平衡引起的。

表1 空載工況下彈性支撐在2～1 000 Hz的振動(dòng)通頻值 mm/s

表2 正常工況下彈性支撐在2～1 000 Hz的振動(dòng)通頻值

3.2.2頻譜分析

圖3為彈性支撐橫向振動(dòng)頻譜圖。由圖3可知：540 r/min和695 r/min振動(dòng)以2X倍頻為主(分別為4.52 mm/s和14.23 mm/s)，其峰值超過工頻2倍，此時(shí)振動(dòng)主要由軸系不對(duì)中引起。在965 r/min轉(zhuǎn)速工況下，軸系負(fù)載對(duì)彈性支撐橫向振動(dòng)的貢獻(xiàn)較大，與相近轉(zhuǎn)速空載時(shí)振動(dòng)相比較可發(fā)現(xiàn)其振動(dòng)通頻值上升一個(gè)數(shù)量級(jí)。同時(shí)，轉(zhuǎn)子工頻和2X倍頻峰值明顯(分別為24.75 mm/s和7.67 mm/s)，工頻和2X倍頻隨負(fù)載的升高而顯著增大。

圖3 彈性支撐橫向振動(dòng)頻譜圖

圖4為彈性支撐在正常模式下軸向振動(dòng)頻譜圖。與橫向相比，在各工況下振動(dòng)主要頻率成分皆為2X倍頻，工頻峰值相對(duì)較?。?40 r/min和695 r/min振動(dòng)頻譜4X倍頻成分較為明顯。圖4中2X倍頻分量更為突出，并伴有高次諧波，此時(shí)振動(dòng)主要是由軸系不對(duì)中引起的。

3.2.3階次分析

圖5為彈性支撐在800～1 000 r/min加速過程中橫向振動(dòng)瀑布圖。由圖5可知:該彈性支撐振動(dòng)主要集中于工頻和2X倍頻，2X倍頻振動(dòng)隨轉(zhuǎn)速變化不明顯;工頻幅值由2X倍頻幅值1/2上升到近3倍，并伴有特定頻率成分。

圖4 彈性支撐在正常模式下軸向振動(dòng)頻譜圖

圖5 彈性支撐橫向瀑布圖

圖6為彈性支撐在800～1 000 r/min工況下軸向振動(dòng)瀑布圖。由圖6可知，該彈性支撐振動(dòng)成分豐富，工頻及其高次諧波均較為明顯。

圖6 彈性支撐軸向瀑布圖

圖7和圖8為彈性支撐在800～1 000 r/min工況下振動(dòng)階次切片。由圖7和圖8可知:在低工況(800 r/min)下,彈性支撐振動(dòng)主要由二階分量引起；隨著轉(zhuǎn)速的上升，一階振動(dòng)分量線性上升，橫向振動(dòng)二階分量逐漸降低，軸向振動(dòng)二階分量出現(xiàn)2個(gè)峰值且三階振動(dòng)分量逐漸上升。

圖7 彈性支撐橫向階次切片

3.3 故障原因分析

研究對(duì)象為轉(zhuǎn)子和彈性支撐系統(tǒng)，屬于典型的旋轉(zhuǎn)設(shè)備，其振動(dòng)形成原因主要有以下4個(gè)：

1)轉(zhuǎn)子不平衡，是質(zhì)量和幾何中心線不重合導(dǎo)致的一種故障狀態(tài)。轉(zhuǎn)子在旋轉(zhuǎn)時(shí)，在離心力作用下產(chǎn)生周期振動(dòng)，其振動(dòng)隨轉(zhuǎn)速的增大而增加，頻譜表象為工頻，以徑向振動(dòng)為主。

圖8 彈性支撐軸向階次切片

2)軸系不對(duì)中，因安裝、變形等因素導(dǎo)致軸、聯(lián)軸器和軸承的軸心線不在同一直線上，主要有平行不對(duì)中、角度不對(duì)中和混合不對(duì)中。不對(duì)中產(chǎn)生的振動(dòng)對(duì)軸系負(fù)載較為敏感，隨轉(zhuǎn)速的變化較小，頻譜表象為工頻和2X倍頻，以徑向振動(dòng)和軸向振動(dòng)為主，嚴(yán)重時(shí)會(huì)伴隨高次諧波出現(xiàn)。

3)機(jī)械松動(dòng)，一般分為旋轉(zhuǎn)松動(dòng)和非旋轉(zhuǎn)松動(dòng)，通常是由間隙過大和固定不牢等原因造成的。機(jī)械松動(dòng)產(chǎn)生的振動(dòng)頻譜表象為工頻及其高次諧波，且頻譜特征不穩(wěn)定。

4)機(jī)械共振，當(dāng)系統(tǒng)某個(gè)激勵(lì)力頻率接近設(shè)備固有頻率時(shí)，該設(shè)備就會(huì)產(chǎn)生共振。頻譜表象為在其特定頻率周邊振動(dòng)劇烈，在激振頻率從零逐步增大過程中，當(dāng)接近共振頻率時(shí)振動(dòng)幅值迅速增大，當(dāng)激振頻率與共振頻率相同時(shí)振動(dòng)最大，隨后隨著激振頻率的升高，振動(dòng)幅值逐漸減小。

通過對(duì)通頻值進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)：

1)彈性支撐振動(dòng)通頻值隨轉(zhuǎn)速的升高而增大，符合轉(zhuǎn)子不平衡振動(dòng)特征。

2)增加負(fù)載之后，振動(dòng)通頻值急劇上升，振動(dòng)數(shù)值增大一個(gè)數(shù)量級(jí)，說明除轉(zhuǎn)子不平衡以外，還有導(dǎo)致振動(dòng)過大的其他直接因素。

通過對(duì)頻譜和階次進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)：

1)橫向振動(dòng)和軸向振動(dòng)都含有1X分量及2X分量，在低工況(800～900 r/min)下,2X分量大于1X分量，且2X分量對(duì)轉(zhuǎn)速不敏感，軸系不對(duì)中特征明顯。

2)彈性支撐振動(dòng)的1X分量隨轉(zhuǎn)速的升高而迅速升高，在高工況(900～1 000 r/min)下,1X分量幅值接近或超過2X分量，轉(zhuǎn)子不平衡特征明顯。

4 結(jié)論與對(duì)策

4.1 彈性支撐振動(dòng)故障源分析

通過上述分析可知，本文研究的彈性支撐振動(dòng)劇烈的主要原因有軸系不對(duì)中、轉(zhuǎn)子不平衡和機(jī)械共振等3種。這里根據(jù)功率輸出傳動(dòng)件結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，從軸系不對(duì)中和轉(zhuǎn)子不平衡2個(gè)方面分析可能導(dǎo)致彈性支撐振動(dòng)的原因。

4.1.1導(dǎo)致不對(duì)中的可能原因

(1)萬向聯(lián)軸器十字軸承組件與中間滑槽法蘭潤(rùn)滑不良或磨損過大，運(yùn)行時(shí)軸向滑動(dòng)阻力增大，同時(shí)萬向聯(lián)軸器與彈性支撐短軸不同軸，從而呈現(xiàn)出軸系不對(duì)中特征;

(2)安裝不當(dāng)，導(dǎo)致高彈性聯(lián)軸器與彈性支撐短軸軸系不對(duì)中。

4.1.2導(dǎo)致轉(zhuǎn)子不平衡的可能原因

功率輸出傳動(dòng)件中彈性支撐短軸和萬向聯(lián)軸器軸均為剛性鑄件，使用過程中不易發(fā)生彎曲或質(zhì)量不平衡，且其回轉(zhuǎn)半徑相對(duì)較小，在工作轉(zhuǎn)速下不平衡對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)的影響有限。高彈性聯(lián)軸器包含大量橡膠，使用過程中容易變形，且回轉(zhuǎn)半徑較大，不平衡可引發(fā)較大振動(dòng)。

4.2 避免彈性支撐振動(dòng)過大的對(duì)策

為盡可能地降低彈性支撐振動(dòng)值，針對(duì)以上使彈性支撐產(chǎn)生異常振動(dòng)的因素，提出以下幾點(diǎn)建議。

4.2.1維護(hù)保養(yǎng)對(duì)策

(1)對(duì)萬向聯(lián)軸器的軸承進(jìn)行定期潤(rùn)滑，確保萬向聯(lián)軸器十字軸承組件和滑槽法蘭處于良好潤(rùn)滑狀態(tài)，減小運(yùn)動(dòng)阻力;

(2)定期檢查高彈性聯(lián)軸器各螺栓螺母是否松動(dòng)、元件表面是否有裂紋及脫膠等現(xiàn)象，每年至少進(jìn)行一次軸系對(duì)中檢查，防止橡膠隔振器蠕變或損壞引起軸系對(duì)中惡化。

4.2.2維修改進(jìn)對(duì)策

(1)調(diào)整主柴油機(jī)和彈性支撐底座的高度，減小萬向聯(lián)軸器主軸與彈性支撐短軸之間的夾角，降低軸系不對(duì)中程度;

(2)結(jié)合修理等機(jī)會(huì)，對(duì)功率輸出傳動(dòng)件進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)動(dòng)平衡，盡可能地使功率輸出傳動(dòng)件的整體不平衡量降低。

[1] 鄒冬林，荀振宇，花純利,等. 大變形下軸向力對(duì)船舶推進(jìn)軸系彎曲固有頻率影響[J]. 振動(dòng)與沖擊， 2015, 34(4): 206-210.

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CausesandSolutionsofVibrationinResilientlyMountedPropellerShaftSystem

GUChengzhong,LIUYong,LUORirong,LIRongxin

(Unit No. 91663， Qingdao 266012， China)

In order to solve excessive vibration of a resiliently mounted propeller shaft system on a ship, the structure of the transmission parts and the mechanism of the vibration are analyzed. The system composed of B&K 3050, 4513 BX and 4514 BX is used to track the vibration. The signal is analyzed on the PULSE platform with FFT to find the spectrum and the characteristics. The spectrum reveals the cause of the excessive vibration. The countermeasure is devised.

vibration; PULSE; order analysis; ship shafting; resilient mount

2017-12-25

軍內(nèi)科研

古成中(1981—)，男，安徽無為人，工程師，博士，研究方向?yàn)檩啓C(jī)工程、智能診斷。E-mail：charminggu@126.com

1000-4653(2018)01-0034-04

TB535;U661．44

A