王 京， 鄭英男， 張 濤

(中海工業(yè)(江蘇)有限公司,江蘇 揚州 225211)

1 軸系扭振的機理與危害

船舶推進軸系是船舶動力裝置的一個重要組成部分，承擔(dān)著將主機功率傳遞至螺旋槳并推動船舶前進的重任。軸系在船舶航行過程中會承受到多種復(fù)雜的力的作用，最主要的就是主機施加的扭轉(zhuǎn)力與螺旋槳施加的向前推力。

扭振顧名思義就是由于扭轉(zhuǎn)而產(chǎn)生的振動，由于柴油機并非是絕對的勻速運轉(zhuǎn)，而是在氣缸內(nèi)氣體周期性的變化而產(chǎn)生轉(zhuǎn)速變化，同時柴油機曲軸受到的重力變化、螺旋槳受到的海水沖擊變化等，都會造成軸系受到周期性的交變作用，因此產(chǎn)生了扭轉(zhuǎn)振動。

嚴(yán)重的扭轉(zhuǎn)振動可能導(dǎo)致傳動齒輪齒面點蝕和齒斷裂、軸系局部高溫發(fā)熱、曲軸及中間軸斷裂等等，因此，強烈的軸系扭振將會給船舶的航行安全帶來嚴(yán)重的威脅。

2 軸系扭振超標(biāo)案例介紹

某型號遠(yuǎn)洋貨船基本參數(shù)見表1。

首制船試航時進行了軸系扭振測量：主機6缸正常發(fā)火時，在58.21 r/min測到1節(jié)6諧次共振轉(zhuǎn)速，測試與計算頻率對比見表2。

表1 某型號遠(yuǎn)洋散貨船基本參數(shù)

表2 共振轉(zhuǎn)速、實測頻率對比表

軸系計算頻率與實測頻率的相對誤差為0.95%，滿足規(guī)范要求，故可以根據(jù)測點振幅按自由振動的Holzer表進行推算軸系各部件承受的扭振力矩或扭應(yīng)力，計算結(jié)果見表3。

由表3可知，中間軸在臨界轉(zhuǎn)速時所受到的應(yīng)力已非常接近瞬時許用值，幾乎沒有裕度，且在主機1缸熄火的工況下，測得的中間軸應(yīng)力高達115 N/mm2，超過瞬時許用值，不滿足船舶規(guī)范要求。

3 問題原因分析

在船舶設(shè)計過程中，軸系的扭振計算是必須進行的步驟。主機6缸正常發(fā)火時，該船的中間軸應(yīng)力計算曲線見圖1。

表3 軸系扭轉(zhuǎn)應(yīng)力與扭矩計算表

圖1 中間軸應(yīng)力計算曲線

由圖1可知，中間軸的扭曲應(yīng)力最大值應(yīng)該為98 N/mm2，但是實際測得的應(yīng)力大大超過了計算值，這種情況是極不正常的。查詢資料得知，原軸系扭振計算書在軸系計算時將軸系簡化為集總參數(shù)模型進行計算，簡化模型見圖2。

圖2 簡化模型

此模型將軸系多質(zhì)量系統(tǒng)簡化為三種基本元件組成的系統(tǒng)：剛性均質(zhì)圓盤元件、無慣量扭轉(zhuǎn)彈性元件和無慣量阻尼元件。圖2中標(biāo)注在圓盤上的數(shù)字表示該元件的轉(zhuǎn)動慣量，標(biāo)注在軸段上的數(shù)字表示無慣量扭轉(zhuǎn)彈性元件的內(nèi)外直徑，標(biāo)注在下方帶有百分號的數(shù)字表示無慣量阻尼元件的阻尼系數(shù)。

圖3 修正參數(shù)后，中間軸應(yīng)力計算曲線

對全部參數(shù)進行了逐一排查，發(fā)現(xiàn)圖中右下角的螺旋槳阻尼系數(shù)5.5%,該參數(shù)存在重大問題。根據(jù)原計算書中描述，5.5%的的阻尼系數(shù)是根據(jù)習(xí)慣經(jīng)驗進行選取的，但查詢MAN公司提供的扭振計算公式發(fā)現(xiàn)，當(dāng)轉(zhuǎn)速禁區(qū)內(nèi)扭振峰值的轉(zhuǎn)速低于主機選定最大持續(xù)功率時轉(zhuǎn)速的50%時，螺旋槳的阻尼系數(shù)不能再選取5.5%，而是要按照MAN公司推薦的公式進行計算。該船共振臨界轉(zhuǎn)速nc=58 rpm，小于主機選定最大持續(xù)功率時轉(zhuǎn)速的50%(127×0.5=63.5 rpm)。按MAN B&W公司推薦，螺旋槳阻尼系數(shù)ρ修正如下：

(1)

使用修正過的參數(shù)ρ重新對軸系扭振進行計算，主機6缸正常發(fā)火時，中間軸應(yīng)力計算曲線見圖3。

計算結(jié)果顯示，中間軸在扭振峰值時承受的應(yīng)力高達110 N/mm2，與實測結(jié)果一致，證明錯誤選擇的阻尼系數(shù)正是造成扭振超標(biāo)的原因。

4 解決方案選擇

扭振超標(biāo)問題的改善，通常有以下幾種解決方案：增加軸系扭振減振器、更換更大轉(zhuǎn)動慣量的調(diào)頻輪、增大中間軸直徑、提高中間軸的材料強度、降低螺旋槳慣性矩等。

對于增大中間軸直徑、提高中間軸的材料強度兩種方案來說，需要重新鍛造中間軸，原來的中間軸作廢，且主機環(huán)氧需要重新進行澆筑，成本很高；降低螺旋槳慣性矩的方案需要重新設(shè)計鑄造螺旋槳，相應(yīng)的主機轉(zhuǎn)速也要進行調(diào)整，成本較前兩種更高?？紤]到控制成本的因素，在增加軸系扭振減振器和更換更大轉(zhuǎn)動慣量的調(diào)頻輪兩種方案之間進行選擇。

1) 增加軸系扭振減振器

為了及時交付首制船，為該船選擇了增加軸系扭振減振器的方案。

選用Geislinger扭振減振器，安裝在主機自由端原調(diào)頻輪的位置，通過減振器內(nèi)部的阻尼作用，可以有效減少扭振發(fā)生時的振幅。經(jīng)過試航檢驗，在主機6缸正常發(fā)火時，測得的中間軸應(yīng)力為47.93 N/mm2，大大低于之前的應(yīng)力值109.86 N/mm2，取得了良好的減振效果，而且各個轉(zhuǎn)速下中間軸的應(yīng)力不僅低于瞬時許用值(111 N/mm2)，更低于持續(xù)許用值(65.29 N/mm2)，可以不用設(shè)置轉(zhuǎn)速禁區(qū)。

2) 更換更大轉(zhuǎn)動慣量的調(diào)頻輪

圖4 調(diào)頻輪轉(zhuǎn)動慣量為12 000 kg·m時，中間軸應(yīng)力計算曲線

由于Geislinger減振器是進口產(chǎn)品，成本很高，如果全系列船均使用減振器會使船舶的建造成本大幅提升，在后續(xù)船供貨期限滿足的情況下應(yīng)選擇成本更低的更換調(diào)頻輪的方案。

主機的選擇根據(jù)原扭振計算書的結(jié)果，匹配了轉(zhuǎn)動慣量8 000 kg·m2的調(diào)頻輪，更正原計算書的錯誤，使用正確的參數(shù)重新計算并選取合理的調(diào)頻輪轉(zhuǎn)動慣量。

將阻尼系數(shù)選取為5.0%進行軸系扭振計算，在滿足中間軸應(yīng)力要求時，調(diào)頻輪轉(zhuǎn)動慣量選取為12 000 kg·m2，主機6缸正常發(fā)火時，中間軸應(yīng)力計算曲線見圖4。

圖4中理論計算結(jié)果顯示中間軸應(yīng)力為101 N/mm2，低于瞬時許用值111 N/mm2，并有大約10%的裕量。經(jīng)過試航時的實測檢驗，在主機6缸正常發(fā)火時，軸系各部應(yīng)力實測結(jié)果見表4。

實測結(jié)果表明改進后中間軸承受的應(yīng)力較使用原調(diào)頻輪時有了一定幅度的下降，與理論計算結(jié)果101 N/mm2比較吻合，誤差僅為1.3%，可以滿足使用要求。

5 結(jié) 語

介紹了一起由于軸系計算參數(shù)選取錯誤導(dǎo)致的軸系扭振超標(biāo)事例，在找到引起問題的關(guān)鍵原因后，針對不同的個體情況采取了不同的方案，這些方案各自具備以下特點，需要根據(jù)實際情況進行選?。?/p>

1.增加減振器方案：優(yōu)點是減振效果好，而且可不設(shè)轉(zhuǎn)速禁區(qū)，缺點是成本高、使用維護較復(fù)雜、存在失效風(fēng)險。

2.更換調(diào)頻輪方案：優(yōu)點是成本相對低廉、純機械部件結(jié)構(gòu)簡單、可靠性好，缺點是減振效果沒有減振器好，需要根據(jù)實際情況設(shè)置轉(zhuǎn)速禁區(qū)，且生產(chǎn)周期較長。

參考文獻：

[1] 王萬華,耿厚才,張玉蓮,等. 7.6萬噸級散貨船軸系扭振性能改進的研究[J].造船技術(shù), 2005(6)：25-29.

[2] 于招陽,徐筱欣,車馳東. 57 000噸散貨船軸系扭振實測分析與改進設(shè)計[J].噪聲與振動控制,2011(3)：99-103.

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