徐 智，周勇祥，王 磊

（1. 招商局海通貿(mào)易有限公司，上海200126；2. 上海中船三井造船柴油機(jī)有限公司技術(shù)中心，上海 201306）

0 引 言

低速柴油機(jī)（以下簡稱主機(jī)）車間試車期間發(fā)生振動(dòng)會直接影響船東對主機(jī)質(zhì)量的觀感和滿意度。主機(jī)振動(dòng)過大會導(dǎo)致主機(jī)上的連接部件出現(xiàn)問題，如管系泄漏和螺栓損壞等，甚至?xí)绊懙皆囓嚺_設(shè)施的安全運(yùn)行。例如，在某5 缸機(jī)試車期間，劇烈的主機(jī)振動(dòng)導(dǎo)致試車臺位地軌損壞，使原已緊張的試車臺位更加難以滿足應(yīng)用要求，影響生產(chǎn)節(jié)點(diǎn)。為有效解決主機(jī)振動(dòng)問題，保證車間試車主機(jī)的安全性，提高主機(jī)的質(zhì)量，基于車間試車主機(jī)振動(dòng)測量情況，著重分析振動(dòng)較大機(jī)型的振動(dòng)特點(diǎn)，研究可行的減振方案，并在具體機(jī)型上對該方案的可行性進(jìn)行驗(yàn)證，提高客戶對主機(jī)振動(dòng)的觀感和滿意度，保證主機(jī)順利交付使用。通過改善主機(jī)的振動(dòng)狀況，使主機(jī)振動(dòng)滿足要求。

1 車間試車主機(jī)振動(dòng)測量結(jié)果分析

首先關(guān)注7 缸及7 缸以下主機(jī)的車間試車振動(dòng)狀況和特點(diǎn)。某5 缸600 mm缸徑主機(jī)作為中小型船舶采用的主力機(jī)型之一，在車間試車過程中多次出現(xiàn)劇烈振動(dòng)的情況，其中6#前后端主機(jī)本體振動(dòng)單諧次最大值甚至達(dá)到了±75 mm/s（TP1，84.3 r/min），超出許可值50%。此外，試車臺底座在主機(jī)試車時(shí)存在冒泥漿現(xiàn)象，測得的試車臺底座振動(dòng)（FV1，80.9/83.0/84.3 r/min）也超過了參考值（±10 mm/s），臺位運(yùn)行存在安全隱患。該5 缸600 mm缸徑主機(jī)車間試車期間振動(dòng)（橫向）測量結(jié)果見圖1。6 缸主機(jī)和7 缸主機(jī)振動(dòng)狀況整體較好，沒有出現(xiàn)超出MDT（MAN Diesel & Turbo）公司給出的限制值的情況。通過對5 缸～7 缸主機(jī)的測量結(jié)果進(jìn)行匯總分析，初步發(fā)現(xiàn)以下特點(diǎn)：

圖1 某5缸600 mm缸徑主機(jī)車間試車期間振動(dòng)（橫向）測量結(jié)果

1）振動(dòng)最大的方向都是橫向（操縱側(cè)—排氣側(cè)方向），主機(jī)自由端與推力端的振動(dòng)幅值相近；

2）橫向振動(dòng)主諧次與主機(jī)缸數(shù)相同，即5 缸主機(jī)為5 諧次，6 缸主機(jī)為6 諧次，7 缸主機(jī)為7 諧次。

其次對7 缸及7 缸以上主機(jī)的振動(dòng)測量數(shù)據(jù)進(jìn)行匯總分析。9 缸主機(jī)的振動(dòng)狀況最為惡劣，某9 缸900 mm缸徑主機(jī)MK9.2 和MK10.2 系列中部分超出了MAN的限制。8 缸、10 缸和11 缸主機(jī)的振動(dòng)狀況滿足要求；振動(dòng)最大的方向都是橫向（操縱側(cè)—排氣側(cè)方向），主機(jī)自由端與推力端的振動(dòng)幅度相近，遠(yuǎn)大于中間部位的振幅；橫向振動(dòng)主諧次與主機(jī)缸數(shù)有關(guān)，8 缸主機(jī)為5 諧次，9 缸主機(jī)為6 諧次，10 缸主機(jī)為6 諧次和7諧次，11 缸主機(jī)為5 諧次和8 諧次。車間試車主機(jī)振動(dòng)的激勵(lì)主要來自橫向的傾覆力矩。傾覆力矩是由柴油機(jī)氣缸內(nèi)燃?xì)獗l(fā)壓力與往復(fù)慣性力合成引起的，由曲柄連桿機(jī)構(gòu)通過十字頭作用在機(jī)架導(dǎo)板上。由于各缸的側(cè)向推力是同時(shí)作用在機(jī)架的不同長度和高度位置上的，可將主機(jī)產(chǎn)生的傾覆力矩分為H型傾覆力矩和X型傾覆力矩，分別產(chǎn)生H型振動(dòng)模態(tài)和X型振動(dòng)模態(tài)（見圖2）。

圖2 H型振動(dòng)模態(tài)和X型振動(dòng)模態(tài)

對于缸數(shù)較少的主機(jī)（如5 缸主機(jī)和6 缸主機(jī)），其振動(dòng)主要由H型傾覆力矩導(dǎo)致；對于缸數(shù)較多的主機(jī)（如9 缸主機(jī)和10 缸主機(jī)），其主要激勵(lì)為X型傾覆力矩。主機(jī)缸數(shù)與主要激振力型式和諧次之間的關(guān)系見表1。車間試車各類主機(jī)振動(dòng)的實(shí)測結(jié)果與該理論高度契合。

表1 主機(jī)缸數(shù)與主要激振力型式和諧次之間的關(guān)系

2 減振方案的選取和設(shè)備規(guī)格的確定

為減弱主機(jī)振動(dòng)，可從振動(dòng)三要素中的激勵(lì)和系統(tǒng)2 個(gè)方面進(jìn)行分析。車間需確保機(jī)座和底座與混凝土之間的夾緊力和螺栓泵緊，通過增加螺栓數(shù)量或使用更大型的鐵凳增大主機(jī)振動(dòng)的固有頻率，從而降低MCR（Maximum Continuous Rating）轉(zhuǎn)速內(nèi)主機(jī)和底座的振動(dòng)幅值，存在的潛在風(fēng)險(xiǎn)是共振點(diǎn)依然沒有移出SMCR（Specified Maximum Continuous Rating）轉(zhuǎn)速。另外，對于船上使用的頂部支撐，由于主機(jī)本體距離車間側(cè)柱太遠(yuǎn)，且試車臺是循環(huán)使用的，該方案在車間難以實(shí)施。

車間試車時(shí)理論上可更換更大型的底座鐵凳，使主機(jī)振動(dòng)的固有頻率增大，達(dá)到降低主機(jī)振幅的目的。但是，以主機(jī)振動(dòng)劇烈的某9 缸900 mm缸徑主機(jī)為例，目前的鐵凳已是可使用的最大規(guī)格鐵凳，已到達(dá)車間試車臺地軌的邊緣，無法進(jìn)一步增大鐵凳的尺寸。同時(shí)，該方法的應(yīng)用效果存在較大的不確定性。另外，使用頂部支撐作為改變振動(dòng)系統(tǒng)的手段之一也難以在車間實(shí)施。

顯然，研究的重心應(yīng)是降低振動(dòng)激勵(lì)，車間主機(jī)振動(dòng)的激勵(lì)主要來自主機(jī)運(yùn)行時(shí)內(nèi)部的橫向傾覆力矩，而在柴油機(jī)的性能模式和SMCR等參數(shù)確定之后，從主機(jī)內(nèi)部無法降低該激振源，唯一的方法是對主機(jī)本體施加一個(gè)反方向的外部作用力，用于平衡傾覆力，達(dá)到減小振動(dòng)幅值的目的。目前市場上已有相應(yīng)的解決方案，即應(yīng)用電驅(qū)動(dòng)振動(dòng)補(bǔ)償器，該補(bǔ)償器一般應(yīng)用于船上主機(jī)項(xiàng)目中，置于主機(jī)上層平臺的排氣集管下方，與主機(jī)托架相連接，通過其內(nèi)部扇形塊的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)為主機(jī)提供一個(gè)額外的反向作用力，可在設(shè)定的轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)運(yùn)行，在主機(jī)振動(dòng)本就滿足要求的轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)關(guān)停，可靈活使用。

由以上分析可知，應(yīng)用電驅(qū)動(dòng)振動(dòng)補(bǔ)償器是車間試車期間靈活有效的主機(jī)振動(dòng)問題解決方案。

以傾覆力矩較大的某5 缸600 mm缸徑MK9.2 型主機(jī)為選型依據(jù)，其H型傾覆力矩主諧次為5 諧次，在SMCR為105 r/min時(shí)的5 次傾覆力矩為1 344 kN·m，考慮底腳螺栓與振動(dòng)補(bǔ)償器安裝平臺的高度差為7.09 m，計(jì)算出所需的平衡力為

式（1）中：為5 次傾覆力矩；為高度差；為需平衡的主諧次。

因此，選取廠家的C-40H型振動(dòng)補(bǔ)償器（最大平衡力為40 kgm）最為恰當(dāng)。此外，為滿足7 缸以上主機(jī)降低X型主機(jī)振動(dòng)的潛在需要，另選取另一臺C-65H型振動(dòng)補(bǔ)償器。

根據(jù)主機(jī)上空間布置和平衡力的需求，可選取其中1 臺安裝使用或2 臺同時(shí)安裝使用。

3 試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集和減振方案的可行性及有效性驗(yàn)證

根據(jù)車間試車計(jì)劃選定某6 缸800 mm缸徑MK9.5 型主機(jī)作為振動(dòng)補(bǔ)償器的試驗(yàn)機(jī)型。在該系列主機(jī)車間試車期間，分別對安裝在主機(jī)排氣集管下部的C-65H型振動(dòng)補(bǔ)償器和C-40H型振動(dòng)補(bǔ)償器進(jìn)行調(diào)試試驗(yàn)。首先將2 臺振動(dòng)補(bǔ)償器的平衡力調(diào)整到最大值。為使振動(dòng)補(bǔ)償器達(dá)到最優(yōu)效果，需根據(jù)主機(jī)振動(dòng)最大振幅所處轉(zhuǎn)速調(diào)整補(bǔ)償器的相位值，使其與主機(jī)激勵(lì)相位接近180°。圖3 為C-65H型振動(dòng)補(bǔ)償器在主機(jī)轉(zhuǎn)速為52.7 r/min時(shí)各相位對應(yīng)的主機(jī)振動(dòng)幅值。從圖3 中可看出，當(dāng)振動(dòng)補(bǔ)償器的相位設(shè)定為19°時(shí)，主機(jī)振動(dòng)的主諧次（即6 諧次）振動(dòng)幅值最小，振動(dòng)補(bǔ)償器效果最佳。完成設(shè)定之后，對各轉(zhuǎn)速下的主機(jī)振動(dòng)進(jìn)行測量。對于C-40H型振動(dòng)補(bǔ)償器，也按該程序完成試驗(yàn)工作。

圖3 C-65H型振動(dòng)補(bǔ)償器運(yùn)行時(shí)主機(jī)振動(dòng)測量值（相位測定）

在各轉(zhuǎn)速下，振動(dòng)補(bǔ)償器不運(yùn)行和分別運(yùn)行C-40H型振動(dòng)補(bǔ)償器、C-65H型振動(dòng)補(bǔ)償器時(shí)的振動(dòng)測量結(jié)果見圖4。

圖4 某6缸800 mm缸徑MK9.5型主機(jī)振動(dòng)測量結(jié)果

從以上試驗(yàn)結(jié)果中可看出，C-40H型振動(dòng)補(bǔ)償器和C-65H 型振動(dòng)補(bǔ)償器均能明顯降低試驗(yàn)主機(jī)試車期間的振動(dòng)，以52.7 r/min轉(zhuǎn)速為例，分別降低了35%和56%，減振效果良好。

另外，針對不同主機(jī)的需求，該減振技術(shù)中的電驅(qū)動(dòng)振動(dòng)補(bǔ)償器可調(diào)整其最大平衡力，防止出現(xiàn)過度補(bǔ)償；同時(shí)，可適時(shí)調(diào)整使用范圍，設(shè)定其運(yùn)行的主機(jī)轉(zhuǎn)速區(qū)間，如在開展車間驗(yàn)證試驗(yàn)時(shí)設(shè)定35 ～58 r/min的轉(zhuǎn)速區(qū)間，在其他不需要的負(fù)荷范圍內(nèi)自動(dòng)停止運(yùn)行，既取得最佳減振效果，又可減少補(bǔ)償器本身的耗損。

4 結(jié) 語

本文通過對若干型低速柴油機(jī)的振動(dòng)特性進(jìn)行分析，開展了振動(dòng)研究，確定了采用電驅(qū)動(dòng)振動(dòng)補(bǔ)償器進(jìn)行低速柴油機(jī)振動(dòng)控制的方案，并在典型機(jī)型上進(jìn)行了減振試驗(yàn)驗(yàn)證，達(dá)到了預(yù)期的減振效果，得出了振動(dòng)補(bǔ)償?shù)南嚓P(guān)要點(diǎn)和規(guī)律，一方面提升了車間試車的振動(dòng)安全性，另一方面為實(shí)船低速柴油機(jī)減振提供了有效措施。目前，國內(nèi)的電驅(qū)動(dòng)振動(dòng)補(bǔ)償器整套設(shè)備都需從國外進(jìn)口，若能實(shí)現(xiàn)該產(chǎn)品和服務(wù)的國產(chǎn)化，則將大幅降低低速柴油機(jī)廠家采用該減振方案耗費(fèi)的資金成本和時(shí)間成本，使該方案得到更廣泛的應(yīng)用。