低转速时推进系统扭转振动分析

范骏威 杨卫英 于姝雯

（中国船舶及海洋工程设计研究院 上海200011）

引 言

某船推进系统采用双机双桨推进形式，由两台16PC2-6V400中速船用柴油机，两只盖斯林格联轴节，两台减速齿轮箱以及两套带有可调桨的轴系组成。近期，该船由于盖斯林格联轴节轴向反作用力过大，轴向、径向和角向补偿能力较差等原因，实施了把两只盖斯林格联轴节更换为橡胶弹性联轴节的改装任务。改装完成后在进行改装系泊和航行试验过程中，出现了主机在200～270 r/min区间齿轮箱齿面敲击的现象。为此，重点对推进系统低转速时的扭转振动计算进行了校核和分析，同时实船进行了扭转振动测量。

1 低转速时扭转振动计算分析

1.1 原推进系统低转速时扭转振动计算

某船原推进系统主要由16PC2-6V400中速船用柴油机、盖斯林格联轴节、减速齿轮箱以及轴系和可调桨等组成。16PC2-6V400中速船用柴油机的额定功率为8 800 kW、转速为520 r/min，主机怠速为220 r/min，减速齿轮箱减速比为4.5 ： 1。盖斯林格联轴节型号为BC110X30-140，额定扭矩为226 kN·m，许用阻尼扭矩为9.9 kN·m，动态扭转刚度为1.66 MN·m/rad，许用轴向位移4.0 mm，许用径向位移0.9 mm。根据推进系统各质量的转动惯量和阻尼，可得到扭振计算当量图（见图1）。按主机安装8块平衡块，两缸发火间隔角为45°，螺旋桨螺距比为零螺距以及满螺距时的扭振固有频率计算，所得结果见表1。齿轮箱振动扭矩图分别见图2 -图5。当转速比r（n/ne）≤0.9时，齿轮箱许用振动扭矩值为柴油机的平均扭矩M=9.55×（Ne/ne）×（n/ne）2，kN·m；在 r=0.9～1.05范围内，一般不超过全负荷平均扭矩的30%。［1-2］

r/min由图2 -图5可知，在主机工作转速200～300 r/min区间内，零螺距、满螺距工况，齿轮扭矩在1谐次的一阶固有频率处存在峰值，分别为1.7 kN·m、1.6 kN·m。齿轮振动扭矩整体均远小于齿轮箱理论许用扭振扭矩45 kN·m。

表1 推进系统扭转振动固有频率计算结果

1.2 更换为橡胶弹性联轴节的推进系统低转速时扭转振动计算

由于盖斯林格联轴节轴向反作用力过大，轴向、径向和角向补偿能力差等原因，该船把盖斯林格联轴节更换为LS4820橡胶高弹性联轴节。LS4820橡胶高弹性联轴节的额定扭矩为200 kN·m，许用变动转矩±50 kN·m，动态扭转刚度800±120 MN·m/rad，相对阻尼系统0.75，许用轴向位移±12 mm，许用径向位移±14 mm。根据推进系统各质量的转动惯量和阻尼，扭振计算当量图参见图1，联轴节的刚度、转动惯量和阻尼改为橡胶高弹性联轴节的相关参数；按主机安装8块平衡块，两缸发火间隔角为45°，螺旋桨螺距比为零螺距和满螺距时的扭振固有频率计算结果见表2；齿轮箱振动扭矩图分别见图6以及下页图7和图8。

表2 推进系统扭转振动固有频率计算结果

从图6 -图8可以看出，更换为橡胶高弹联轴节后，在主机工作转速200～300 r/min区间内，零螺距工况时，1谐次在第一阶固有频率245 r/min处齿轮扭矩为4.8 kN·m；满螺距工况时，1谐次在第一阶固有频率200 r/min处齿轮扭矩为2.0 kN·m，其数值均大于采用盖斯林格联轴节齿轮扭矩值，但整体均远小于齿轮箱理论许用扭振扭矩。

2 扭转振动测量分析

从上述扭转振动计算的情况来看，更换为橡胶高弹联轴节后，虽然一阶共振转速处的齿轮扭矩值有所增加，但均小于齿轮箱理论许用扭振扭矩值，因此理论上不应发生齿轮箱齿面敲击。但实际在系泊和航行试验时，在主机200～275 r/min时，出现了齿轮箱齿击现象。

表3 零螺距工况共振转速测试情况r/min

为此，进行了推进系统的扭转振动测量，零螺距工况和联控工况的部分测试数据见图9和图10，固有频率测量结果［3］见表3以及下页表4。两种工况的扭振固有频率测试结果均与零螺距工况的固有频率计算结果基本吻合，误差在5%以内，这是因为主机在联控工况低转速运行时，螺旋桨负荷低。惯量变化小，推进系统的扭振特征频率与零螺距工况十分接近。

表4 联控工况共振转速测试情况r/min

依据推进系统扭转振动测试数据，推算得到齿轮扭矩与轴段应力值，参见表5以及下页表6。当实测共振转速为240.9 r/min时，1谐次的齿轮箱扭矩为6.3 kN·m，大于零螺距工况1谐次齿轮箱扭矩计算值（4.8 kN·m）。

表5 零螺距试验工况扭振测试结果

表6 联控试验工况扭振测试结果

3 原因分析及解决措施

3.1 原因分析

齿轮箱齿击是指当齿轮主动轴变动扭矩超过主机平均输出扭矩时，齿轮上会出现负扭矩，造成齿面敲击［4］，一般是由扭转振动共振或系统受冲击引起的［5］。该船可排除系统受冲击原因，因此初步原因可认为是由于在扭转振动共振转速240.9 r/min时1谐次的齿轮箱扭矩6.3 kN·m超过了主机实际平均输出扭矩。主机平均输出扭矩按照理论计算为34.7 kN·m，虽然远大于6.3 kN·m，但主机低转速运行时，主机各气缸发火不均匀，使柴油机实际平均输出扭矩小于理论值，从而可能造成共振转速处的齿轮变动转矩超过了柴油机平均扭矩，齿轮啮合过程因扭转而敲击齿面。

为验证上述原因，我们对柴油机低转速区的主机排温进行了测量记录，并对一缸熄火工况的振动情况进行了对比分析。

结合主机扭转振动测试，对主机各气缸排气温度的测量情况见下页表7、表8所示。可见，在200～270 r/min范围内，各气缸发火很不均匀。某些缸排温很低，可近似认为处于熄火状态，此时主机的输出平均扭矩必小于理论值（由于原轴系没安装遥测功率仪，无法测出扭矩值）。

同时以一缸熄火工况来模拟各气缸发火不均匀的情况，经计算得到采用橡胶高弹联轴节零螺距工况单缸熄火时齿轮扭转力矩曲线见下页图11和图12。

表7 零螺距工况各气缸排温情况

表8 联控试验工况各气缸排温情况

可见，在240.9 r/min时，1谐次的齿轮扭矩为8.9 kN·m，虽仍小于齿轮箱理论许用扭振扭矩值34.7 kN·m，但相比正常发火工况的计算结果，齿轮箱扭矩明显增大。

综上，在240.9 r/min时，1谐次的齿轮箱扭矩测试结果为6.3 kN·m，大于零螺距工况正常发火时1谐次的齿轮箱扭矩计算值（4.8 kN·m），小于零螺距工况单缸熄火时1谐次的齿轮箱扭矩计算值（8.9 kN·m），说明主机各气缸发火的不均匀性，一定程度影响了齿轮箱扭转振动的稳定性。当齿轮箱转矩超过柴油机的平均扭矩（齿轮箱的许用振动扭矩值时），造成齿轮箱齿击现象的产生。对比盖斯林格联轴器零螺距工况，单缸熄火时，齿轮扭转力矩曲线如图13所示。单缸熄火（在275 r/min）时，1谐次的齿轮扭矩为10 kN·m，同样相比正常发火工况的计算结果，齿轮箱扭矩明显增大。但此时由于1谐次固有频率275 r/min较240.9 r/min高，主机各气缸发火不均匀性有所改善。因此在原船采用盖斯林格联轴节时没有发生齿击现象。

3.2 解决措施

根据上述原因分析，为解决齿轮箱齿击问题，一是通过改变联轴节的刚度，使共振转速降低到200 r/min以下，但这将影响交船周期；二是采取主机快速通过共振转速的方法。根据此次扭振测量，实测共振转速为1.0谐次241.6 r/min，按CCS规范对转速禁区的划定，转速禁区范围为16 nc/（18-r）～（18-r）nc/16［6］，由此计算的转速禁区范围为220～265 r/min。为避开该共振转速，可调整主机控制策略，快速通过该转速禁区，但由于船东不同意在主机怠速至额定转速区间内设置转速禁区，故考虑把主机怠速提高到265 r/min。根据现场观察，柴油机在275 r/min以上转速时，齿轮箱的齿轮敲击现象已完全消失，因此最终经主机厂同意后，把主机的怠速由原来的200 r/min调整至280 r/min，使主机在启动过程中就快速通过了共振转速。

4 结 论

某船推进系统中联轴节的更改带来的齿轮箱齿击现象，虽然最终通过调整主机怠速解决了，但是由此带来的启示是对于推进系统低转速区扭转振动的计算应予以特别关注，尤其对于推进系统不带离合器，主机直接起动驱动齿轮箱和轴系螺旋桨的情况，需结合一缸的扭振幅值综合考虑。另外，对于低转速区主机发火不均匀和调距桨低转速小螺距时，主机实际输出平均扭矩小于理论许用振动扭矩计算值的问题，有待后续进一步研究。

［1］ 王祺.内燃机轴系扭转振动［M］.大连：大连理工大学出版社，1991：103-128.

［2］ 中国船级社.船上振动控制指南［S］.北京：人民交通出版社，2000：84-85.

［3］ 711所.某船扭转振动测试报告［R］. 2017：7-12.

［4］ 施仲篪.轮机学［M］.上海：上海交通大学出版社，1988：198-199.

［5］ 朱树文.船舶动力装置原理与设计［M］.上海：上海交通大学出版社，1985：395-396.

［6］ 中国船级社.钢质海船入级规范［M］.北京：人民交通出版社，2012：248-249.