范駿威 楊衛(wèi)英 于姝雯

（中國船舶及海洋工程設(shè)計研究院 上海200011）

引 言

某船推進系統(tǒng)采用雙機雙槳推進形式，由兩臺16PC2-6V400中速船用柴油機，兩只蓋斯林格聯(lián)軸節(jié)，兩臺減速齒輪箱以及兩套帶有可調(diào)槳的軸系組成。近期，該船由于蓋斯林格聯(lián)軸節(jié)軸向反作用力過大，軸向、徑向和角向補償能力較差等原因，實施了把兩只蓋斯林格聯(lián)軸節(jié)更換為橡膠彈性聯(lián)軸節(jié)的改裝任務(wù)。改裝完成后在進行改裝系泊和航行試驗過程中，出現(xiàn)了主機在200～270 r/min區(qū)間齒輪箱齒面敲擊的現(xiàn)象。為此，重點對推進系統(tǒng)低轉(zhuǎn)速時的扭轉(zhuǎn)振動計算進行了校核和分析，同時實船進行了扭轉(zhuǎn)振動測量。

1 低轉(zhuǎn)速時扭轉(zhuǎn)振動計算分析

1.1 原推進系統(tǒng)低轉(zhuǎn)速時扭轉(zhuǎn)振動計算

某船原推進系統(tǒng)主要由16PC2-6V400中速船用柴油機、蓋斯林格聯(lián)軸節(jié)、減速齒輪箱以及軸系和可調(diào)槳等組成。16PC2-6V400中速船用柴油機的額定功率為8 800 kW、轉(zhuǎn)速為520 r/min，主機怠速為220 r/min，減速齒輪箱減速比為4.5 ： 1。蓋斯林格聯(lián)軸節(jié)型號為BC110X30-140，額定扭矩為226 kN·m，許用阻尼扭矩為9.9 kN·m，動態(tài)扭轉(zhuǎn)剛度為1.66 MN·m/rad，許用軸向位移4.0 mm，許用徑向位移0.9 mm。根據(jù)推進系統(tǒng)各質(zhì)量的轉(zhuǎn)動慣量和阻尼，可得到扭振計算當量圖（見圖1）。按主機安裝8塊平衡塊，兩缸發(fā)火間隔角為45°，螺旋槳螺距比為零螺距以及滿螺距時的扭振固有頻率計算，所得結(jié)果見表1。齒輪箱振動扭矩圖分別見圖2 -圖5。當轉(zhuǎn)速比r（n/ne）≤0.9時，齒輪箱許用振動扭矩值為柴油機的平均扭矩M=9.55×（Ne/ne）×（n/ne）2，kN·m；在 r=0.9～1.05范圍內(nèi)，一般不超過全負荷平均扭矩的30%。［1-2］

r/min由圖2 -圖5可知，在主機工作轉(zhuǎn)速200～300 r/min區(qū)間內(nèi)，零螺距、滿螺距工況，齒輪扭矩在1諧次的一階固有頻率處存在峰值，分別為1.7 kN·m、1.6 kN·m。齒輪振動扭矩整體均遠小于齒輪箱理論許用扭振扭矩45 kN·m。

表1 推進系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動固有頻率計算結(jié)果

1.2 更換為橡膠彈性聯(lián)軸節(jié)的推進系統(tǒng)低轉(zhuǎn)速時扭轉(zhuǎn)振動計算

由于蓋斯林格聯(lián)軸節(jié)軸向反作用力過大，軸向、徑向和角向補償能力差等原因，該船把蓋斯林格聯(lián)軸節(jié)更換為LS4820橡膠高彈性聯(lián)軸節(jié)。LS4820橡膠高彈性聯(lián)軸節(jié)的額定扭矩為200 kN·m，許用變動轉(zhuǎn)矩±50 kN·m，動態(tài)扭轉(zhuǎn)剛度800±120 MN·m/rad，相對阻尼系統(tǒng)0.75，許用軸向位移±12 mm，許用徑向位移±14 mm。根據(jù)推進系統(tǒng)各質(zhì)量的轉(zhuǎn)動慣量和阻尼，扭振計算當量圖參見圖1，聯(lián)軸節(jié)的剛度、轉(zhuǎn)動慣量和阻尼改為橡膠高彈性聯(lián)軸節(jié)的相關(guān)參數(shù)；按主機安裝8塊平衡塊，兩缸發(fā)火間隔角為45°，螺旋槳螺距比為零螺距和滿螺距時的扭振固有頻率計算結(jié)果見表2；齒輪箱振動扭矩圖分別見圖6以及下頁圖7和圖8。

表2 推進系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動固有頻率計算結(jié)果

從圖6 -圖8可以看出，更換為橡膠高彈聯(lián)軸節(jié)后，在主機工作轉(zhuǎn)速200～300 r/min區(qū)間內(nèi)，零螺距工況時，1諧次在第一階固有頻率245 r/min處齒輪扭矩為4.8 kN·m；滿螺距工況時，1諧次在第一階固有頻率200 r/min處齒輪扭矩為2.0 kN·m，其數(shù)值均大于采用蓋斯林格聯(lián)軸節(jié)齒輪扭矩值，但整體均遠小于齒輪箱理論許用扭振扭矩。

2 扭轉(zhuǎn)振動測量分析

從上述扭轉(zhuǎn)振動計算的情況來看，更換為橡膠高彈聯(lián)軸節(jié)后，雖然一階共振轉(zhuǎn)速處的齒輪扭矩值有所增加，但均小于齒輪箱理論許用扭振扭矩值，因此理論上不應(yīng)發(fā)生齒輪箱齒面敲擊。但實際在系泊和航行試驗時，在主機200～275 r/min時，出現(xiàn)了齒輪箱齒擊現(xiàn)象。

表3 零螺距工況共振轉(zhuǎn)速測試情況r/min

為此，進行了推進系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動測量，零螺距工況和聯(lián)控工況的部分測試數(shù)據(jù)見圖9和圖10，固有頻率測量結(jié)果［3］見表3以及下頁表4。兩種工況的扭振固有頻率測試結(jié)果均與零螺距工況的固有頻率計算結(jié)果基本吻合，誤差在5%以內(nèi)，這是因為主機在聯(lián)控工況低轉(zhuǎn)速運行時，螺旋槳負荷低。慣量變化小，推進系統(tǒng)的扭振特征頻率與零螺距工況十分接近。

表4 聯(lián)控工況共振轉(zhuǎn)速測試情況r/min

依據(jù)推進系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動測試數(shù)據(jù)，推算得到齒輪扭矩與軸段應(yīng)力值，參見表5以及下頁表6。當實測共振轉(zhuǎn)速為240.9 r/min時，1諧次的齒輪箱扭矩為6.3 kN·m，大于零螺距工況1諧次齒輪箱扭矩計算值（4.8 kN·m）。

表5 零螺距試驗工況扭振測試結(jié)果

表6 聯(lián)控試驗工況扭振測試結(jié)果

3 原因分析及解決措施

3.1 原因分析

齒輪箱齒擊是指當齒輪主動軸變動扭矩超過主機平均輸出扭矩時，齒輪上會出現(xiàn)負扭矩，造成齒面敲擊［4］，一般是由扭轉(zhuǎn)振動共振或系統(tǒng)受沖擊引起的［5］。該船可排除系統(tǒng)受沖擊原因，因此初步原因可認為是由于在扭轉(zhuǎn)振動共振轉(zhuǎn)速240.9 r/min時1諧次的齒輪箱扭矩6.3 kN·m超過了主機實際平均輸出扭矩。主機平均輸出扭矩按照理論計算為34.7 kN·m，雖然遠大于6.3 kN·m，但主機低轉(zhuǎn)速運行時，主機各氣缸發(fā)火不均勻，使柴油機實際平均輸出扭矩小于理論值，從而可能造成共振轉(zhuǎn)速處的齒輪變動轉(zhuǎn)矩超過了柴油機平均扭矩，齒輪嚙合過程因扭轉(zhuǎn)而敲擊齒面。

為驗證上述原因，我們對柴油機低轉(zhuǎn)速區(qū)的主機排溫進行了測量記錄，并對一缸熄火工況的振動情況進行了對比分析。

結(jié)合主機扭轉(zhuǎn)振動測試，對主機各氣缸排氣溫度的測量情況見下頁表7、表8所示。可見，在200～270 r/min范圍內(nèi)，各氣缸發(fā)火很不均勻。某些缸排溫很低，可近似認為處于熄火狀態(tài)，此時主機的輸出平均扭矩必小于理論值（由于原軸系沒安裝遙測功率儀，無法測出扭矩值）。

同時以一缸熄火工況來模擬各氣缸發(fā)火不均勻的情況，經(jīng)計算得到采用橡膠高彈聯(lián)軸節(jié)零螺距工況單缸熄火時齒輪扭轉(zhuǎn)力矩曲線見下頁圖11和圖12。

表7 零螺距工況各氣缸排溫情況

表8 聯(lián)控試驗工況各氣缸排溫情況

可見，在240.9 r/min時，1諧次的齒輪扭矩為8.9 kN·m，雖仍小于齒輪箱理論許用扭振扭矩值34.7 kN·m，但相比正常發(fā)火工況的計算結(jié)果，齒輪箱扭矩明顯增大。

綜上，在240.9 r/min時，1諧次的齒輪箱扭矩測試結(jié)果為6.3 kN·m，大于零螺距工況正常發(fā)火時1諧次的齒輪箱扭矩計算值（4.8 kN·m），小于零螺距工況單缸熄火時1諧次的齒輪箱扭矩計算值（8.9 kN·m），說明主機各氣缸發(fā)火的不均勻性，一定程度影響了齒輪箱扭轉(zhuǎn)振動的穩(wěn)定性。當齒輪箱轉(zhuǎn)矩超過柴油機的平均扭矩（齒輪箱的許用振動扭矩值時），造成齒輪箱齒擊現(xiàn)象的產(chǎn)生。對比蓋斯林格聯(lián)軸器零螺距工況，單缸熄火時，齒輪扭轉(zhuǎn)力矩曲線如圖13所示。單缸熄火（在275 r/min）時，1諧次的齒輪扭矩為10 kN·m，同樣相比正常發(fā)火工況的計算結(jié)果，齒輪箱扭矩明顯增大。但此時由于1諧次固有頻率275 r/min較240.9 r/min高，主機各氣缸發(fā)火不均勻性有所改善。因此在原船采用蓋斯林格聯(lián)軸節(jié)時沒有發(fā)生齒擊現(xiàn)象。

3.2 解決措施

根據(jù)上述原因分析，為解決齒輪箱齒擊問題，一是通過改變聯(lián)軸節(jié)的剛度，使共振轉(zhuǎn)速降低到200 r/min以下，但這將影響交船周期；二是采取主機快速通過共振轉(zhuǎn)速的方法。根據(jù)此次扭振測量，實測共振轉(zhuǎn)速為1.0諧次241.6 r/min，按CCS規(guī)范對轉(zhuǎn)速禁區(qū)的劃定，轉(zhuǎn)速禁區(qū)范圍為16 nc/（18-r）～（18-r）nc/16［6］，由此計算的轉(zhuǎn)速禁區(qū)范圍為220～265 r/min。為避開該共振轉(zhuǎn)速，可調(diào)整主機控制策略，快速通過該轉(zhuǎn)速禁區(qū)，但由于船東不同意在主機怠速至額定轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)設(shè)置轉(zhuǎn)速禁區(qū)，故考慮把主機怠速提高到265 r/min。根據(jù)現(xiàn)場觀察，柴油機在275 r/min以上轉(zhuǎn)速時，齒輪箱的齒輪敲擊現(xiàn)象已完全消失，因此最終經(jīng)主機廠同意后，把主機的怠速由原來的200 r/min調(diào)整至280 r/min，使主機在啟動過程中就快速通過了共振轉(zhuǎn)速。

4 結(jié) 論

某船推進系統(tǒng)中聯(lián)軸節(jié)的更改帶來的齒輪箱齒擊現(xiàn)象，雖然最終通過調(diào)整主機怠速解決了，但是由此帶來的啟示是對于推進系統(tǒng)低轉(zhuǎn)速區(qū)扭轉(zhuǎn)振動的計算應(yīng)予以特別關(guān)注，尤其對于推進系統(tǒng)不帶離合器，主機直接起動驅(qū)動齒輪箱和軸系螺旋槳的情況，需結(jié)合一缸的扭振幅值綜合考慮。另外，對于低轉(zhuǎn)速區(qū)主機發(fā)火不均勻和調(diào)距槳低轉(zhuǎn)速小螺距時，主機實際輸出平均扭矩小于理論許用振動扭矩計算值的問題，有待后續(xù)進一步研究。

［1］ 王祺.內(nèi)燃機軸系扭轉(zhuǎn)振動［M］.大連：大連理工大學(xué)出版社，1991：103-128.

［2］ 中國船級社.船上振動控制指南［S］.北京：人民交通出版社，2000：84-85.

［3］ 711所.某船扭轉(zhuǎn)振動測試報告［R］. 2017：7-12.

［4］ 施仲篪.輪機學(xué)［M］.上海：上海交通大學(xué)出版社，1988：198-199.

［5］ 朱樹文.船舶動力裝置原理與設(shè)計［M］.上海：上海交通大學(xué)出版社，1985：395-396.

［6］ 中國船級社.鋼質(zhì)海船入級規(guī)范［M］.北京：人民交通出版社，2012：248-249.