船舶推進軸系扭振超標實例分析及改善方案研究

王 京， 鄭英男， 張 濤

(中海工業(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雜的力的作用，最主要的就是主機施加的扭轉力與螺旋槳施加的向前推力。

扭振顧名思義就是由于扭轉而產生的振動，由于柴油機并非是絕對的勻速運轉，而是在氣缸內氣體周期性的變化而產生轉速變化，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，因此產生了扭轉振動。

嚴重的扭轉振動可能導致傳動齒輪齒面點蝕和齒斷裂、軸系局部高溫發熱、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重的威脅。

2 軸系扭振超標案例介紹

某型號遠洋貨船基本參數見表1。

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

表1 某型號遠洋散貨船基本參數

表2 共振轉速、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%，滿足規范要求，故可以根據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力，計算結果見表3。

由表3可知，中間軸在臨界轉速時所受到的應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，測得的中間軸應力高達115 N/mm2，超過瞬時許用值，不滿足船舶規范要求。

3 問題原因分析

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

表3 軸系扭轉應力與扭矩計算表

圖1 中間軸應力計算曲線

由圖1可知，中間軸的扭曲應力最大值應該為98 N/mm2，但是實際測得的應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

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

圖3 修正參數后，中間軸應力計算曲線

對全部參數進行了逐一排查，發現圖中右下角的螺旋槳阻尼系數5.5%,該參數存在重大問題。根據原計算書中描述，5.5%的的阻尼系數是根據習慣經驗進行選取的，但查詢MAN公司提供的扭振計算公式發現，當轉速禁區內扭振峰值的轉速低于主機選定最大持續功率時轉速的50%時，螺旋槳的阻尼系數不能再選取5.5%，而是要按照MAN公司推薦的公式進行計算。該船共振臨界轉速nc=58 rpm，小于主機選定最大持續功率時轉速的50%(127×0.5=63.5 rpm)。按MAN B&W公司推薦，螺旋槳阻尼系數ρ修正如下：

(1)

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

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

4 解決方案選擇

扭振超標問題的改善，通常有以下幾種解決方案：增加軸系扭振減振器、更換更大轉動慣量的調頻輪、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計鑄造螺旋槳，相應的主機轉速也要進行調整，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動慣量的調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頻輪的位置，通過減振器內部的阻尼作用，可以有效減少扭振發生時的振幅。經過試航檢驗，在主機6缸正常發火時，測得的中間軸應力為47.93 N/mm2，大大低于之前的應力值109.86 N/mm2，取得了良好的減振效果，而且各個轉速下中間軸的應力不僅低于瞬時許用值(111 N/mm2)，更低于持續許用值(65.29 N/mm2)，可以不用設置轉速禁區。

2) 更換更大轉動慣量的調頻輪

圖4 調頻輪轉動慣量為12 000 kg·m時，中間軸應力計算曲線

由于Geislinger減振器是進口產品，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，在后續船供貨期限滿足的情況下應選擇成本更低的更換調頻輪的方案。

主機的選擇根據原扭振計算書的結果，匹配了轉動慣量8 000 kg·m2的調頻輪，更正原計算書的錯誤，使用正確的參數重新計算并選取合理的調頻輪轉動慣量。

將阻尼系數選取為5.0%進行軸系扭振計算，在滿足中間軸應力要求時，調頻輪轉動慣量選取為12 000 kg·m2，主機6缸正常發火時，中間軸應力計算曲線見圖4。

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

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

5 結 語

介紹了一起由于軸系計算參數選取錯誤導致的軸系扭振超標事例，在找到引起問題的關鍵原因后，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，需要根據實際情況進行選取：

1.增加減振器方案：優點是減振效果好，而且可不設轉速禁區，缺點是成本高、使用維護較復雜、存在失效風險。

2.更換調頻輪方案：優點是成本相對低廉、純機械部件結構簡單、可靠性好，缺點是減振效果沒有減振器好，需要根據實際情況設置轉速禁區，且生產周期較長。

參考文獻：

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[3] 周春良. 船舶軸系振動研究[D].哈爾濱:哈爾濱工程大學博士學位論文,2006.