船舶轴系弹性支撑振动过大原因及对策

古成中， 刘 勇， 罗日荣， 李荣新

(91663部队,山东 青岛 266012)

船舶轴系弹性支撑振动过大原因及对策

古成中， 刘 勇， 罗日荣， 李荣新

(91663部队,山东 青岛 266012)

为解决某船舶轴系弹性支撑振动过大的问题，消除剧烈振动对推进系统性能发挥及船舶动力系统航行安全性的影响,分析该船柴油机功率输出传动件的结构特点，研究轴系弹性支撑振动产生的原因及机理。利用丹麦B&K公司3050数据采集前端、4513 BX压电式加速度传感器及4514 BX压电式加速度传感器采集弹性支撑振动进行跟踪测试，通过PULSE数据分析平台对振动信号进行频谱、阶次和总级值等方面的分析，结合频谱分析、试验及对比分析得出该设备振动过大主要是由轴系不对中、转子不平衡和机械共振等3种因素导致的；对导致各类振动的故障源进行分析，并提出具体对策。

振动；PULSE；阶次分析；船舶轴系；弹性支撑

随着海运时效性的要求逐渐提高，部分货船为提高航速，采用中高速柴油机作为其推进柴油机。然而,采用中高速柴油机在提高船舶航速的同时，会增加推进装置的复杂性。

船舶轴系作为动力传递的核心部件，其运行状态直接影响着船舶航行的时效性、可靠性和安全性。文献[1]研究大变形下轴向力对船舶推进轴系弯曲振动固有频率的影响,结果表明，若考虑大变形,则在几何非线性作用下,轴向静推力会使轴系弯曲振动固有频率增大。文献[2]通过对实际转速下轴系纵向振动情况进行仿真模拟，发现在船舶正常工作范围内，轴系的实际振动状况与其1阶模态十分接近。文献[3]的研究表明，螺旋桨的质量和附链水对轴系固有振动特性的影响较大。

这里通过综合运用振动测试和分析手段，对某型船轴系弹性支撑振动普遍增大的问题进行分析研究，为该船今后的使用管理、维修保养及设计改进提出建议和对策，为科学使用及主动维修提供一定的理论依据和试验基础。

1 问题的提出

在对某型船进行出厂前测试时，发现其轴系弹性支撑振动较大，其中横向振动达63.30 mm/s。由于该轴系弹性支撑的结构和工作状态比较特殊，当前没有准确的标准可参照，因此难以确定其技术状态。若将其粗略地归为弹性安装旋转机械，则其振动值远超过GB/T 16301—2008和GB/T 6075.3—2001规定的报警值(7.1 mm/s)及停机值(11.2 mm/s)。

为能全面掌握弹性支撑的振动状态，对该型船进行调研，发现所有船舶都不同程度地存在弹性支撑振动过大的问题。曾先后出现过因弹性支撑振动过大而导致其固定螺栓疲劳断裂、隔振块裂开和支撑内滚柱轴承抱死等故障，给远洋运输带来极大的被动性，造成巨大的经济损失。

2 功率输出传动件结构特点

该船的功率输出传动件由万向联轴器、弹性支撑、高弹性联轴器和液力偶合器组成，用来联接柴油机和齿轮箱、传递柴油机转矩及补偿柴油机与齿轮箱之间的相对位移，具有隔振抗冲击功能，并能在轴系转速范围内避免发生轴系扭转振动现象。动力传递路径为柴油机—高弹性联轴器—弹性支撑短轴—万向联轴器—液力耦合器—齿轮箱(见图1)。

图1 功率输出传动件结构

1)高弹性联轴器是一种扭转弹性橡胶联轴器，借助承受剪切应力的弹性元件来传递转矩;除传递功率以外，还可通过橡胶的弹性和阻尼来减振降噪，同时具有补偿轴向、径向和角向位移的功能。

2)万向联轴器是一种十字轴式万向联轴器，可实现不在同一轴线上且存在夹角的两轴之间的功率传递和等角速度连续回转，并能通过传扭轴轴承副与中间滑槽之间的滚动位移实现轴向位移补偿。

3)液力偶合器通过机械能→液体动能→机械能的转换来实现功率的传递，具有柔性传扭、平稳启动和隔离扭振的特点。

3 测试与数据分析

为能查找出该型船轴系弹性支撑普遍振动过大的根本原因，对某港口出入船舶的轴系弹性支撑的振动情况进行全程跟踪测试，具体如下。

3.1 跟踪测试与故障诊断实施方案

3.1.1振动测试与故障诊断实施方法

利用丹麦B&K公司3050数据采集前端和4513 BX压电式加速度传感器及4514 BX压电式加速度传感器采集弹性支撑在各工况下的振动加速度信号，通过PULSE软件平台对这些信号进行频谱、瀑布图、阶次和总级值等分析，对不同工况下的各种谱图进行对比研究，分析弹性支撑的振动特征和振动频率。

3.1.2振动测试与故障诊断测点布置

共布置6个压电式加速度传感器，其中:弹性支撑机体垂向、横向和轴向各1个(见图2a))；弹性支撑底脚垂向、横向和轴向各1个(见图2b))。

a) 弹性支撑机体

b) 弹性支撑底脚

3.2 测试数据分析

3.2.1通频总值分析

通过对振动采集数据进行频谱分析可知，弹性支撑和底脚振动主要集中在10～200 Hz，属于中频振动，故选用最能体现中频振动剧烈程度的速度有效值为计量量，计算各测点在2～1 000 Hz的振动通频总值，弹性支撑及支架底脚振动通频值数值见表1和表2。由表1可知，在空载工况下,弹性支撑振动能量主要集中在横向，其速度通频值基本上随转速的升高而增大，最大值在弹性支撑于900 r/min转速下横向振动时出现，数值为8.96 mm/s(超过GB/T 16301—2008中给出的报警值)，该数值比正常工况下的振动值可控，因此转子存在不平衡现象，对弹性支撑振动有一定贡献。对比表1和表2可知,在正常工况下,弹性支撑振动通频值上升一个数量级。由此可知，弹性支撑在正常工况下振动剧烈不是由转子不平衡引起的。

表1 空载工况下弹性支撑在2～1 000 Hz的振动通频值 mm/s

表2 正常工况下弹性支撑在2～1 000 Hz的振动通频值

3.2.2频谱分析

图3为弹性支撑横向振动频谱图。由图3可知：540 r/min和695 r/min振动以2X倍频为主(分别为4.52 mm/s和14.23 mm/s)，其峰值超过工频2倍，此时振动主要由轴系不对中引起。在965 r/min转速工况下，轴系负载对弹性支撑横向振动的贡献较大，与相近转速空载时振动相比较可发现其振动通频值上升一个数量级。同时，转子工频和2X倍频峰值明显(分别为24.75 mm/s和7.67 mm/s)，工频和2X倍频随负载的升高而显著增大。

图3 弹性支撑横向振动频谱图

图4为弹性支撑在正常模式下轴向振动频谱图。与横向相比，在各工况下振动主要频率成分皆为2X倍频，工频峰值相对较小；540 r/min和695 r/min振动频谱4X倍频成分较为明显。图4中2X倍频分量更为突出，并伴有高次谐波，此时振动主要是由轴系不对中引起的。

3.2.3阶次分析

图5为弹性支撑在800～1 000 r/min加速过程中横向振动瀑布图。由图5可知:该弹性支撑振动主要集中于工频和2X倍频，2X倍频振动随转速变化不明显;工频幅值由2X倍频幅值1/2上升到近3倍，并伴有特定频率成分。

图4 弹性支撑在正常模式下轴向振动频谱图

图5 弹性支撑横向瀑布图

图6为弹性支撑在800～1 000 r/min工况下轴向振动瀑布图。由图6可知，该弹性支撑振动成分丰富，工频及其高次谐波均较为明显。

图6 弹性支撑轴向瀑布图

图7和图8为弹性支撑在800～1 000 r/min工况下振动阶次切片。由图7和图8可知:在低工况(800 r/min)下,弹性支撑振动主要由二阶分量引起；随着转速的上升，一阶振动分量线性上升，横向振动二阶分量逐渐降低，轴向振动二阶分量出现2个峰值且三阶振动分量逐渐上升。

图7 弹性支撑横向阶次切片

3.3 故障原因分析

研究对象为转子和弹性支撑系统，属于典型的旋转设备，其振动形成原因主要有以下4个：

1)转子不平衡，是质量和几何中心线不重合导致的一种故障状态。转子在旋转时，在离心力作用下产生周期振动，其振动随转速的增大而增加，频谱表象为工频，以径向振动为主。

图8 弹性支撑轴向阶次切片

2)轴系不对中，因安装、变形等因素导致轴、联轴器和轴承的轴心线不在同一直线上，主要有平行不对中、角度不对中和混合不对中。不对中产生的振动对轴系负载较为敏感，随转速的变化较小，频谱表象为工频和2X倍频，以径向振动和轴向振动为主，严重时会伴随高次谐波出现。

3)机械松动，一般分为旋转松动和非旋转松动，通常是由间隙过大和固定不牢等原因造成的。机械松动产生的振动频谱表象为工频及其高次谐波，且频谱特征不稳定。

4)机械共振，当系统某个激励力频率接近设备固有频率时，该设备就会产生共振。频谱表象为在其特定频率周边振动剧烈，在激振频率从零逐步增大过程中，当接近共振频率时振动幅值迅速增大，当激振频率与共振频率相同时振动最大，随后随着激振频率的升高，振动幅值逐渐减小。

通过对通频值进行分析发现：

1)弹性支撑振动通频值随转速的升高而增大，符合转子不平衡振动特征。

2)增加负载之后，振动通频值急剧上升，振动数值增大一个数量级，说明除转子不平衡以外，还有导致振动过大的其他直接因素。

通过对频谱和阶次进行分析发现：

1)横向振动和轴向振动都含有1X分量及2X分量，在低工况(800～900 r/min)下,2X分量大于1X分量，且2X分量对转速不敏感，轴系不对中特征明显。

2)弹性支撑振动的1X分量随转速的升高而迅速升高，在高工况(900～1 000 r/min)下,1X分量幅值接近或超过2X分量，转子不平衡特征明显。

4 结论与对策

4.1 弹性支撑振动故障源分析

通过上述分析可知，本文研究的弹性支撑振动剧烈的主要原因有轴系不对中、转子不平衡和机械共振等3种。这里根据功率输出传动件结构特点，从轴系不对中和转子不平衡2个方面分析可能导致弹性支撑振动的原因。

4.1.1导致不对中的可能原因

(1)万向联轴器十字轴承组件与中间滑槽法兰润滑不良或磨损过大，运行时轴向滑动阻力增大，同时万向联轴器与弹性支撑短轴不同轴，从而呈现出轴系不对中特征;

(2)安装不当，导致高弹性联轴器与弹性支撑短轴轴系不对中。

4.1.2导致转子不平衡的可能原因

功率输出传动件中弹性支撑短轴和万向联轴器轴均为刚性铸件，使用过程中不易发生弯曲或质量不平衡，且其回转半径相对较小，在工作转速下不平衡对系统振动的影响有限。高弹性联轴器包含大量橡胶，使用过程中容易变形，且回转半径较大，不平衡可引发较大振动。

4.2 避免弹性支撑振动过大的对策

为尽可能地降低弹性支撑振动值，针对以上使弹性支撑产生异常振动的因素，提出以下几点建议。

4.2.1维护保养对策

(1)对万向联轴器的轴承进行定期润滑，确保万向联轴器十字轴承组件和滑槽法兰处于良好润滑状态，减小运动阻力;

(2)定期检查高弹性联轴器各螺栓螺母是否松动、元件表面是否有裂纹及脱胶等现象，每年至少进行一次轴系对中检查，防止橡胶隔振器蠕变或损坏引起轴系对中恶化。

4.2.2维修改进对策

(1)调整主柴油机和弹性支撑底座的高度，减小万向联轴器主轴与弹性支撑短轴之间的夹角，降低轴系不对中程度;

(2)结合修理等机会，对功率输出传动件进行现场动平衡，尽可能地使功率输出传动件的整体不平衡量降低。

[1] 邹冬林，荀振宇，花纯利,等. 大变形下轴向力对船舶推进轴系弯曲固有频率影响[J]. 振动与冲击， 2015, 34(4): 206-210.

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CausesandSolutionsofVibrationinResilientlyMountedPropellerShaftSystem

GUChengzhong,LIUYong,LUORirong,LIRongxin

(Unit No. 91663， Qingdao 266012， China)

In order to solve excessive vibration of a resiliently mounted propeller shaft system on a ship, the structure of the transmission parts and the mechanism of the vibration are analyzed. The system composed of B&K 3050, 4513 BX and 4514 BX is used to track the vibration. The signal is analyzed on the PULSE platform with FFT to find the spectrum and the characteristics. The spectrum reveals the cause of the excessive vibration. The countermeasure is devised.

vibration; PULSE; order analysis; ship shafting; resilient mount

2017-12-25

军内科研

古成中(1981—)，男，安徽无为人，工程师，博士，研究方向为轮机工程、智能诊断。E-mail：charminggu@126.com

1000-4653(2018)01-0034-04

TB535;U661．44

A