试析船舶柴油机轴系运动结构振动

摘要：本文以船用 PA6 -280柴油机为背景，通过柴油机主要运动部件及轴系建模与运动仿真，探索柴油机隔振装置及轴系在各支承条件下动力学特性，分析了船体结构在柴油机振动激励下的响应与受力，得到柴油机振动沿主轴承及隔振装置向船体结构的传递特性。

关键词：船舶柴油机；轴系运动；结构；振动

中图分类号： F407.474文献标识码：A 文章编号：

随着柴油机强化指标不断提高，各运动机构的工作条件更加苛刻，要求具有较高的强度、刚度与良好的动态特性。本文以 PA6 -280 柴油机为背景，利用三维建模软件，建立柴油机主要运动部件及船舶轴系、螺旋桨、船体等三维实体模型。用软件装配功能，将其装配成一个包括柴油机动力装置及推进器在内的船体结构。以此为基础，将模型导入仿真软件，对各部件添加约束与仿真参数，以模拟船舶动力及推进装置动态特性。

一、柴油机轴系运动概述与建模

船舶柴油机轴系由传递主机功率用的传动轴、减速器、联轴节等组成。轴系基本任务是将柴油机功率传给螺旋桨，使螺旋桨转动并推动船舶前进。同时，轴系还将螺旋桨产生的轴向推力通过轴系及推力轴承传给船体。

在柴油机轴系及船舶振动严格控制下，轴系常用高弹联轴节或万向节，来适应柴油机运动所导致的轴系不对中。因此，船舶柴油机轴系仿真模型应该包括曲轴、主机的输出法兰和螺旋桨之间的轴段、各轴承座以及轴段中的各种附件。

对PA6 -280柴油机主要运动部件结构、尺寸参数进行建模时，以不影响柴油机及轴系主要功能为前提，合理简化模型。所建立的三维实体仿真模型包括柴油机各缸活塞与连杆、曲轴、传动轴、螺旋桨及船体等结构。利用软件，根据各部件相对运动，将上述部件装配成一个包括柴油机动力装置、推进器及船体结构在内的模型。

二、柴油机轴系运动仿真模型与参数的确定

为便于比较各条件下柴油机运动学规律、动力学特性和船体结构振动，分别在 3 种不同情况下对动力学参数进行仿真分析：

l）在台架刚性固定条件下，对柴油机主要运动部件位移、速度、加速度进行运动仿真分析；对活塞顶部压力、连杆小端受力、曲柄销的切向力和法向力进行动力学仿真分析。

2）在台架弹性支承条件下，改变柴油机台架与基础间的连接刚度，对比分析柴油机台架的位移响应，并与刚性固定条件下的情况作比较。

3）在柴油机处于装船条件下，分析机座的振动以及船体结构的振动。

1、柴油机在台架刚性固定条件下的仿真

固定柴油机台架刚性，仿真分析围绕柴油机各部件运动学和动力学展开。仿真分析包括：活塞的速度、位移、加速度、柴油机各部件相互作用力方向、大小及规律。

图 1 刚性条件下的运动学理论曲线与仿真曲线的比较

图 2 刚性条件下的动力学仿真曲线

图1中，a）与 c）是柴油机在额定转速 1000 r/ min ，活塞位移d与速度u的理论曲线，b）与 d）是相应仿真曲线。仿真曲线呈正弦规律，与理论曲线走向一致。从仿真曲线看出，活塞沿气缸轴线方向运动最大位移与速度为280mm 与15m/s，与 PA6 -280 柴油机理论值较小，说明所建立仿真模型符合实际。

动力学分析是柴油机设计基础，分析各机构受力及强度和振动。实际柴油机运转时，受多种力综合作用，在动力仿真中，为简化问题，考虑缸内气体压力和部件运动惯性力作用。柴油机刚起动，各部件惯性力左右，运转不稳定。仿真分析时，先让柴油机空转一个周期0.12s，再在活塞顶部施加压力。

图2 a）给出的活塞顶部压力Pp仿真曲线与柴油机爆发压力理论曲线相似，活塞在 0.2 s 附近沿轴向（Z向）受力最大，与柴油机发火顺序、发火间隔角、工作周期有关。活沿侧向（Y 向）受力反映活塞受侧推力。活塞沿曲轴中心线方向（X向）受力为零，与实际相符。

从3b）中看出连杆小端受力 Psmall沿轴向（Z向）受力最大，幅值700 kN，Y 向受力较小，幅值近100 kN，只有 Z 向的1 / 7，X 向受力为零，与理论一致。

因作用力与反作用力关系，图3c）中连杆大端受力 Pbig可转化为曲柄销受力。从连杆坐标可知，Y向是曲柄销切向，Z向是曲柄销法向。因此，Y 向曲线代表曲柄销切向力，Z 向曲线代表曲柄销法向力。曲轴在合力作用下绕中心线转动。

2、柴油机在台架弹性支承条件下的仿真

与刚性固定下连接不同，已建立的仿真模型，在台架和机座间用弹簧弹性连接，仍采用各缸相继施加压力法驱动柴油机，得到柴油机振动响应。

将台架在弹性条件下仿真结果与台架在刚性固定中结果对比，发现弹性支承条件下振动响应曲线存在高频干扰。因为弹性支承柴油机因基础振动而导致整机振动，影响活塞等部件绝对运动，但不会影响活塞相对于气缸运动。即使如此，曲线走向一致，不同支承条件并不会影响发动机各部件运动学和动力学特性。

根据隔振理论及船用 PA6 -280 柴油机的额定转速，确定柴油机隔振系统固有频率为 10 Hz。将支承台架和机座4 隔振器并联，算出每个隔振器刚度。以此为基准，在其附近取不同刚度值，比较隔振效果。

台架上各部件总质量为1. 66562×104kg，计算得仿真模型支承弹簧刚度为6.66 ×107N/m，分取k1= 8×107N/m 和 k2= 3×108/ m。前者表示柴油机处于隔振支承，后者代表不通过隔振器的台架固定状态。与二者对应的机座位移d1响应如图4 所示。

图3 不同支承条件下的机座位移的变化曲线

图3曲线可知，台架弹性支承下，柴油机机座垂向位移现复杂形态。规律不明显，但仍见周期性，这是柴油机在隔振下强迫振动响应，低频成分中叠加了许多高频成分。

隔振刚度较小时，启动瞬间最大位移 0.12 m，在 0.96 s 后趋稳，最大位移0.087 m。支承刚度加大，机座位移响应减小，启动瞬间最大位移0.05m，在0.92 s 后稳态最大位移0.005m。因为实际隔振器刚度均有非线性特性，迅速增大刚度将限制柴油机组实际位移。从图3可看支承刚度较大时振动较小，但因为柴油机到船舶的振动传递率明显增大，为减小船体结构振动，台架和机座间多用隔振效果明显的弹性连接方式。

3、柴油机在装船条件下的仿真

柴油机在台架及装船条件下整机振动特性显著不同，如图4所示。280柴油机在台架及装船条件下振动对比，图中横轴为l/3 倍频程中心频率，纵轴为振动加速度级 A。给船体结构振动预报及船舶水下噪声预报带来困难。

图4 某 280 柴油机在台架及装船条件下的振动对比

图 5 柴油机装船情况下的仿真模型

柴油机处弹性支承下，曲轴飞轮输出端安联轴节、传动轴及螺旋桨，形成包括动力装置在内的船体结构。分别取不同支承弹簧刚度，通过柴油机机座位移变化，对两种隔振比较分析，结果如图6 ：

图6 机座的位移响应图

船体安装下，机座与基础间位移变化规律不明显，这是受到船体结构变形的影响。图 6 仿真结果只反映一种瞬态过程，即发动机起动后从0.l2 s 至 0.24 s。由此发现，柴油机在平衡位置上下波动，到0.24s 尚未稳定。若继续，则波形将呈稳定状态。

结论

从船舶柴油机及其轴系运动仿真结果可知，柴油机及其部件运动学和动力学特性不会因支承条件的不同而发生明显改变。弹性支承下，支承刚度较小，机座位移幅度较大，但传递到基础激励力较小。因船体结构作基础，柴油机振动呈复杂性。一定转速范围内，振动会加剧，另一转速范围内，振动有可能下降，这些都由柴油机特性及支承结构刚度参数决定。

参考文献：

[1] 刘刚,吴炜,饶春晓,陈汝刚.基于传递矩阵法的船舶轴系回旋振动计算研究[J].中国舰船研究.2010(01).

[2] 王磊,谢俊超,周瑞平.大型船舶推进轴系回旋振动特性分析研究[J].江苏船舶.2010(01).