柴油机轴系振动及其减轻方法分析毕业论文.doc

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1、 毕业论文（设计）柴油机轴系振动及其减轻方法分析Analysis of Diesel Engine Crankshaft System Vibration and Methods to Reduce It学 生 姓 名： 指导教师： 合作指导教师： 专业名称： 轮机工程 所在学院： 机械工程学院 二一一年六月目 录摘要IAbstract1第一章 前言1第二章 柴油机振动的相关介绍22.1 振动分析基础22.2 柴油机振动产生的原因22.3 柴油机振动的危害22.4 本章小结3第三章 柴油机激励源分析43.1 往复惯性力和离心惯性力43.2 倾覆力矩63.3 本章小结7第四章 轴系扭转振动及其消

2、除方法分析94.1 扭转振动振幅和应力分析94.2 扭转振动减轻方法分析104.3 本章小结12第五章 纵向振动及其减轻方法分析135.1 纵向振动的影响因素135.2 轴系纵振引发的弊端及预防和减轻措施135.3 本章小结14第六章 结论15致谢16参考文献17摘要近年来，随着航运事业的发展，船舶功率和航速都有很大增长，引起船舶振动的激荡力越来越大。振动不仅损坏船舶柴油机机件，使船舶仪表失灵，还会产生噪声，影响船员的身心健康。为了减轻柴油机轴系振动，本文首先从振动的基本知识着手，介绍柴油机轴系振动产生的原因及危害。接着从扭转振动和纵向振动两个方面对柴油机轴系振动进行分析并提出一些相应的减轻措

3、施，如：采用放大系数法对柴油机轴系扭振的振幅进行计算，且分为在共振区和在非共振区两种情况，接着对其应力进行计算，从而提出一些减轻措施，如频率调整和减少振能等；对柴油机轴系的纵向振动，从气缸数与纵振频率的关系、轴系长度和飞轮质量对纵振的影响进行分析，由此得出一些减轻纵向振动的方法，如安装纵振减震器等。以达到在船舶营运中减轻柴油机振动，继而减轻船舶振动，改善船员工作条件，延长船舶及其机械的使用寿命，减轻船舶噪声对海洋环境污染的目的。关键词:轴系，激荡力，扭转振动，纵向振动AbstractIn recent years, with the development of shipping indust

4、ry, ships have great power and speed increase, causing the ship vibration exciting forces grow.Vibrations not only damage the mechanical parts of marine diesel engine,fail instruments onboard and even the ship, but also produce noise, which affect the health of the crew. In order to reduce diesel en

5、gine crankshaft vibration, this paper starts from the basics of vibration, the cause and harm of diesel engine crankshaft vibration. Then, both the torsional vibration and longitudinal vibration from diesel engine crankshaft are analyzed and some relevant mitigation measures are being put forward, s

6、uch as: in order to find out engine shaft torsional vibration amplitude, the amplification coefficient method is adopted, it is divided into out the resonance region and in the resonance region two cases, then it comes to the calculation of its stress, so some mitigation measures, for example, adjus

7、t the frequency of the shaft and reduce the energy of vibration and so on, are proposed; In terms of shaft longitudinal vibration, the relationship between number of cylinders and longitudinal vibration and the influence of the length of the crankshaft and the mass of flywheel to longitudinal vibrat

8、ion are discussed, some ways to reduce the longitudinal vibration, for instance, the installation of vertical vibration shock absorbers, are brought up. Therefore the goal of reducing engine vibration in the operation of ship, and then reducing the vibration of the ship, so that working conditions f

9、or crew being changed, the life of the ship and its machinery to be extended and ship noise pollution to the marine environment should be reduced, could be achieved.Keywords：crankshaft system，exciting forces，torsional vibration，longitudinal vibration第一章 前言早在19世纪后期，船舶振动问题就已开始引起人们的注意，那时在用往复式蒸汽机为动力的船舶上

10、曾经出现过严重的振动问题。柴油机由于其突出的优点，如较高的经济性、宽广的功率范围、尺寸小和重量轻等，已逐渐取代了蒸汽机而成为船舶最主要的动力装置1。但柴油机的最大缺点是它的振动、噪声问题。20世纪50年代后期，随着航运业的发展，船舶功率和航速都有很大增长，引起船舶振动的激励力也相应增大。主机功率的日益增大，尤其是大功率中速柴油机的应用、螺旋桨吸收功率的增大和转速的增高，船舶的振动问题就变成了一个突出的问题。过大的船舶振动称为有害振动，它会引起船体结构和机械部件的疲劳破坏；振动使磨损增加、噪音上升、管理人员的生活及工作条件恶化；影响机器和仪器的正常工作，造成船舶仪表、机械设备的失效和失灵，若共振

11、将引起柴油机装置的各种管子、附件等设备的损坏及柴油机装置本身的损坏，以致影响整个船舶的正常使用，并可能造成威胁船舶安全的后果。要使柴油机具有良好的动力性能，必须正确分析振动力源的特性，采取各种措施减小振动。由于曲轴轴系振动产生的严重危害，近年来，有关曲轴轴系扭转振动的计算方法越来越多，其精度也越来越度高，同时有关减轻柴油机轴系振动的研究也不断深入，由此产生了很多减轻柴油机轴系振动的方法和措施。对柴油机轴系振动的分析模型有轴系质量经离散化后集总到许多集中点的集总参数模型和轴系质量沿轴线连续分布的分布参数模型2，而其求解方法有Holzer法3、传递矩阵法4、有限元法5、模态分析法6、弹性波传播法。

12、同时对曲轴的各种研究也不断展开，如曲轴的非线性研究、偶耦合振动研究7。而对船舶柴油机轴系的振动的控制，在船舶设计阶段可通过减少激励力和力矩，减弱传递和改变振动固有频率或激励频率防止工作范围内强共振等；在船舶使用阶段发现振动问题时则通过增加阻尼材料以吸收振动能量和装设减振装置以减小振动的危害等措施来实现。长期以来人们在对柴油机轴系振动进行计算时，沿用古老的阻尼经验公式8，把阻尼当做一线性量，但阻尼系数非常数，因此，阻尼系数曲轴振动与计算所需的各项阻尼系数的精确确定是一项重要的研究课题。具有变惯量、非线性部件和其它非线性因素的曲轴轴系振动研究有待进一步深入。本论文主要在理论上介绍了振动的基本知识、

13、柴油机振动的原因和危害、柴油机激荡力、扭转振动和纵向振动的一些相关知识，并从设计制造和管理方面提出一些预防和减轻措施。第二章 柴油机振动的相关介绍2.1 振动分析基础物体在一定位置附近所作的来回往复运动称为机械振动，最简单、最基本的振动就是简谐振动，一切复杂的振动可看作是若干简谐振动的合成。振动的参数9主要有：周期：每隔一固定时间，运动状态就重复一次，此固定时间为周期；频率：单位时间内振动的次数(根据定义，频率与周期成反比)；圆频率：2秒内振动的次数；振幅：振动时物体偏离平衡位置的最大值。在回复力和阻力作用下的振动称为阻尼振动，其特点是振幅逐渐减小、振动频率变慢(周期延长)；在周期性外力的持续

14、作用下发生的振动称为受迫振动，其振动引起振幅的大小不仅与周期性外力的大小有关，而且和外力的频率和振动体的固有频率有关。当外力的频率与振动体固有频率接近或相等时，振动引起的振幅会急剧增大，也就是共振。柴油机的振动，实际上就是受迫振动，因此应特别关注共振的问题，尽量避免共振的发生。2.2 柴油机振动产生的原因 柴油机是往复运动机械，它采用曲柄连杆机构把活塞的往复运动换成曲轴的回转运动。当柴油机以恒定转速运转时，连杆一边随着活塞作往复运动一边绕活塞销（或十字头）摆动，曲轴基本为匀速回转运动。由于曲柄连杆机构的这种复杂运动特点，必然产生周期性变化的不平衡力和力矩。这些不平衡力和力矩的存在不仅影响活塞曲

15、轴的强度，也影响连杆小端和大端的负荷、润滑和磨损，同时使柴油机发生振动，船舶推进轴系在运转中也会受到各种冲击和周期性的激荡力（或力矩）的作用。这些激振力和力矩使轴系产生扭转振动、纵向振动和横向振动。此外，设计时考虑不周,如船舶主尺度与主机的选择；建造质量的问题，如螺旋桨制造质量差,轴线对中不良,结构连续性被破坏,焊接残余应力与初挠度等；营运管理问题,如船体的装(压)载不当,轴系变形,机件磨损、松动10和周期性波浪载荷及一定船速下船舶附属体（舵、水翼）所产生的流体动载荷，也能引起船舶及其柴油机和推进轴系的振动。2.3 柴油机振动的危害 20世纪50年代后期，随着航运业的发展，船舶功率和航速都有很

16、大增长，引起船舶振动的激励力也相应增大。主机功率的日益增大，尤其是大功率中速柴油机的应用、螺旋桨吸收功率的增大和转速的增高，船舶的振动问题就变成了一个突出的问题。过大的船舶振动称为有害振动，它会引起船体结构和机械部件的疲劳破坏，甚至船舶柴油机曲轴的裂纹和断裂11；振动使磨损增加、噪音上升、管理人员的生活及工作条件恶化；影响机器和仪器的正常工作，造成船舶仪表、机械设备的失效和失灵，振动产生的噪声还易使船员感到疲劳、降低听力和工作效率，甚至危及身心健康和航行安全；若共振将引起柴油机装置的各种管子、附件等设备的损坏及柴油机装置本身的损坏，以致影响整个船舶的正常使用，并可能造成威胁船舶安全的后果12。

17、2.4 本章小结振动分为简谐振动、受迫振动和阻尼振动，其中简谐振动是最简单的振动。其他振动均可由若干简谐振动合成，振动的主要参数是周期、频率、圆频率和振幅。柴油机的振动，实际上就是受迫振动，应尽量避免共振的发生。柴油机曲柄连杆机构的复杂往复运动产生周期性变化的力和力矩，这些力和力矩使柴油机轴系产生扭转震动和纵向震动。此外设计时考虑不周、建造质量问题、营运管理问题、周期性波浪载荷及一定船速下船舶附属体（舵、水翼）所产生的流体动载荷，也会引起船舶及其柴油机和推进轴系的振动。振动会使船体结构和机械部件产生疲劳破坏，使磨损加剧、噪声上升，使船员工作条件恶化。振动还会影响机器和仪表的工作、使船舶仪表、机

18、械失效和失灵，共振还会引起柴油机装置的管系、附件的损坏甚至柴油机装置本身的损坏。第三章 柴油机激励源分析3.1 往复惯性力和离心惯性力根根据柴油机动力学原理，活塞曲柄连杆机构可简化为如图3-1所示的力学模型。其质量分为两部分：(1)由活塞组件和连杆小端组成或由活塞组件、活塞杆、十字头、滑块和连杆小端组成。并集中在活塞销A点的往复运动质量；(2)由曲柄销、曲柄臂的不平衡部分和连杆大端组成，集中在曲柄销B点的回转运动质量。由柴油机自由端向飞轮端看，坐标轴和曲柄转角以图示方向为正。图中：R曲柄半径(m)； L连杆长度(m)； A曲柄连杆比，ARL； xA点坐标； 从上止点起的曲柄转角，t；曲柄旋转角

19、速度，n30； n柴油机转速(rmin)； 图3-1 曲柄-连杆机构所示的力学模型 t从上止点起的时间(s)；连杆摆角(rad)。 3.1.1 单缸往复惯性力沿轴作直线运动，产生往复惯性力：式中则上式表明，曲铀每转一转，上式第一项的力循环变化一次称为一阶惯性力，变化二次，称为二阶惯性力。它们的特性是既改变大小也改变方向，且始终作用在气缸中心线方向上。3.1.2 单缸离心惯性力绕O点作旋转运动，产生离心惯性力。一般认为曲柄以等角速度旋转，所以它只改变方向，而不改变大小，它沿曲柄半径向外作用，在曲轴转动一周时，完成一个循环，其频率等于曲轴转速，所以是一阶激励力。3.1.3 多缸机的往复惯性力和离心

20、惯性力假如机体刚性很大，则可将各缸的惯性力合成，求得整个柴油机的不平衡力和力矩13。当柴油机各曲柄间夹角相等，且各缸运动部件的质量相等时，三缸以上多缸机的不平衡力一般可等于零，而仅剩下不平衡力矩。由柴油机的平衡特性可知：除单缸、双缸和四缸四冲程机外，多缸机的往复和离心惯性力总是被自行平衡的。以三缸二冲程柴油机为例，其发火顺序为132，发火间隔角为=。则其一阶往复惯性力的合力为：=二阶往复惯性力的合力为：计算离心惯性力的合力，最好按垂直和水平力分别合成。于是得垂直和水平合力为：所以。3.1.4 多缸机的往复惯性力矩和离心惯性力矩仍以三缸二冲程柴油机为例由于合力为零，在计算合力矩时，为简便起见，可

21、对任意点O取短(见图3-2)。设O点与各缸中心线的距离为，则一阶往复惯性力矩：图3-2 三缸二冲程机的曲柄图对求微分，并使之等于零得即当第一曲柄在上止点前时，一阶往复惯性力力矩有最大值 。这里的负号表示力矩的作用方向与所假设的相反。二阶往复惯性力为：即二阶往复惯性力距的幅值为，其最大值发生在第一曲柄离开上止点为处，方向与所假定的正方向相反。一阶离心惯性力距为：从以上结果可以看出，离心力矩的幅值就是时，最大值在垂直平面上，方向与假定的方向相反。由于离心力矩是旋转的，当时，它转到水平面内，是最大的，可见离心力矩会引起柴油机的纵摇和平摇。图3-3是一般情况下，多缸机不平衡惯性力依然一点为简化中心的合

22、力和合力矩，一般有：垂向力（一阶及二阶、四阶等偶数阶）；水平力(一阶)；作用在水平面内的平摇力矩(一阶)；作用在垂直平面内的纵格力矩(一阶及二阶、四阶等偶数阶) ；一一第缸中心到柴油机简化中心的距离。同理，运动部件如连杆及曲柄组件对Z轴有转动惯量，从而可以求出对Z轴的动量矩，由动量矩定理得： 图3-3 多缸机惯性合力和合力矩式中：为横摇力矩，只计及一阶、三阶，二阶为零。如果以上的合力和合力矩(考虑到三阶为止)都等于零，即可认为该柴油机是平衡的。由于它们的作用形态都是对外面表现出来的，因此也称它们为外力和外力矩，其值取决于运动部件的质量、发火顺序、缸数和曲柄排列等。当选用存在有不平衡惯性力和力矩

23、的柴油机作为船舶主机时，则会激起船体振动。作用在垂直平面内的垂向力及纵摇力矩是船舶垂向振动的激励力，当其频率与船体垂向弯曲振动某阶的固有频率相等或接近时，就会激起较大的垂向振动响应。以上的讨论是基于柴油机的机体是绝对刚体的前提下进行的，未曾考虑它的内部受力和变形。实际上柴油机机体是一个弹性体，当它的内部受力过大时，也会由于变形而引起船体振动。如果取多缸机长度的中心为简化中心，则在中心一边的一半缸数的惯性力对该中心的合力矩称为内力矩。内力矩成对地作用在机体上，如果机体力刚性的，则一对内力矩将在机体内完全抵消。但实际上机体是一个通过底脚螺栓与船体连接在一起的弹性体，船体结构与机体一起在内力矩作用下

24、将出现弹性变形。此时内力矩将按机体与船体局部结构的刚性比，通过底脚螺栓传递分配作用于机体和局部结构，从而引起船体局部结构的振动，其振动频率与主机转速相同。3.2 倾覆力矩倾覆力矩是由柴油机气缸内燃气压力和往复惯性力合成所引起的。设气缸内爆发力为，则活塞承受的力为：。式中：D力气缸直径。在活塞销处合力分解为指向气缸壁的侧向压力和沿连杆作用的连杆力两个分力，则14。沿连杆作用于曲柄销B点，并可分解为垂直于曲柄的切向力和沿曲柄作用的法向力，如图3-4所示。即为单缸柴油机发出的转矩，侧推力相对于机座形成一力矩，即为倾覆力矩。转矩与倾覆力矩在数值上相等，即由于柴油机具有间歇工作的脉冲性，燃气压力、连杆摆

25、角以及转矩是随曲柄转角成周期性变化的，因此单缸机的扭矩或倾覆力矩的瞬时波动很大 图3-4 柴油机的作用及力矩 (缸数越多，越趋于均匀)。它的大小与曲柄转角有关，是时间的函数，用傅里叶级数15可表示为式中：平均扭矩； 第谐次扭矩分量幅值； 第谐次扭矩分量的相角；简谐系数，二冲程机=1，2，3，四冲程机=0.5，1.0，1.5,2.0，对于直列式多缸机可按曲柄图上曲柄转角的相互关系，求得和的代数和。平均扭矩用于克服螺旋桨所受的外界水的阻力矩(螺旋桨的旋转阻力矩)，从而使螺旋桨旋转，所以又称为传动扭矩，它使桨轴产生一恒定的扭矩。而简谐分量则使抽产生扭转振动。如果扭振激励频率与轴系固有频率相等，则会激

26、起轴系扭转共振，不仅使轴强度受到影响，而且会激起船体振动。引起船体横摇振动的主要因素是倾覆力矩，它同样可分为平均力矩和简谐分量两部分。平均力矩部分作用在机体上，使机体倾斜一角度，并被机座反力所平衡。而简谐分量则使机体在平衡位置附近作横格振动，并通过底脚螺栓在机座上产生简谐反作用力矩，从而引起船底板架、乃至船体的强迫振动。当柴油机工作时，如果各气缸壁所受侧压力分量的频率与上述某一形式的固有频率一致时，机架将发生共振，此时不仅柴油机振动很大，而且机架质量的惯性力会对船体形成二次激励，引起船体和上层建筑的剧烈振动。必须指出，柴油机曲轴的扭转振动和曲轴的纵向振动常常是耦合的。随着大功率低速柴油机高度的

27、增加和长度的减少，还存在着机架的纵向振动问题。它是由轴系的纵向振动和螺旋桨铀向推力不均匀通过推力轴承座激起的。该激励可引起机架前后端局部结构的纵向振动，严重时甚至可引起船体及上层建筑的纵向振动16。3.3 本章小结单缸机的往复惯性力和离心惯性力均是一阶惯性力，单缸往复惯性力始终作用在气缸中心线方向上，而单缸离心惯性力沿则是曲柄半径向外作用。除单缸、双缸和四缸四冲程机外，多缸机的往复和离心惯性力总是被自行平衡的。多缸机一阶和二阶往复惯性力力矩的幅值均为，一阶往复惯性力力矩在第一曲柄在上止点前时得到最大值，二阶往复惯性力距在第一曲柄离开上止点为处取得最大值。多缸机的离心惯性力矩会引起柴油机的纵摇和

28、平摇。上述的力和力矩称为外力和外力矩，其大小取决于运动部件的质量、发火顺序、缸数和曲柄排列等。由于机体是一弹性体，作用于机体上的内力矩使船体结构与机体出现弹性变形，引起船体局部结构发生振动频率与主机转速频率相同的振动。倾覆力矩是由柴油机气缸内燃气压力和往复惯性力合成所引起的。单缸机的扭矩或倾覆力矩的瞬时波动很大(缸数越多，越趋于均匀)，它的大小与曲柄转角有关，是时间的函数。倾覆力矩是引起船体横摇振动的主要因素，它可分为平均力矩和简谐分量两部分，平均力矩部分作用在机体上并被机座反力所平衡；简谐分量使机体在平衡位置附近作横格振动，并引起船底板架乃至船体的强迫振动。第四章 轴系扭转振动及其消除方法分

29、析4.1 扭转振动振幅和应力分析4.1.1扭转振动振幅的计算振幅的计算有好几种方法，这里只介绍一种方法：放大系数法。这个方法将激励力矩作为静力作用在系统上，从而求出一个所谓平衡振幅(也称为静振幅)。实际振幅为放大系数乘以平衡振幅。平衡振幅不是一个常数，在每一质点处都不同。激励力矩所做的功是：。系统中吸收的动能为：。这两者应该是相等的，即=式中：系统中各质点振幅(rad)；激励力矩(；圆周频率(rads)；各质量的转动惯量()。前面的霍尔茨法中应用了一个相对振幅。现在使，也就是将霍尔茨法的第一质量振幅作为平衡振幅值，因此则实际振幅为 （4-1）式中：放大系数，根据测量统计资料获得；霍尔茨法中=1

30、质量的振幅(因为平衡振幅是以此点为标准的)。放大系数这个概念能利用以前积累的经验和实验数据来进行计算。通过已有装置实测到的振幅与计算的平衡振幅相比就可得到放大系数。积累的数据越多，放大系数就越正确，因此的数值也可不断总结更新。放大系数与系统中的阻尼成反比，也就是阻尼越大放大系数越小，所以对系统中不同阻尼的部件就有不同的放大系数17。主机的放大系数因制造和运转情况可能有较大区别。这里引用根据几百台柴油机的实测结果得出的经验公式：= 由以上公式可以看出，柴油机放大系数与平衡振幅的四次方根成反比。根据有关统计资料，放大系数很少超过50，因此在计算时，如果放大系数超过50，即以50来计算。4.1.2

31、应力的计算图4-1是在不同阻尼下，放大系数与曲线。为任意转速，为临界转速。在没有阻尼时()，共振点是在的地方。有阻尼时，共振点便偏离的地方。阻尼越大(也就是越小)，其偏离也越大，如图中虚线所示。在一般工程中5，从图中可以看到误差不是很大，这种偏离是忽略的。 图4-1不同阻尼下的放大系数在的范围内(称为共振区)，阻尼对振幅是有影响的。只要转速略有变化(略有变化)振幅就有很大的变化(变化大)。在此区域以外阻尼对振幅的影响就比较小了。要计算应力，必须先计算振幅。上面所计算的振幅只是共振时的振幅(相当于图4-1中的虚线)。在其他转速下，振幅的计算可分为两种情况：（1）在共振区中（） （4-2）式中：平

32、衡振幅；任意转速与临界转速的比值共振时的放大系数。（2）在非共振区（） (4-3)式中各符号意义同（4-2）。实际上，式（4-2）是一通式，适用于共振区和非共振区。但由于此式比较复杂，通常在不同的区域采用不同的计算公式。算出振幅后，便可计算应力。轴系中应力最大处在节点，所以，我们可以从振形图上或霍尔茨发中变号之处找到应力最大点，同时也能知道该点的相对扭矩，计算扭转应力的公式如下： （4-4）式中：最大相对扭矩； 实际振幅可有式（4-2）求出； 在节点处轴的截面模数（）。从振形图上可以看出单节点最大应力在中间轴上，所以式（4-4）取中间轴中的数值。要取表中表中变号处的数值，即。图4-2是不同转速

33、下的应力曲线图。这里只画了单节点3的共振曲线。当然，用同样方法，也可以作出双节点7.5、8.5、9.5的共振曲线。根据振型图，双节点最大应力发生在曲轴和螺旋桨抽上。对于双节点，由于3，所以不需要求出，可以直接从相关文献求得。因为轴上同时受到单节点和双节点应力，因此轴上的应力实际比图4-2中的单节点应力略高(一般很少高于10) 。通常，我们将规范中轴系扭振附加许用应力值画在同一 图4-2 不同转速下的应力图 图上以便比较。4.2 扭转振动减轻方法分析4.2.1简单回避临界转速可分为主临界转速与副临界转速。主临界转速为主共振的相应转速。主共振是由简谐次数v等于曲轴每转发火气缸数整数倍的激振力矩(称

34、主谐量)所引起的共振。例如四冲程六缸机，曲轴每转发火缸数为3，则主谐量的v=3、6、9，它们引起主共振，相应的转速即为主临界转速。在主临界转速，各缸激振力矩方向相同，它将激起强烈的扭振，在常用转速范围内应该避开，主临界转速以外的所有临界转速18。大型的船舶动力装置中，往往把某些具有较严重共振现象的临界转速规定为“禁区”19，在管理上使曲轴工作转速远离临界转速，为此设立转速禁区，要求在变速时快速通过，此法主要应用于大型低速柴油机20。4.2.2频率调整改变扭转振动系统的固有频率，从而使整个系统的共振转速得到改变。固有频率完全取决于各个部件的惯性和弹性的大小及其分布情况，系统上任何一个部件的惯性值

35、或弹性值的变动(包括它们分布位置的变动)都可以引起整个系统固有频率的变化21。同样，增加或者减少系统上的部件，也可以对系统的固有频率造成影响。例如，改变飞轮的转动惯量和曲轴刚度、在系统中加装大柔度的弹性联轴器22或者使用各种型式的动力减振器。对于改变轴段刚度，通常有使用细长轴端、使用相对刚性的轴系和使用粗短轴系等23方法，使用相对刚性轴系的共振力较大，需在曲轴自由端安装几台合适的扭振减振器24，而使用粗短轴系使轴系不平衡扭矩非常大，导致船体轴向动力较大，使用细长轴系需提高轴系材料的抗拉强度，在柴油机缸数超过六缸时不需在曲轴自由端安装调频飞轮，但须设置转速禁区。在轴系设计时，一般用第一种方法。改

36、变转动惯量则可以通过加大飞轮和加装副飞轮来实现。在轴系中加装高弹性联轴节，既可降低轴系的自振频率，又可以产生阻尼使振幅减小，也可以缓和齿轮箱的冲击25。不同型号的弹性联轴器刚度不尽相同，选用合适的刚度对系统扭振特性有较大影响26。如果能将节点调整到弹性联轴器的橡胶上，使橡胶承受最大的扭振力矩，内、外环产生最大扭转角，就能充分发挥其高弹性联轴器的调频作用。4.2.3减少振能激励扭矩是导致扭转振动的动力源，如果能够减少输入系统的振动能量，也就能直接减少扭转振动的量级。在柴油机设计阶段，通常通过下面几个途径27来减小激励力矩的输入：(1)改变发火顺序。对于直列式柴油机，改变发火顺序可使副临界转速变动

37、而避开常用转速范围，但不影响主临界转速。对于单列多缸柴油机的曲柄排列应主要考虑：柄排列应设法消除或减少不平衡质量所引起的惯性力。并尽量使惯性力具有良好的内部平衡性。对于气缸数为偶数的六缸以上的四冲程柴油机可使曲轴的一半和另一半排列成镜面对称，并使曲轴的任一半侧均具有良好的内部平衡性，以减少弯曲应力和变形。对于二冲程柴油机和气缸数为奇数的四冲程柴油机，一般使各曲柄间夹角相等，以获得均匀发火28。(2)改变振型。如在曲轴自由端或中间轴的双节点振幅较大处装设副飞轮，可使轴系的频率和振型发生变化，使临界转速离开常用转速范围，还可使扭振振幅减小。如调整主机飞轮惯量，可改变曲轴中节点位置，减小主谐量对轴系

38、的激振能量。(3)合理选择桨叶安装位置。合理选择螺旋桨桨叶安装位置，可以减小其激振能，同时注意不使用与柴油机主谐量相同的桨叶叶数。(4)增大系统阻尼。增大扭转振动系统的阻尼因素可以减少扭转振动的量级。当动力装置中采用很多措施均不能达到减小装置的扭转振动式，可以在系统中加装具有较大阻尼作用的各类阻尼式减振器或具有较大阻尼的弹性联轴器29，以达到消减装置扭转振动的目的。常在柴油机曲轴自由端配置减振器，在大、中型船用柴油机中多阻尼型减振器和动力阻尼型减振器。4.3 本章小结柴油机轴系扭振振幅的计算方法有很多种，本论文中采用的是放大系数法。放大系数与系统阻尼成反比，与平衡振幅的四次方根成正比；放大系数

39、很少超过50，若放大系数超过50，则按50计算。要计算应力，一般要先计算出振幅，振幅的计算分为在共振区和在非共振区两种情况。应力与振幅的关系是。扭转振动可以通过简单回避、频率调整和减少振能来减轻。简单回避通过设置转速禁区，管理中通过远离转速禁区来实现；频率调整是改变扭振系统的固有频率，使其共振转速发生改变，可以通过改变飞轮的转动惯量和曲轴刚度、在系统中加装大柔度的弹性联轴器或者使用各种型式的动力减振器来实现；减少振能是为了减少扭振的量级，可以通过改变发火顺序、改变振型、合理选择桨叶安装位置和增大系统阻尼来实现。第五章 纵向振动及其减轻方法分析5.1 纵向振动的影响因素设一均匀质量杆,两端固定,

40、当给以初始的轴向力突然去掉,在没有外部和内部阻尼力的情况下,轴上任一截面都要作往复的轴向运动,这种现象就叫做纵向振动(轴向振动)。轴系的纵振特性比扭振特性复杂得多,这是因为影响因素比较多的缘故。纵振的固有振动频率计算,不仅与轴系的运动部件有关,而且还与推力轴承及其周围的船体构件有关,为了解轴系纵振的特性,需从以下几个方面进行讨论。气缸数与纵振频率的关系：在轴系长度一定的情况下,气缸越多,整个轴系的纵振频率越低,频率降低的大小与装置情况有关30。目前大多数低速二冲程柴油机推进轴系的推力轴承是与(0节纵振频率与气缸数)柴油机连在一起的,对给定机型来讲,其推力轴承刚度值基本上为定值。因此轴系0节纵振

41、频率是机型、气缸数及从柴油机到螺旋浆之间轴长度的函数(见图5-1)。图5-1 定型机轴系0节纵振频率与机型、气缸数及从柴油机到螺旋浆之间轴长度的函数轴系长度对纵振的影响：主机相同,即曲轴和推力轴承刚度值相同,轴系长度变化将使整个轴系的纵振固有振动频率发生变化，一般来说，轴系越长,纵振频率越低31。飞轮质量对纵振的影响：在轴系设计中,有时采用调整主机飞轮质量的方法来适当改善轴系的扭振特性。实际上对轴系纵振来讲,飞轮质量的变化,对纵振影响不大。5.2 轴系纵振引发的弊端及预防和减轻措施严重的轴系振动不仅会使轴系产生疲劳破坏,而且还可能产生有害的其他结构振动,主要有:曲柄销过大的弯曲应力和拉压应力,

42、甚至会产生曲轴的弯曲疲劳破坏、传动齿轮过大的附加弯曲负荷,加速齿面磨损甚至损坏、推力轴承的附加交变负荷、轴系纵振产生的二次激励力,激励起柴油机机架纵向振动和机舱构件的局部振动。因此,为了减少和避免有害的轴系纵向振动的产生,以及因轴系纵振而引起的其他机械和结构振动的产生,我们提出了一些减轻措施。5.2.1安装纵振减振器在曲轴的自由端或推力轴承处，安装一台纵振减振器，用以吸收振动能量达到减振目的。这种减振器的结构是将活塞直接连在曲轴自由端，活塞外面的油缸固定在机座上。活塞除与曲轴一起转动外,还可沿轴向移动。活塞和油缸的前端留有一定的距离，里面充满了阻尼油。活塞和油缸壁之间的间隙要适当。减振器的阻尼

43、油可直接使用柴油机的润滑油，阻尼油的压力应足够高以使减振器内完全充满油。油缸两侧分别布置进油管和排油管，在油缸两端分别接一对进排油管在其管路上安装一截止阀，以便调整油量。当轴系发生纵向振动，活塞便往返挤压油缸里的阻尼油，使其从活塞与油缸壁之间隙从一端挤到另一端，从而达到减少振动的目的。由阻尼作用而产生的热量由阻尼油带走32。5.2.2安装调频器安装调频器的目的是改变轴系的纵振固有频率从而把危险的共振转速移开。其工作原理是通过其活塞，滚动轴承与主机曲轴自由端相连接，调频器的液压缸固定在主机机架的横梁上。这样使曲轴的纵向运动受到约束，从而提高了轴系的纵振固有振动频率，可把危险的共振转速移动在额定转

44、速以上，用以提高纵振频率,减少纵振振幅。5.2.3改变发火顺序曲轴的纵向刚度除了与曲轴的结构尺寸有关外，还与相邻曲拐的夹角（受力状态）和曲拐的布置有关，这些又均与柴油机的发火顺序有关。因此，在结构尺寸相同情况下，改变发火顺序，可以改变曲轴的纵向刚度值，从而可使危险的纵振共振转移到常用转速范围以外33。5.3 本章小结由于轴系纵向振动影响因素比扭转振动影响因素多，其纵振特性比扭振特性复杂的多。纵振主要的影响因素主要是柴油机气缸数、轴系长度和飞轮质量。在轴系长度一定的情况下，气缸越多，整个轴系的纵振频率越低。对给定机型来说，轴系0纵振频率是机型、气缸数及从柴油机到螺旋浆之间轴长度的函数。主机相同，

45、一般来说，轴系越长，纵振频率越低。实际中，飞轮质量的变化对纵振影响不大。轴系纵振会产生很大的危害，如:使曲柄销产生过大的弯曲应力和拉压应力，轴系纵振产生的二次激荡力，使柴油机机架产生纵向振动，并引起机舱构件的局部振动。轴系纵向振动可以通过安装纵振减振器、调频器和改变柴油机的发火顺序来减轻。其中，安装纵振减振器是在曲轴的自由端或推力轴承处，安装一台纵振减振器，吸收振动能量来减振；安装调频器是改变轴系的纵振固有频率，把危险的共振转速移动在额定转速以上，以提高纵振频率,减少纵振振幅，可以减轻轴系的振动；改变柴油机发火顺序，可以改变曲轴的纵向刚度，从而将危险的纵振共振转移到常用转速之外，达到减振的目的

46、。第六章 结论通过对船舶柴油机扭转振动和纵向振动及其减轻方法的分析，可以得出以下结论：(1)简谐振动是最简单的振动，其他振动如受迫振动和阻尼振动等均可用若干简谐振动来表示。振动的主要参数是周期、频率、圆频率和振幅。柴油机的振动，实际上就是受迫振动，应尽量避免共振的发生。(2)柴油机曲轴连杆的复杂往复运动产生不平衡振荡力和力矩，这些力和力矩使船舶轴系产生扭转振动、纵向振动和横向振动。(3)振动产生极大的危害，它可以使船体结构和机械部件产生疲劳破坏，使磨损加剧、噪声上升，使船员工作条件恶化。振动还会影响机器和仪表的工作、使船舶仪表、机械失效和失灵，共振还会引起柴油机装置的管系、附件的损坏甚至柴油机装置本身的损坏。(4)单缸机的往复惯性力和离心惯性力均是一阶惯性力，单缸往复惯性力始终作用在气缸中心线方向上，而单缸离心惯性力沿则是曲柄半径向外作用。除单缸、双缸和四缸四冲程机外，多缸机的往复和离心惯性力总是被自行平衡的。多缸机的离心惯性力矩会引起柴油机的纵摇