船舶轴系扭振计算步骤2008
内河船舶轴系扭振计算
内河船舶轴系扭振计算
扭振计算主要分为三个步骤：
1.确定船舶轴系的基本参数。
包括轴承位置、轴线形状、轴线刚度、
转子质量和转速等。
这些参数将用于后续的扭振计算。
2.进行动力学分析。
通过使用船舶轴系的动力学模型，计算轴系在旋
转时受到的非均匀载荷和激振力。
非均匀载荷可以是来自于轴线的几何非
均匀性、质量非均匀性以及激振源的周期性激励等。
激振力可以是来自于
轴承的外载荷、非均匀载荷引起的变形和振动等。
3.进行扭振计算。
根据所得到的非均匀载荷和激振力，通过扭振计算
方法计算轴系的扭振响应。
常用的扭振计算方法有有限元法（FEM）、模
态分析法、周期解法等。
通过这些计算方法，可以得到轴系的挠度、应力、振动等信息。
实际的船舶轴系扭振计算过程中，还需要考虑一些特殊条件和因素，
例如轴系的非线性效应、轴承的动力特性、船舶在不同航行工况下的扭振
特性等。
船舶轴系扭振计算的目的是为了评估轴系的设计合理性，确保其在运
行过程中具有足够的强度和稳定性。
通过扭振计算可以确定轴系的最大振幅、最大应力和振动频率等，这些信息对于轴系的设计和优化至关重要。
但是需要注意的是，船舶轴系扭振计算是一个复杂且耗费时间和资源
的过程。
计算结果的准确性和可靠性受到多个因素的影响，例如输入参数
的准确性、计算方法的适用性以及模型的精度等。
因此，在进行扭振计算
时需要慎重选择计算方法和进行合理的验证。
船舶推进轴系扭转振动计算分析
作者签名： 年 月 日
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关键词：扭转振动；轴系；霍尔茨法；MATLAB
-2-
武汉理工大学毕业设计（论文）
Abstract
Ship propulsion shafting is a complicated flexible system with multi-masses， whose function is mainly as follows: transferring the power generated by main engine to drive the propeller, so the thrust is born for ship moving. Propulsion shafting torsional vibration is one of the combustion engine power unit malfunction reasons. The torsional vibration aggravated problems can cause crankshaft, intermediate shaft, propeller shaft and other shaft segment fracture can cause gear wear, tooth surface pitting, coupler damage, excessive noise and other issues. These all affect the dynamic property and safety of ship driving, so the propulsion shafting torsional vibration research has very important significance. Having looked up to plenty of information, this paper is taking ship propulsion shafting as a researched object, gives a brief summary of principles and methods for research and study of torsional vibration. The main works are as follows: (1)Establish a lumped parameter model for various parts of the ship shafting to transfer the complex shafting to a simple model: homogeneous rigid disc elements, no inertia damping elements, no inertia torsion spring elements. (2)Do the study or research about the theory of the inherent characteristics of torsion vibration (natural frequencies and mode shape) in ship propulsion shafting torsional vibration calculation. Comparing different characteristics and applicable features by their calculation process. (3) Verify the correctness of the methods used by modeling specific real ship
船舶轴系扭振计算与测量分析简介
船舶轴系扭振计算与测量分析简介高莹莹(青岛齐耀瓦锡兰菱重麟山船用柴油机有限公司技术部)摘要：随着现代船舶计算的发展,船舶轴系扭转振动成为船舶动力装置安全运行的重要因素之一,各船级社规范也对船舶轴系扭振提出了计算和实测的要求，本文结合实例对船轴系用霍尔茨法进行自由振动计算和采用能量法进行共振计算进行了简单介绍,结合实船的扭振测量的结果和理论计算结果进行对比分析.结果表明,采用精确的原始轴系数据和柴油机参数,使得扭振计算的理论结果和实测结果非常吻合,本船的理论计算值符合实船状况,转速禁区设定正确.关键词:当量系统霍尔茨法能量法测量修正随着船舶工业的发展,造船数量和吨位不断增大,造船行业对造船技术的工艺和质量要求越来越高。
高质量、高效率的生产设计离不开现代化的技术支持。
然而船舶柴油机轴系的扭转振动是影响船舶动力装置安全运行的重要动力特性之一。
轴系振动计算不但对深入研究船舶推进轴系的可靠性、安全性、用于动力装置故障诊断等具有重要意义，而且是船舶推进轴系设计、制造、安装和检验比不可少的环节之一，为推进装置可靠安全运行提供了有力保障。
基于此，本文结合一30万吨VLCC船舶的轴系实例对船舶柴油机扭振计算和测量分析做了简要的概述。
1，当量系统的转化根据有关轴系振动理论，船舶柴油机及推进轴系实际就是一个多质量有阻尼强迫振动系统。
实际计算分析中，可以将其转化成为若干用无惯量的轴连接起来的集中质量系统，称之为当量扭振系统。
为了使转化后的当量扭振系统能代表实际的轴系的扭振特性，一般要求：当量扭振系统的固有频率应与实际系统的固有频率基本相等；其振型与实际的振型相似。
如下图Fig.1为一30万吨VLCC油轮轴系的当量扭振系统模型。
该船安装的是瓦锡兰7RT-flex82T电喷柴油机，主机的额定功率31640Kw，额定转速80rpm。
中间轴长9927mm，直径700mm，抗拉强度为590N/mm2;螺旋桨轴长10233mm，艉轴承处直径850mm，抗拉强度为590N/mm2。
船舶轴系扭转振动有限元分析及求解
有限元法的基本思想是“化整为零 ”,即化复杂的不规则的整体为有限个单元的集合 体 ,以一定程度的近似为代价求出扭振系统的数值解 。具体地说 ,借助于有限元法 ,可以把 一个复杂的连续体看成是若干个基本离散单元的集合体 ,对扭振而言 ,有限元法使连续的扭 振问题变成一个有限自由度系统的振动问题 ,从而使得问题可以借助于线性方程组求解 。
一 引 言
船舶柴油机动力装置轴系的扭转振动是影响该动力装置安全运行的重要动力性能之 一 ,也是当前柴油机推进装置的重要故障原因之一 ,世界多数国家的船舶检验机构规定 ,超 过 150马力的内燃机动力装置必须进行扭转振动计算和测量 ,中国船舶标准化技术委员会 专业标准也有类似的规定 。目前 ,扭转振动计算方法有多种 ,计算的内容是进行系统的自由 振动和强迫振动计算 。自由振动计算的方法很多 ,如 Holzer法 、Tolle法 、Tepckux法等 ,以往 以 Holzer表格法应用较多 ;强迫振动计算多采用能量法 、放大系数法 。本文主要在 matlab7. 0环境下采用直接求解法求解自由振动 ,采用振型叠加法求解强迫振动 。matlab是近年来 开始流行的实用性工程数学计算软件 ,它以矩阵为计算基本单元 ,本文利用其强大的矩阵计 算功能进行轴系扭转振动计算 。
k1
- k1
0… 0
0
0
- k1 k1 + k2 - k2 …
0
0
0
K= … … … … …
…
…
0
0
0
… - kn - 2 kn - 2 + kn - 1 - kn - 1
0
0
0… 0
- kn - 1
kn - 1
对单支系统 ,矩阵带宽为 3;
船舶推进轴系的扭转振动与控制
当量轴段长 6）轴系中有弹性联轴器或气胎离合器时，应把它们的主、从动
部分分为两集中质量 7）轴系中有液力偶合器时为界，分成两个独立的扭振系统 8）被发动机拖动的机械，转动惯量大的也要作一集中质量
二、多质量系统无阻尼简谐振动计算
等，振幅不同，惯量大的振幅小，惯量小 的振幅大，且振动方向永远相反。
振型图
A1
e12 O
A1
单结 A2
e12
e23
单结
A1
A2
双结
取A1=1，A2=-I1/I2， O为结点，振幅为0， 应力最大，双质量 只有一个结点。
A2
三质量系统有两个
自振频率，单结或
双结，即两个结点。
A3 A3
n个质量就有n-1个 振型，n-1个自振 频率。
(
2 n
2)2
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2 n
2
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A
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பைடு நூலகம்
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放大系数
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讨论：
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0
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有因
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次
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船舶轴系扭振计算简介
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船巍 南 奄妞
船 舶 轴 系扭 振 计 算 简 介
汤 儒 涛
簿
维普资讯
１ 概 述
经过我公 司承接 的两条 ４０ ０ ４ ０ 吨货船轴 系
的详 细 设 计 ， 人 认 为 有 必 要 把 轴 系 的 扭 转 振 本 动、 回旋 振动 、 向振 动及 对 中计 算 的理 解 和 计 纵 算提 出来 和 大 家 共 同 探讨 一下 。本 文借 此 简 单
分析过 程就 是将实 际轴 系中 ， 有弹性 又有 贯 既 量的物体 。 按照振动 不变的原则 ， 其转换成 只 将 有 转 动 惯 量 的 集 中质 量 和 只有 弹 性 而 无 质 量 的
弹 性 轴 段 经过 这 样 的 转 换 ， 实 际 轴 系成 为 能 使 够 进 行 数 学 计 算 的 理 想 系统 。 这 样 的理 想 化 模 型称 这 为 当 量 系统 ， 实 际轴 系是 等 效 的 ， 当 与 对 量 系 统进 行 计 算 ， 结 果 与 实 测 值 基 本 相 符 ， 其 能
轴 事 故 ， 而 导 致 这 项 工 作 探 入 的理 论 研 究 和 从 测量 。 从 十 九 世 纪 末 到 二 十 世纪 初 ， 种 断 轴 事 各 故 的 分 析 报 告 及 有 关 文 章 逐 渐 出 现 ， 于 轴 系 对 扭 转振 动 的 研 究 也 逐 渐 探 入 。到 本 世纪 五 十 年 代 ， 转 振 动 的研 究 终 于 逐 渐 成 熟 ， 成 为 内 燃 扭 并 机 动 力 装 置 的 重 要 研 究 内容 之 ～ 。 随 着计 算 机 的 广 泛 应 用 ， 轴 系 扭 振 研 究 有 了更 深 入 的 发 使 展 ， 取得了新的成就 。 并
船舶轴系扭振计算
船舶轴系扭振计算1 已知条件轴系原始资料2 当量系统2.1惯量计算（或给定）2.2 刚度计算（或给定）2.3 当量系统转化，即将系统转化成惯量－刚度系统，并给出当量系统图以及相关参数（见表）当量系统参数3 固有频率计算（自由振动计算并画出振型图）Holzer表4 共振转速计算5强迫振动计算(动力放大系数法的计算步骤)步骤1：激励计算步骤2：计算第1惯性圆盘的平衡振幅步骤3：计算各部件的动力放大系数步骤4：求总的放大系数dr s p e Q Q Q Q Q Q 111111++++= 步骤5：计算第1质量的振幅A ＝Q ×A 1st步骤6：轴段共振应力计算101,A k k ⋅=+ττ步骤7：共振力矩计算 步骤8：非共振计算22221111⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫⎝⎛-=ccst n n Q n n A A步骤9：扭振许用应力计算（按CCS96规范） 步骤10：作出扭振应力或振幅－转速曲线能量法计算步骤：步骤1 相对振幅矢量和的计算（如为一般轴系，可省略）步骤2 激励力矩计算M v （若为柴油机轴系，方法同动力放大系数法步骤1；若为一般轴系，则已知条件给定） 步骤3：激励力矩功的计算 ∑=k T A M W απν1 步骤4：阻尼功的计算 各部件的阻尼功部件外阻尼功的计算：步骤5：阻尼力矩功W c 的计算(为系统各部件总阻尼功之和)+++++=cr cs cp cd ce c W W W W W W步骤6：求第1质量振幅A1 cT W W A =1 步骤7－11同动力放大系数法步骤6－10 强迫振动计算结果表：6 一缸不发火的扭振计算1）不发火气缸的平均指示压力近似为零，相应的气体简谐系数为bv ；其他气缸的平均指示压力pimis 为：i imis p z zp 1-=N/mm2；式中：z-气缸数,pi 按前面计算公式计算。
2）相应的Cimis 为：v imis v imisb p a C +=3）一缸不发火影响系数为:∑∑=aC a C misimisνγ式中：Cv 、Cvmis ——分别为正常发火与一缸不发火时的简谐系数；∑a 、∑misa 分别为正常发火与一缸不发火时的相对振幅矢量和，其中∑mis a 按下式计算： ∑∑∑==+=z k z k k k k k k k mis a a a 112,12,1)cos ()sin (νζβνζβ不发火缸vmiskC b νβ=，其他气缸为1；4）一缸不发火的振幅、应力和扭矩：第1质量振幅为： 11A A mis γ=轴段应力为：1,!,1++=k k k misk γττ齿轮啮合处振动扭矩为：G gmis T T γ=弹性联轴器振动扭矩为：R rmisT T γ=7 柴油机激励的不均匀柴油机各缸在允许误差范围内存在各缸负荷不均匀情况。
船舶轴系扭振计算(精)
船舶轴系扭振计算1 已知条件轴系原始资料2 当量系统2.1惯量计算（或给定） 2.2 刚度计算（或给定）2.3 当量系统转化，即将系统转化成惯量－刚度系统，并给出当量系统图以及相关参数（见表）当量系统参数3 固有频率计算（自由振动计算并画出振型图）Holzer表4 共振转速计算5强迫振动计算(动力放大系数法的计算步骤) 步骤1：激励计算步骤2：计算第1惯性圆盘的平衡振幅步骤3：计算各部件的动力放大系数步骤4：求总的放大系数1Q=1Qe+1Qp+1Qs+1Qr+1Qd步骤5：计算第1质量的振幅A＝Q×A1st步骤6：轴段共振应力计算τk,k+1=τ0⋅A1步骤7：共振力矩计算步骤8：非共振计算A1=⎡⎢1-⎢⎣A1st2⎛n⎫⎤1 ⎪⎥+2 n⎪Q⎝c⎭⎥⎦2⎛n⎫⎪ n⎪⎝c⎭2步骤9：扭振许用应力计算（按CCS96规范）步骤10：作出扭振应力或振幅－转速曲线能量法计算步骤：步骤1 相对振幅矢量和的计算（如为一般轴系，可省略）步骤2 激励力矩计算Mv（若为柴油机轴系，方法同动力放大系数法步骤1；若为一般轴系，则已知条件给定）步骤3：激励力矩功的计算WT=πMνA1∑αk 步骤4：阻尼功的计算各部件的阻尼功部件外阻尼功的计算：步骤5：阻尼力矩功Wc的计算(为系统各部件总阻尼功之和)Wc=Wce+Wcd+Wcp+Wcs+Wcr+步骤6：求第1质量振幅A1 A1=WTWc步骤7－11同动力放大系数法步骤6－10 强迫振动计算结果表：6 一缸不发火的扭振计算1）不发火气缸的平均指示压力近似为零，相应的气体简谐系数为bv；其他气缸的平均指示压力pimis为：pimis=zz-1pi N/mm2；式中：z-气缸数,pi按前面计算公式计算。
2）相应的Cimis为：Cimis=avpimis+bv3）一缸不发火影响系数为:γ=Cimis a∑mis Cν∑a式中：Cv、Cvmis——分别为正常发火与一缸不发火时的简谐系数；∑ a、∑amis分别为正常发火与一缸不发火时的相对振幅矢量和，其中∑amis按下式计算：∑ amis=zz(∑βkaksinνζk=1)+(∑βkakcosνζ1,kk=12) 1,k2不发火缸βk=bνCvmis，其他气缸为1；4）一缸不发火的振幅、应力和扭矩：第1质量振幅为：A1mis=γA1轴段应力为：τ1misk,k+!=γτk,k+1齿轮啮合处振动扭矩为：Tgmis=γTG弹性联轴器振动扭矩为：Trmis=γTR7 柴油机激励的不均匀柴油机各缸在允许误差范围内存在各缸负荷不均匀情况。
船舶轴系扭振计算
船舶轴系扭振计算船舶轴系扭振计算是为了研究船舶传动系统中可能产生的扭振问题而进行的计算工作。
船舶轴系扭振是指船舶传动系统中由两个或多个旋转部件之间的扭转刚度不匹配引起的系统震动问题。
这种扭振问题可能对船舶的可靠性、安全性和性能产生不利影响，因此需要进行相应的计算分析。
第一步是建立船舶轴系模型，包括各个旋转部件的几何特性、质量参数和刚度参数等。
这是进行船舶轴系扭振计算的基础，需要准确地描述船舶传动系统的结构和特性。
第二步是进行船舶轴系的动力学分析，包括计算各个旋转部件的惯性力、惯性力矩和旋转角速度等动力学参数。
这些参数将作为扭振计算的输入数据，用于分析船舶轴系的动力响应。
第三步是确定船舶轴系的扭振频率和振动模态。
扭振频率是指船舶轴系中可能产生扭振的固有频率，而振动模态则描述了船舶轴系中不同部件之间的相对振动形式。
这些信息对于评估扭振问题的严重程度和确定相应的抑制措施非常重要。
第四步是评估船舶轴系扭振对系统性能的影响。
通过对船舶轴系的动力响应进行分析，可以评估扭振对船舶传动系统中各个旋转部件的疲劳寿命、工作性能和振动舒适性等方面的影响。
这将有助于确定是否需要采取相应的抑制措施，以避免扭振问题的发生或减小其不良影响。
最后，根据船舶轴系扭振计算的结果，可以针对具体的扭振问题确定相应的技术措施。
这可能包括增加扭振阻尼器的刚度、调整旋转部件的设计参数或改进轴系的结构等。
这些措施旨在提高船舶轴系的扭振稳定性和工作性能，从而保证船舶的可靠性和安全性。
总之，船舶轴系扭振计算是一个综合的工作，需要对船舶传动系统进行动力学分析和评估，以确定扭振问题的影响和解决方案。
通过合理的计算分析，可以提高船舶轴系的可靠性和工作性能，为船舶运行提供更好的保障。
轴系部件的扭振参数计算
轴系部件的扭振参数计算采用集总参数模型进行常规传动装置的扭振计算，该种模型由三部分组成：有惯量的质量、无惯量的刚度和无质量阻尼。
对轴系中各部件的扭振参数提取，然后按连接顺序拼接在一起，形成完整的集总参数模型。
1)柴油机曲轴曲轴集总参数模型的刚度、惯量和阻尼系数由生产厂家提供。
2)高弹联轴节高弹联轴节的转动惯量和刚度原则上可由生产厂提供。
弹性联轴节应把主、被动部分分为两个集中质量，扭转振动计算时，高弹刚度为两集中质量间的刚度值。
弹性元件的转动惯量则可一分为二分别记入主、从动部分内。
3)齿轮箱齿轮箱轴系模型刚度、惯量和阻尼系数由生产厂家提供。
齿轮的啮合刚度很大，一般可取系统中最大刚度的1000倍。
4)万向联轴器万向联轴器的转动惯量可以分别平均加在其两端的集中质量上。
万向轴的刚度值作为两集中质量间的刚度值。
（阻尼系数取为0）5)中间连接轴、推力轴、螺旋桨轴对于推力轴、中间轴、艉轴和螺旋桨轴等中间连接轴的转动惯量，可把它的转动惯量平均分配到两相邻集中质量上。
每相邻两集中质量点之间轴的刚度值作为该两集中质量间的刚度值。
在没有模型、图纸或者不具备有限元建模的情况下，可以应用理论计算公式计算轴段的刚度。
（阻尼系数取为0）按空心圆锥结构计算各中间轴段的惯量和柔度，轴长为L，一端的外径D1和内径d1，另一端的外径D2和内径d2，材料密度ρ。
轴段较长时，均分成N段轴处理，均分轴段按前后顺序编号1、2、…、i、…、N，则第i段轴的惯量刚度计算公式如下：第i段轴，记一端的外径D i1和内径d i1，另一端的外径D i2和内径d i2，则D i1=D1−i−1N(D1−D2)d i1=d1−i−1N(d1−d2)D i2=D1−iN(D1−D2)d i2=d1−iN(d1−d2)材料的弹性模量E，泊松比μ，剪切弹性模量G，有如下关系G=E2(1+μ)计算要求 D i2>D i1，d i2>d i1，其刚度为K i=3NπG32L[D i1D i231+D i2D i1+(D i2D i1)2−d i1d i231+d i2d i1+(d i2d i1)2]当D1=D2，d1=d2时，其转动惯量为I i=π32NρL(D i14−d i14)当D1≠D2，d1≠d2时，其转动惯量为I i=π160NρL[(D i12+D i1D i2+D i22)(D i15−D i25)D i13−D i23−(d i12+d i1d i2+d i22)(d i15−d i25)d i13−d i23]6)飞轮、推力盘和法兰盘等如飞轮、推力盘、法兰盘等部件作为刚体考虑，只记其转动惯量，以该部件中心线作为质量的集中点。
第三节 轴系的扭转振动
五 轴系扭转振动的减振措施
一、船舶轴系扭转振动许用应力和许用扭矩 1转速比r=共振转速/标定转速=nc /ne 2持续运转工况0ｒ1.0 3危险临界转速 1）扭振应力或扭矩超过持续运转的许用值时的共振转 速 2）防止措施： （1）设转速禁区；（2）禁区内不应 持续运转，允许快速超越；（3）转速表用红色标明， 并在操纵台前设示告牌 4常用转速ｒ＝0.8－1.05范围内不允许存在转速禁区。 在ｒ＝0.9－1.03范围内应尽可能不用减小振幅的方 法来消除转速禁区
e nt A sin( e2 n 2 t )
是一种简谐振动。但其振幅衰减，自振圆 频率减小，周期增长
3扭摆的有阻尼强制扭转振动（持续简谐力矩， 并计及阻尼的扭振） 激励力矩Mt＝Ｍsinωt Φ ＝ e A sin( n t ) ＝1+2
nt 2 e 2
三、轴系的自由扭转振动特性 1双质量系统自由扭转振动特性 1）两个质量进行一种简谐振动，频率、初相 位相同 2）两个质量的振幅之比与转动惯量成反比且 反向 3）自振圆频率We随转动惯量的增大和轴柔度 的增大而降低 4）轴段某点扭振振幅始终为0，该点称为节 点。节点处扭矩最大，振幅或扭转角位移为 0，并有发热、发蓝现象。两质量自由扭振 只有一个节点，且节点靠近转动惯量较大处
二、轴系扭转振动特性 为便于研究分析,通常把柴油机及轴系转 化为若干个只有柔度而无转动惯量的轴段和 只有转动惯量而无柔度的集中质量组成的扭 振系统。这种转化系统称为柴油机及其轴系 的当量扭振系统。柴油机推进轴系为多质量、 多轴段的当量扭振系统 二质量系统(两个转动质量、一个轴段) 三质量系统(三个转动质量、两个轴段) …… n质量系统
4封缸运行时的扭振特点 1）封缸运行类型 （1）单缸停油，运动件未拆除 （2）损坏运动件拆除 2）相应扭振特点 （1）运动件未拆除较常见，使扭振振幅和扭振应 力增大，即扭振恶化 （2）运动件拆除对扭振影响最严重，使转动惯量 减小，固有频率、固有振型发生变化，扭振振 幅、应力增大 5现代船用大型柴油机的扭振特点 使轴系扭转振动加剧，中间轴产生过大的扭 振振幅和扭振附加应力
轴系扭振计算例子
1 轴系基本数据轴系布置数据船舶类型海船安装类型螺旋桨中间轴连接方式键槽减振器无弹性联轴器无齿轮箱无总质量数12主支质量数121级分支数02级分支数0柴油机基本参数型号7S60MC制造厂/气缸数目7冲程数 2气缸型式直列额定功率(kW) 13570额定转速(r/min) 105最低稳定转速(r/min) 30缸径(mm) 600活塞行程(mm) 2292往复部件重量(kg) 5559平均有效压力(MPa) 1.7连杆中心距(mm) 2628发火顺序1-7-2-5-4-3-6 机械效率0.83第1气缸质量号 2螺旋桨基本参数型号Fault制造厂Fault直径(mm) 700叶数 4盘面比0.7螺距比 1.1转动惯量(kg.m^2) 230螺旋桨所处单元号122 系统当量参数表序号分支号惯量(Kgm^2) 刚度(MNm/rad) 外径(mm) 内径(mm) 传动比标识1 0 209.0000 1329.7872 672.0 115.0 12 0 10171.0000 1095.2903 672.0 115.0 1 气缸#13 0 10171.0000 1135.0738 672.0 115.0 1 气缸#24 0 10171.0000 1054.8523 672.0 115.0 1 气缸#35 0 10171.0000 1055.9662 672.0 115.0 1 气缸#46 0 10171.0000 1133.7868 672.0 115.0 1 气缸#57 0 10171.0000 1165.5012 672.0 115.0 1 气缸#68 0 10171.0000 1538.4615 620.0 115.0 1 气缸#79 0 3901.0000 3115.2648 620.0 115.0 1 推力轴10 0 5115.0000 60.3500 480.0 0.0 1 中间轴11 0 613.9000 166.8335 590.0 0.0 1 螺旋桨轴12 0 75197.0000 1.0000 100.0 0.0 1 螺旋桨3 计算结果3.1 轴系自由振动计算结果(合排)第 1 阶固有频率 F = 307.66 r/min or 5.13 Hz第 2 阶固有频率F = 1278.21 r/min or 21.31 Hz第 4 阶固有频率 F = 3581.32 r/min or 59.71 Hz第 6 阶固有频率 F = 5329.03 r/min or 88.86 Hz第 8 阶固有频率 F = 5948.58 r/min or 99.19 Hz第 10 阶固有频率 F = 12416.00 r/min or 207.02 Hz。
船舶动力装置轴系扭转振动计算课程设计
船舶动力装置轴系扭转振动计算课程设计班级：轮机0801班学号：U200812201姓名：李弘扬一．设计任务及意义：在推进装置中，从主机到推进器之间，用传动轴及保证推进装置正常工作所需的全部设备连接在一起的中间机构成为轴系。
船舶轴系是船舶动力装置的重要组成部分之一。
轴系的工作好坏，将直接影响船舶的推进特性和正常航行，并对船舶主机的正常工作也有直接的影响。
如果轴系设计质量欠佳，将会引起机体振动、传动系统零部件损坏、轴承过度磨损、甚至轴件折断等事故，不仅会中止机械系统的正常运行，也会危急工作人员的生命安全。
因此对轴系必须进行深入的研究，以利于其正确的设计、制造、安装和检验。
船舶轴系振动控制就是设计及安装中采取措施，以保证动力装置的振动限制在容许的范围内。
这次设计主要是针对简化实际系统后的理想的轴系当量系统图进行分析，采用其参数，通过各种方法（矩阵特征值特征向量、HOLZER 法、专门解微分方程的软件等）求出系统的各阶频率及其主阵型，通过对着2个参数进行分析，得出所需的数据，并总结归纳出轴运转过程中要注意的问题，以保证轴能够安全有效的运转。
二．柴油机推进轴系布置图：图1所选主机的型号为6350ZC-1，其额定功率为661Kw，额定转速为350r/m。
三．轴系当量系统图：为了方便对船舶的推进轴系进行分析和振动计算，将实际的船舶推进轴系简化成当量系统，如下图：图2其中：1.空气压缩机2.水泵3.变速齿轮 4-8.柴油机气缸 9.飞轮 10.减速器 11.联轴节 12.螺旋浆各当量参数如下表：序号 1 2 3 4~7 8 9 10 11 12转动惯量5.98 1.08 1.04 2.913 2.913 51.463 0.6 1.115 3.944(kg·m2)扭转刚度×10-58.2 392.2 150 112.78 169.66 0.5 0.5 50.29 (N·m/rad)表1转动惯量与扭转刚度的等效计算原理：a，转动惯量：轴系作扭转振动时，其运动部件可分为旋转运动件和往复式运动件，其中，旋转运动件的转动惯量一般都是对圆盘这类有规则几何形状的物体进行积分：J=.比如真空心圆轴的转动惯量为J=ρ（）L （kg ·m ）。
内河船舶轴系扭振计算
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对 弹性 扭 振 减 振 器 （ 卷 簧 减 振 器 、 胶 减 振 如 橡
器 等 ） 其 主 、 动 惯 性 轮 应 分作 为 ２个 质 量 点 ， ， 从 刚
度值取减振器 中弹性元件 的动态刚度值 ； 对硅油减 振器 ， 如果厂家提供 了主、 被动端惯量和刚度值 ， 则 可转化 为 ２个质 量 点 ， 果仅 提供 了惯量 值 ， 可 简 如 则
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３ ６卷
应 用式 （ ）可 得 ： ４，
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上式 说 明 ， 比为 ｉ 变 速 系统 转 化 为 以 主动 速 的 轴转 速旋 转 的系统 时 ， 动 轴 系 统 的转 动 惯 量要 改 从 变 倍 。
中图分 类号 ： ６ ． １ Ｕ ６ ４ ２ 文献标 识 码 ： Ｂ
０ 引 言
船 舶 轴 系在 发 动 机 、 旋 桨 等 周期 性 扭 矩 激 励 螺
下 出现 绕其 纵轴 产 生 扭 转 变 形 现 象 ， 为 轴 系 扭 转 称
振 动 。轴 系扭转 振 动 引起 的振 动 扭 矩／ 力 是 交 变 应
第 ３ 卷第 ３期 ６
２１ ０ ０年 ９月
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Ｖｏ１３ ． ． ６ Ｎｏ ３ Ｓ ｐ． ０１ ｅ ２ ０
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船舶轴系扭振计算步骤2008
船舶轴系扭振计算的一般步骤（能量法和放大系数法）1 已知条件轴系原始资料2 当量系统2.1惯量计算（或给定）2.2 刚度计算（或给定）2.3 当量系统转化，即将系统转化成惯量－刚度系统，并给出当量系统图以及相关参数（见表）当量系统参数3 固有频率计算（自由振动计算并画出振型图）Holzer表4 共振转速计算5强迫振动计算(动力放大系数法的计算步骤) 步骤1：激励计算步骤2：计算第1惯性圆盘的平衡振幅步骤3：计算各部件的动力放大系数步骤4：求总的放大系数dr s p e Q Q Q Q Q Q 111111++++= 步骤5：计算第1质量的振幅A ＝Q ×A 1st步骤6：轴段共振应力计算101,A k k ⋅=+ττ步骤7：共振力矩计算步骤8：非共振计算22221111⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫⎝⎛-=ccst n n Q n n A A步骤9：扭振许用应力计算（按CCS96规范） 步骤10：作出扭振应力或振幅－转速曲线6强迫振动计算(能量法的计算步骤)步骤1 相对振幅矢量和的计算（如为一般轴系，可省略）步骤2 激励力矩计算M v （若为柴油机轴系，方法同动力放大系数法步骤1；若为一般轴系，则已知条件给定） 步骤3：激励力矩功的计算 ∑=k T A M W απν1 步骤4：阻尼功的计算 各部件的阻尼功部件外阻尼功的计算：步骤5：阻尼力矩功W c 的计算(为系统各部件总阻尼功之和)+++++=cr cs cp cd ce c W W W W W W步骤6：求第1质量振幅A1 cT W W A =1 步骤7－11同动力放大系数法步骤6－10 强迫振动计算结果表：7 一缸不发火的扭振计算1）不发火气缸的平均指示压力近似为零，相应的气体简谐系数为bv ；其他气缸的平均指示压力pimis 为：i imis p z zp 1-=N/mm2；式中：z-气缸数,pi 按前面计算公式计算。
D683ZLCAB型船用柴油机扭振计算
摘要D683Z L C A B型船用柴油机是作为船用主机的高速柴油机，对该机进行了台架试验轴系扭转振动计算及台架扭转振动测量，计算与实测结果值的误差小于4％。
计算曲轴单节点最大共振扭振应力、合成扭振应力、双节点最大共振扭振应力和双节点最大合成扭振应力均低于按我国《钢质海船入级与建造规范》确定的相应的扭振许用应力值。
因此，D683Z L C A B型船用柴油机台架试验轴系在运转转速范围内该轴系各轴段的扭振应力满足我国《钢质海船入级与建造规范》要求。
目录一、台架轴系组成二、台架轴系原始参数1.柴油机相关参数2. 柱销式橡胶联轴节参数3.WE42N型水涡流测功器参数三、台架轴系扭振当量系统及其参数四、台架轴系扭振当量系统自由扭转振动特性计算1.需计算的固有频率最高值F max2.自由振动计算结果五、台架轴系扭振实测结果与分析1.测量仪器与测点布置2.测试工况和测量方法3.扭振测量结果六、主要谐次激起曲轴的最大扭振应力计算1.单节点扭振曲轴的最大扭振应力计算2.双节点扭振曲轴的最大扭振应力七、扭振许用应力计算八、曲轴最大扭振应力与相应扭振许用应力对比九、测功器轴段的扭振应力计算十、结论一、台架轴系组成D683Z L C A B型船用柴油机台架试验轴系由D683Z L C A B型柴油机飞轮通过柱销式橡胶联轴节与WE42N型水涡流测功器相连组成。
二、台架轴系原始参数1. 柴油机相关参数柴油机型号D683Z L C A B柴油机型式四冲程、水冷、直列、直喷式燃烧室气缸数目 6缸径⨯行程mm114⨯135进气方式增压、中冷标定功率KW 205标定转速r/min22001h超负荷功率KW 225.5超负荷功率时转速r/min2266稳态调速率%13.5最低稳定工作转速r/min 800最高空车转速r/min 2575曲轴材料抗拉强度N/ mm2 760（牌号SAE1548）曲柄销（实心）直径mm 76发火顺序1—5—3—6—2—4硅油减振器惯性体转动惯量kgf.cm.s21.24有效转动惯量kgf.cm.s20.75阻尼系数kgf.cm.s/rad 7002. 柱销式橡胶联轴节参数主动体转动惯量kgf.cm.s22.09从动体转动惯量kgf.cm.s2 5.169动态扭转柔度rad/ kgf.cm0.34 ×10－6损失系数0.203.WE42N型水涡流测功器参数转子转动惯量kgf.cm.s2 2.1半根转子轴扭转柔度rad/ kgf.cm 0.147814×10－6三、台架轴系扭振当量系统及其参数图1为D683Z L C A B型柴油机台架试验轴系扭振当量系统简图。
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船舶轴系扭振计算的一般步骤（能量法和放大系数法）1 已知条件轴系原始资料2 当量系统2.1惯量计算（或给定）2.2 刚度计算（或给定）2.3 当量系统转化，即将系统转化成惯量－刚度系统，并给出当量系统图以及相关参数（见表）当量系统参数3 固有频率计算（自由振动计算并画出振型图）Holzer表4 共振转速计算5强迫振动计算(动力放大系数法的计算步骤) 步骤1：激励计算步骤2：计算第1惯性圆盘的平衡振幅步骤3：计算各部件的动力放大系数步骤4：求总的放大系数dr s p e Q Q Q Q Q Q 111111++++= 步骤5：计算第1质量的振幅A ＝Q ×A 1st步骤6：轴段共振应力计算101,A k k ⋅=+ττ步骤7：共振力矩计算步骤8：非共振计算22221111⎪⎪⎭⎫⎝⎛+⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫⎝⎛-=ccst n n Q n n A A步骤9：扭振许用应力计算（按CCS96规范） 步骤10：作出扭振应力或振幅－转速曲线6强迫振动计算(能量法的计算步骤)步骤1 相对振幅矢量和的计算（如为一般轴系，可省略）步骤2 激励力矩计算M v （若为柴油机轴系，方法同动力放大系数法步骤1；若为一般轴系，则已知条件给定） 步骤3：激励力矩功的计算 ∑=k T A M W απν1 步骤4：阻尼功的计算 各部件的阻尼功部件外阻尼功的计算：步骤5：阻尼力矩功W c 的计算(为系统各部件总阻尼功之和)+++++=cr cs cp cd ce c W W W W W W步骤6：求第1质量振幅A1 cT W W A =1 步骤7－11同动力放大系数法步骤6－10 强迫振动计算结果表：7 一缸不发火的扭振计算1）不发火气缸的平均指示压力近似为零，相应的气体简谐系数为bv ；其他气缸的平均指示压力pimis 为：i imis p z zp 1-=N/mm2；式中：z-气缸数,pi 按前面计算公式计算。
2）相应的Cimis 为：v imis v imisb p a C +=3）一缸不发火影响系数为:∑∑=aC a C misimisνγ式中：Cv 、Cvmis ——分别为正常发火与一缸不发火时的简谐系数；∑a 、∑misa 分别为正常发火与一缸不发火时的相对振幅矢量和，其中∑mis a 按下式计算： ∑∑∑==+=z k z k k k k k k k mis a a a 112,12,1)cos ()sin (νζβνζβ不发火缸vmiskC b νβ=，其他气缸为1；4）一缸不发火的振幅、应力和扭矩：第1质量振幅为： 11A A mis γ=轴段应力为：1,!,1++=k k k misk γττ齿轮啮合处振动扭矩为：G gmis T T γ=弹性联轴器振动扭矩为：R rmisT T γ=8 柴油机激励的不均匀柴油机各缸在允许误差范围内存在各缸负荷不均匀情况。
因此，柴油机各缸的激励实际是不均匀的。
柴油机激励的不均匀使轴系的扭振特性恶劣。
轴系运行时，这种激励的不均匀一般是：(1) 柴油机型式不同，激励不均匀情况不同。
二冲程柴油机各缸激励力矩之差一般为5%；四冲程柴油机各缸激励力矩之差一般为10%；(2) 在轴系的不同运行状态，柴油机激励不均匀对轴系扭振特性的影响不同。
一般，一缸熄火时的轴系扭振特性受到的影响程度要比轴系正常运行时更大。
(3) 复杂轴系考虑柴油机激励的不均匀时，如多机轴系除各缸激励不均匀外，同时，还应考虑各台柴油机激励的相位角对这种不均匀产生的影响。
9 衡准注：摘自中国船级社《钢质海船入级规范（2006）第3分册第12章第2节》 9.1简介轴系扭振计算衡准基本上按规范要求的内容。
同时规范允许某些部件采用制造厂提供的标准或国际船级社协会(IACS)统一要求作为衡准。
9.2 适用范围(1)主柴油机推进系统,但对仅在港口航行的船舶且主推进柴油机额定功率小于110kW 者除外; (2)重要用途的额定功率等于或大于110kW 的辅柴油机系统; (3)涡轮机或电力推进系统。
9.3 扭振计算书9.3.1扭振计算书应包括:机型、额定功率、额定转速、轴系布置图、轴材料的抗拉强度、系统的扭振当量参数及必要的说明、所要求的各节振动的霍尔茨表以及相应的相对振幅矢量和、主要谐次的振动响应计算及相应的许用值。
9.3.2 如果装置在使用中存在不同工况时,如带离合器、多机并车、轴带发电机等等,均需按不同工况分别进行扭振计算。
9.3.3如果备用的螺旋桨与工作的螺旋桨结构尺寸有较大差别时,则还应对安装备用螺旋桨的系统进行扭振计算。
9.3.4 对长期使用的特殊转速要求,如可调桨的运转转速范围,轴带发电机的运转转速范围等,也应加以说明。
9.3.5 对可调桨轴系,应对螺距为零和最大时的扭振进行计算。
9.3.6 对装有弹性联轴器或齿轮传动装置的轴系,应对1缸熄火和1缸故障(无压缩)情况进行扭振计算。
9.3.7 一般应计算0.8n min ~1.2n e (n min 为最低稳定转速,r/min)范围内直到12次简谐的振动情况。
对柴油机推进轴系,还应计算超过1.2n e 的1节主简谐产生的非共振情况。
9.4 许用应力9.4.1计算轴系扭振许用应力时,以轴的基本直径为基础,而不计应力集中的影响。
即对曲轴以曲柄销直径为准,对中间轴以轴的最小直径为准,对螺旋桨轴以其后轴承到隔舱壁密封填料函之间的最小直径为准。
9.4.2 主推进柴油机曲轴的扭振许用应力应不超过按下式计算所得之值:式中：d －轴段的基本直径（规范中规定计算振型扭振应力时，应以轴的最小直径为基础，轴系应力集中的影响可略而不计）； ec n n r=－转速比，n c 为共振转速，r/min ；n e 为额定转速，r/min图1 推进轴系柴油机曲轴扭振许用应力 图2 推力轴、中间轴、螺旋桨轴和尾管轴扭振许用应力9.4.3推力轴、中间轴、螺旋桨轴和尾管轴的扭振许用应力应不超过按下式计算所得之值:运转工况转速比范围扭振许用应力(N/mm 2)持续运转9.00<<r)23(][2r C C C D K W c -±=τ05.19.0≤≤r D K W c C C C 38.1][±=τ瞬时运转8.00≤<rK c t C /][7.1][ττ±=式中：C W －材料系数：18/)160(+=m W R CR m －轴材料的抗拉强度，对中间轴采用碳钢和锰钢时，如R m >600N/mm 2时，取600 N/mm 2；对中间轴采用合金钢时，如R m >800N/mm 2时，取800 N/mm 2；对螺旋桨轴和尾轴，如R m >600N/mm 2时，取600 N/mm 2； C K －形状系数，见表； C D －尺度系数：2.093.035.0-+=d C Dec n n r=－转速比，n c 为共振转速，r/min ；n e 为额定转速，r/min形状系数C K 表9.4.4发电用柴油机及重要用途的辅柴油机曲轴与传动轴,以及恒速运转的推进柴油机曲轴,其扭振许用应力应不超过按下式计算所得之值：运转工况 转速比范围扭振许用应力(N/mm 2)持续运转 10.195.0≤≤r )0132.059.21(][d c -±=τ瞬时运转95.00<<r][5.5][c t ττ±=式中：d －轴段的基本直径（规范中规定计算振型扭振应力时，应以轴的最小直径为基础，轴系应力集中的影响可略而不计）；e c n n r =－转速比，n c 为共振转速，r/min ；n e 为额定转速，r/min9.4.5 对恒速运转的推进轴系,轴的扭振许用应力可适当提高,但应经CCS 批准。
e e 在r <0.95范围内应不超过±6M e 。
9.4.7 齿轮的许用扭矩:齿轮传动装置中的齿轮啮合处的振动扭矩,在r =0.9～1.05范围内一般应不超过全负荷平均扭矩的1/3。
如果轮齿齿面接触应力和齿根弯曲应力小于CCS “齿轮强度评定指南”规定的许用值时,则可以考虑采用较高的振动扭矩值。
9.4.7弹性联轴器的许用扭矩:弹性联轴器的弹性元件,在持续运转时的振动扭矩应不超过其许用交变扭矩值;瞬时运转时应不超过其瞬时运转的许用交变扭矩值。
9.4.8 其他(1) 在柴油机常用转速范围内或特殊使用转速范围内,不应产生危险的共振转速。
(2) 在r = 0.85时,由共振上波坡产生的扭振应力应不超过持续运转许用应力［τc ］。
(3) 在r = 0.85～1.05范围内,由共振和重要的非共振产生的合成应力,应不超过规定的扭振许用应力的1.5倍。
(4) 根据制造厂提供的经验数据或详细计算资料,经CCS 审查同意,可采用制造厂提供的扭振许用应力(或扭矩)值。
(5)曲轴扭振许用应力也可按照国际船级社协会统一要求计算,但应按CCS 《柴油机曲轴强度评定指南》提交计算书。
10 振动的转速禁区10.1 如果轴系振动的振幅或应力或扭矩超过本章规定的持续运转的许用值时,则在这个共振转速N c 附近应设"转速禁区"。
在此禁区内,机器不应持续运转。
10.2 应避开的转速范围如下:16)18(~1816c c n r r n --10.3 如果振幅或应力或扭矩接近瞬时运转许用值时,则转速禁区应适当扩大;反之如稍超过持续运转许用值时,转速禁区可适当缩小。
10.4 转速禁区也可由实测确定，即可取超过持续运转许用值的转速,并适当计入转速表的误差。
10.5 因扭振而引起齿轮齿击，或弹性元件的振动扭矩大于持续运转的许用交变扭矩时，应设转速禁区。
10.6 如设转速禁区,则转速表在转速禁区附近的读数误差应在±2%以内。
10.7 所设转速禁区应在转速表上用红色标明,并应在操纵台前设告示牌。
11 振动测量11.1柴油机制造厂应在台架上对所设计的或有重大修改的柴油机进行扭振和纵振(如有要求时)测量,并校核其当量参数值。
11.2CCS可根据所提供的振动计算方法、振幅或应力或扭矩大小等情况,决定是否需要用实测来验证。
如提供类似装置的实测报告并符合本章规定者,则可不必进行实船轴系振动测量。
11.3振动测量所采用的仪器型式、测点位置和转速间隔,应能正确反映所测振动的特性。
11.4一般当实测与计算的固有振动频率误差小于±5%时,可用实测振幅或应力(扭矩)按计算振型推算系统各处的振幅或应力(扭矩)。
11.5扭振测量报告应包括试验转速下各测点的简谐次数、角振幅或应力、固有频率、各轴的扭振应力、各弹性联轴器和齿轮的振动扭矩（如适用时），并作出应力/ 扭矩与转速曲线图，且加绘其允许值。