船舶主推进系统多功率分支局部振动控制方法

摘要

本发明涉及一种船舶主推进系统多功率分支局部振动控制方法，具体步骤为：（1）扭转振动、回旋振动、轴系校中计算，（2）调距桨激振力校核，（3）系统自由振动计算和系统各分支最终到整个系统有限元分析，确定各局部分支结构及整个系统的固有频率，（4）初步确定系统功率分支产生耦合共振的固有频率，（5）力锤测试验分析，最终确定激励源和局部分支的共振响应频率，（6）初步评估常规改变系统固有频率的振动控制方法可行性，（7）设计评估通过改变船舶主推进系统激励源的振动控制方法，（8）调整柴油机调速器PID控制参数，（9）通过船舶航行试验验证系统振动控制效果。通过优化调速器PID控制参数，达到抑制系统设备相互间激励和响应作用。

说明书

技术领域

本发明涉及一种船舶主推进系统，具体涉及一种多功率分支、多工况切换复杂的 船舶主推进系统多功率分支局部出现共振时的振动控制方法。

背景技术

当今随着船舶大型化、节能化和使用功能日趋多样性，主推进系统也由单功率输 出逐步演变为多机并联、多输出轴、多工况等复杂系统的应用。如图1所示，船舶复杂主推进 系统由三个功率分支系统构成，整个系统包括柴油机1、多分支齿轮箱2、防爆水泵3、轴带发 动机4、调距桨5。多分支系统中各分支当量系统存在不同差异和相互激励影响，这使系统或 局部振动的风险性相应增大。如果在最初设计阶段忽视了振动控制，那么极易造成有害振 动，影响到系统和设备正常运行，严重的将导致系统和设备疲劳破坏。

目前国内在船舶主推进系统局部振动控制领域的集中在理论研究，相关研究中也 仅对单个设备振动进行分析，很少从系统的角度考虑并解决振动。系统一旦出现局部共振 故障，常规振动控制有两种方法：一种是从改变单个设备的固有频率入手，通过改变设备惯 量和结构特性进行共振区间的规避，采用的是消极避振而不是主动减振；另一种常规方法 为增加减振附加装置，该方法成本高、周期长，效果无法预知。如中国专利公开号CN 101550984B的专利文件中给出了基于机械式消振执行机构的主动消振控制方法，需增加 机械消振执行机构进行减振。又如中国专利公开号CN103917764A的专利文件给出了扭转 振动应力降低控制装置及扭转振动应力降低方法，该方法需要增加扭振控制装置通过降低 增压器扫气压力降低扭振应力。常规方法或通过改变系统结构，或通过加装减振附加装置， 都需要改变原有设计。导致成本、解决周期及最终效果难以控制。

以往船舶主推进系统振动控制方法，通常为改变系统某个设备的固有频率或在某 个设备加装减振附加装置。对于船舶建造而言，实施工程量大、工期较长、成本难以控制，若 设计依据的固有频率检测不准确，还可能导致减振效果难以达到预期，甚至出现共振区间 转移等情况。公务船主推进系统局部共振问题，可以通过改变齿轮箱局部分支轴系的结构 或支撑方式，改变其固有频率解决共振问题，但是解决工期长、成本高，在实际工程项目建 造中，船厂、船东乃至设备厂均无法接受。

目前船舶主推进系统使用的主流柴油机大都采用具有PID闭环逻辑控制系统的电 子调速器，既能消除位置静差提高系统的无差度，又能改善系统的动态性能。因此通过对调 速器的性能分析，将调速器的P、I、D逻辑参数按转速和功率范围分区域，继而在产生共振的 区域内改善和优化激励和响应的速度、灵敏度等特性，达到抑制系统设备相互间激励和响 应作用，从而克服耦合共振影响。这种方法，首先从系统角度出发进行分析，其次不改变系 统中所有设备的结构，即节省了时间又最大限度地控制了成本。

发明内容

鉴于常规方法的局限性，本发明的目的旨在为探索新的简单快捷、经济有效的船 舶主推进系统局部振动控制方法，而提供一种船舶主推进系统多功率分支局部振动控制方 法，该方法着重从系统角度考虑，不仅仅局限在对单个设备的处理，而是结合分析系统激振 源和响应特性，给出解决系统局部共振的方法。

为实现上述目的，本发明的技术方案是：一种船舶主推进系统多功率分支局部振 动控制方法，具体步骤为：

（1）扭转振动计算：根据系统各个设备的物理参数建立扭振当量模型；对不同运行工况 的扭振情况进行计算，确定常用工况是否有扭振固有频率，校核高弹性联轴器的阻尼和刚 度特性对系统扭振的抑制效果；

（2）回旋振动计算：使用专业计算软件进行回旋振动计算，确定系统常用工况下是否存 在回旋振动固有频率和临界转速；

（3）轴系校中计算：对轴系进行冷、热态校中计算校核各轴承负荷是否满足规范要求；

（4）调距桨激振力校核：运用流体力学计算软件，对调距桨激振力和空泡脉动压力进行 计算，校核螺旋桨激励力大小；

（5）系统自由振动计算：对系统建模，通过自由振动—霍尔兹表分析，根据自由振动阶 型图，在系统使用工况转速范围内查找低阶振动频率；

（6）系统各分支最终到整个系统有限元分析，确定各局部分支结构及整个系统的固有 频率；

（7）通过步骤（1）-步骤（6）初步确定系统功率分支产生耦合共振的固有频率。

（8）力锤测试验证步骤（7）的分析：现场采用力锤测试产生共振的分支固有频率， 以验证计算结果；

（9）通过步骤（7）-（8）的计算分析和力锤试验，最终确定激励源和局部分支的共振响应 频率。

（10）初步评估常规改变系统固有频率的振动控制方法可行性：

1）改变有限元计算中高弹性联轴器的刚度参数，进行理论计算，确定更换高弹性联轴 器是否有效；

2）若更换高弹性联轴器效果不明显，则改变振动局部分支的结构模型，进行有限元计 算，找出结构改动最小的方案；

3）评估改变系统结构方案是否可以承受；

（11）从系统角度出发，设计评估通过改变船舶主推进系统激励源的振动控制方法：

1）通常激励源中的轴系激振力和齿轮箱啮合激振力已由轴系和齿轮的设计结构决定；

2）激励源中的柴油机激振力控制；

3）抑制系统设备相互间激励和响应，通过改变柴油机调速器PID控制参数，消除位置静 差提高系统的无差度，又能改善系统的动态性能；

（12）调整柴油机调速器PID控制参数，具体调整过程分以下几步：

1）按调速器特性，将柴油机整个转速和功率的工作范围进行划分，建立需要调整的转 速和功率范围；

2）根据情况对P、I、D值参数进行调节并试车运行，直至系统稳定运行，不出现共振现 象。

（13）通过船舶航行试验验证系统振动控制效果。

所述扭振计算包括：

1）调距桨、防爆水泵、轴带发电机同时工作，全负荷工况，在可用转速范围内，柴油机正 常工作或一缸熄火时，轴系扭振特性；

2）调距桨、防爆水泵、轴带发电机同时工作，零螺距工况，在可用转速范围内，柴油机正 常工作和/或一缸熄火时，轴系扭振特性；

3）调距桨、轴带发电机同时工作，全负荷工况，在可用转速范围内，柴油机正常工作和/ 或一缸熄火时，轴系扭振特性；

4）调距桨、轴带发电机同时工作，零螺距工况，在可用转速范围内，柴油机正常工作和/ 或一缸熄火时，轴系扭振特性；

5）仅防爆水泵和轴带发电机同时工作，在可用转速范围内，柴油机正常工作或一缸熄 火时，轴系扭振特性；

6）柴油机怠速，在可用转速范围内，轴系扭振特性；

7）分析：

a、各主要使用工况中转速禁区状况；

b、各轴段扭振应力；

c、齿轮各啮合点的振动扭矩；

d、高弹性联轴器振动扭矩及功率损失。

所述系统各分支最终到整个系统有限元分析，确定各局部分支结构及整个系统的 固有频率；具体步骤如下：

1）建立已产生共振分支结构三维模型；

2）网格化处理；

3）静/动力分析；

4）各个传动分支模型阶振图分析；

5）列出各个传动分支模型阶振表，确定是否有固有频率与激励频率相重叠，若有重叠 则应关注由此产生的共振；

6）若局部分支结构无法找出共振频率，则须继续扩大建模有限元分析的范围，直至最 终找到共振频率为止。

本发明的有益效果是：

本发明立足于船舶多分支复杂主推进系统局部共振的难题，通过优化调速器PID控制 参数，达到抑制系统设备相互间激励和响应作用，是该领域解决共振问题的新方法；相比 于现有通过改变某个设备的固有频率消极避振，本方法简单快捷、可靠性更高，成本更低， 开拓了解决多分支复杂主推进系统局部耦合共振问题的思路。

本发明成果应用的案例：实船仅耗时一天对柴油机调速器的PID进行调整后即消 除了共振故障，在随后的试航过程中，推进系统经受了高负荷和各运行工况的考核，整个系 统设备运行平稳正常，得到了用户的认可，按期正式交付使用方。

本发明已经成功运用于4艘国家级公务船中，用户反映设备故障率大大降低，系统 可靠性显著提高，满足了各种海况环境和执法任务的使用要求。为国家海洋维权贡献了力 量，取得了丰硕的社会和经济效益，体现了本发明良好的使用效果。

附图说明

图1为船舶复杂主推进系统示意图；

图2为本发明的主推进系统局部振动控制方法流程图。

具体实施方式

如图2所示，本发明的船舶主推进系统多功率分支局部振动控制方法，着重从系统 角度考虑，结合分析系统激振源和响应特性，给出解决系统局部共振的方法，其主要步骤如 下：

（1）扭转振动计算：根据系统各个设备的物理参数建立扭振当量模型；对不同运行工况 的扭振情况进行计算，确定常用工况是否有扭振固有频率，校核高弹性联轴器的阻尼和刚 度特性对系统扭振的抑制效果。

扭振计算工况如下：

1）调距桨、防爆水泵、轴带发电机同时工作，全负荷工况，在可用转速范围内，柴油机正 常工作或一缸熄火时，轴系扭振特性；

2）调距桨、防爆水泵、轴带发电机同时工作，零螺距工况，在可用转速范围内，柴油机正 常工作和/或一缸熄火时，轴系扭振特性；

3）调距桨、轴带发电机同时工作，全负荷工况，在可用转速范围内，柴油机正常工作和/ 或一缸熄火时，轴系扭振特性；

4）调距桨、轴带发电机同时工作，零螺距工况，在可用转速范围内，柴油机正常工作和/ 或一缸熄火时，轴系扭振特性；

5）仅防爆水泵和轴带发电机同时工作，在可用转速范围内，柴油机正常工作或一缸熄 火时，轴系扭振特性；

6）柴油机怠速，在可用转速范围内，轴系扭振特性；

7）分析：

a、各主要使用工况中转速禁区状况；

b、各轴段扭振应力；

c、齿轮各啮合点的振动扭矩；

d、高弹性联轴器振动扭矩及功率损失。

（2）回旋振动计算：使用专业计算软件进行回旋振动计算，确定系统常用工况下是 否存在回旋振动固有频率和临界转速；

（3）轴系校中计算：对轴系进行冷、热态校中计算校核各轴承负荷是否满足规范要求；

（4）调距桨激振力校核：运用流体力学计算软件，对调距桨激振力和空泡脉动压力进行 计算，校核螺旋桨激励力大小；

（5）系统自由振动计算：对系统建模，通过自由振动—霍尔兹表分析，根据自由振动阶 型图，在系统使用工况转速范围内查找低阶振动频率。

（6）系统各分支最终到整个系统有限元分析，确定各局部分支结构及整个系统的 固有频率。具体步骤如下：

1）建立已产生共振分支结构三维模型；

2）网格化处理；

3）静/动力分析；

4）各个传动分支模型阶振图分析；

5）列出各个传动分支模型阶振表，确定是否有固有频率与激励频率相重叠，若有重叠 则应关注由此产生的共振；

6）若局部分支结构无法找出共振频率，则须继续扩大建模有限元分析的范围，直至最 终找到共振频率为止。

（7）通过步骤（1）-（6）初步确定系统功率分支产生耦合共振的固有频率。

（8）力锤测试验证步骤（7）的分析：现场采用力锤测试产生共振的分支固有频率， 以验证计算结果；

（9）通过步骤（7）-（8）的计算分析和力锤试验，最终确定激励源和局部分支的共振响应 频率。

（10）初步评估常规改变系统固有频率的振动控制方法可行性。具体如下：

1）改变有限元计算中高弹性联轴器的刚度参数，进行理论计算，确定更换高弹性联轴 器是否有效；

2）若更换高弹性联轴器效果不明显，则改变振动局部分支的结构（外形尺寸、支撑点 等）模型，进行有限元计算，找出结构改动最小的方案；

3）评估改变系统结构方案是否可以承受，改变系统结构都有改动量大、工期长、成本高 的弊端，一般不予考虑。

（11）从系统角度出发，设计评估通过改变船舶主推进系统激励源的振动控制方 法：

1）通常激励源中的轴系激振力和齿轮箱啮合激振力已由轴系和齿轮的设计结构决定， 改动非常困难，基本不予考虑。

2）激励源中的柴油机激振力控制，一方面可以通过改变柴油机发火顺序或者减小 气缸内的最大爆发压力，此改动也将非常困难，基本不予考虑。

3）抑制系统设备相互间激励和响应，可以通过改变柴油机调速器PID控制参数，消 除位置静差提高系统的无差度，又能改善系统的动态性能。该方法简单便捷、效果显著。

（12）调整柴油机调速器PID控制参数：具体调整过程分以下几步：

1）按调速器特性，将柴油机整个转速和功率的工作范围进行划分，建立需要调整的转 速和功率范围；

2）根据情况对P、I、D值参数进行调节并试车运行，直至系统稳定运行，不出现共振现 象。

（13）通过船舶航行试验验证系统振动控制效果。