课题十四柴油机振动与平衡.docx
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课题十四柴油机振动与平衡
课题十四柴油机振动与平衡
目的要求:
1.熟悉曲轴连杆运动及动力情况。
热力学基本概念。
2.了解柴油机振动规律及危害。
3.掌握多缸柴油机振动与平衡的方法。
4.熟悉轴系各种扭振及特性。
5.掌握轴系减振措施及减振装置。
重点难点:
1.多缸柴油机振动与平衡的方法。
2.轴系减振措施及减振装置。
教学时数:
4学时
教学方法:
多媒体讲授
课外思考题:
1.柴油机曲轴连杆机构受力特点。
2.柴油机振动与平衡的方法。
3.什么是轴系的强制扭转振动?
有何特性?
4.轴系减振有哪些措施?
减振装置类型及作用。
课题十四柴油机振动与平衡
第一节曲柄连杆机构惯性力
一、活塞连杆的运动
1.活塞的运动
1)活塞的位移x
2)活塞运动速度V
3)活塞运动加速度a
可见在活塞的往复运动中,其运动速度是周期交变的。
2.连杆的运动
连杆的运动形态比较复杂,连杆小端随同活塞做往复运动,杆身绕活塞销摆动,连杆大端随同曲柄销做回转运动,从总体上看可视为连杆绕活塞销中心线摆动。
1.当曲柄转角α=90°时,连杆摆动角达最大值且位于气缸中心线右侧,摆动角速度为0;当α=270°时,连杆摆动角也达最大值,但位于气缸中心线左侧,摆动角速度也为0。
2.当曲柄转角α=0°和α=180°时,连杆的摆动角速度达到最大值,且数值相等而方向相反。
二、曲柄连杆机构的惯性力
1.往复惯性力Fj
往复惯性力总是沿着气缸中心线作用在活塞销中心上;数值大小和方向随曲柄转角交变且始终与加速度方向相反;在上止点时方向向上,在下止点时方向向下。
2.离心惯性力FR
mR包括曲柄的回转质量mRR和连杆转化的质量mc2即mR=mRR+mc2。
若曲柄半径为R,曲轴回转角速度为ω,则回转质量mR对曲轴回转中心离心惯性力FR=mR·R·ω2。
可见,回转惯性力的数值大小不变,作用方向沿着曲柄半径始终向外。
3.连杆力偶ML
连杆力偶ML作用在连杆摆动平面内,其数值大小交变:
当连杆摆动到气缸中心线右侧时为顺时针方向;当连杆摆动到气缸中心线左侧时ML为逆时针方向。
第二节曲柄连杆机构上的作用力
1.气体力Fg
气体力Fg也是周期交变的,其方向沿气缸中心线向下。
2.作用于活塞销上的合力F
由图14-1可知,F=Fg+Fj。
显然,合力F的数值大小交变,而方向主要取决于Fj的方向:
对于二冲程柴油机合力方向不变,几乎一直向下;对于四冲程柴油机方向交变,上下交替。
3.侧推力FN和连杆推力FL
FN=F·tgβ
FL=F/cosβ
显然,侧推力FN的大小交变,方向交变、左右交替。
连杆推力FL的数值大小交变,而方向是否交变取决于是四冲程还是二冲程机。
4.切向力T和法向力Z
T=FL·sin(α+β)=F·sin(α+β)/cosβ
Z=FL·cos(α+β)=F·cos(α+β)/cosβ
切向力T是构成柴油机对外做功的主要作用力,其大小与方向交变。
法向力Z作用在曲柄中心线方向并传递到主轴承上。
显然,连杆大端轴承所承受的作用力是切向力T、法向力Z以及连杆转化的回转质量mc2所产生的离心惯性力FR=mc2·R·ω2三者的合力。
5.输出扭矩M
M=T·R=F·Rsin(α+β)/cosβ
输出扭矩M也是周期交变的,其变化规律同切向力一样。
6.倾覆力矩MD
此倾覆力矩MD和柴油机的输出扭矩M大小相等而方向相反(证明略),M=-MD=T·R。
由此可知,主轴承上的作用力是离心惯性力FR与连杆推力FL的合力。
第三节柴油机的振动和平衡方法
一、柴油机振动的基本概念
1.振动的一般概念
柴油机产生周期性变化的惯性力(力矩),将使柴油机使机座产生横向和纵向振动──外部振动;周期变化的扭转力矩使机体内产生扭振──内部振动。
2.柴油机振动的危害
1)影响可靠性和耐久性。
2)降低动力性和经济性。
3)损害舒适性。
二、引起柴油机振动的外力和振动规律
1.单缸机的不平衡力和力矩
1)离心惯性力FR
FR=-mR·R·ω2
由于离心力是回转的,所以它引起柴油机上下、左右随曲柄位置各个方向的振动。
2)往复惯性力Fj
一次往复惯性力Fj1在曲轴转一圈的时间内周期性地迫使柴油机向下和向上各振动一次,其振动圆频率为ω。
二次往复惯性力Fj2在曲轴转一圈的时间内周期性地迫使柴油机向下和向上各振动两次,其振动圆频率为2ω。
总的说来,往复惯性力Fj使柴油机发生上下方向的振动。
3)倾覆力矩MD
MD=-M=-T·R。
倾覆力矩MD实际上是曲轴输出力矩的反力矩,它是柴油机装置中最重要的振动力源之一,它将使柴油机产生摇摆性振动。
4)连杆力偶ML
连杆力偶是一个使柴油机在横向发生摇动的振动力源,但由于连杆力偶ML较小,一般忽略其影响。
2.多缸机的不平衡力和力矩
1)合成离心惯性力∑FR
多缸机的曲柄都为均匀分布,所以其合成离心惯性力∑FR总是平衡的,即∑FR=0,所以不会造成柴油机的振动。
2)合成离心惯性力矩∑MR
当∑FR=0的情况下,∑MR可能等于零,也可能不等于零,完全取决于柴油机缸数和曲柄排列情况。
不平衡合成离心惯性力矩∑MR的大小不变,作用在一个过曲轴回转中心线并与第一缸曲柄存在着固定间隔角,以角速度ω回转的平面内。
使柴油机纵向产生上下、左右方向的振动。
3)合成往复惯性力∑Fj
研究表明2缸柴油机的∑Fj1=0;3缸以上二冲程柴油机和除个别4缸机外的四冲程柴油机的∑Fj2=0。
即多缸柴油机的合成往复惯性力通常均可自身平衡,∑Fj=0,不产生振动。
4)合成往复惯性力矩∑Mj
合成往复惯性力矩∑Mj是各缸往复惯性力Fj对柴油机重心构成的力矩之和:
∑Mj=∑Mj1+∑Mj2。
通过对不同气缸数和曲柄不同排列的柴油机研究可知:
当∑Fj1=0时,∑Mj可能为零,也可能不为零;同理,当∑Fj2=0时,也是如此。
显然,当∑Mj1≠0或∑Mj2≠0时,不平衡的往复惯性力矩使柴油机在纵向平面内上下摆动。
5)总倾覆力矩∑MD
总倾覆力矩∑MD会引起多缸柴油机横向振动,并通过基座作用到船体上,激发船体振动。
但因多缸机的∑Mg(曲轴输出总转矩)趋于均匀,故总倾力矩∑MD亦趋于稳定。
缸数越多,∑MD波动幅度值越小。
6)总连杆力偶∑ML
总连杆力偶∑ML大多等于零,其对柴油机振动的影响很小,一般可忽略不计。
引起柴油机振动的各种惯性力和惯性力矩如表14-1所示:
表14-1
序号
项目
公式
振动形式
说明
1
离心惯性力FR
-mR·R·ω2
上下、左右振动
多缸机∑FR=0,不会引起振动
2
离心惯性力矩∑MR
上下、左右振动
∑MR≠0时,会引起振动
3
往复惯性力Fj
-mj·a
上下振动
多缸机∑Fj=0,不会引起振动
4
往复惯性力矩∑Mj
上下振动
∑Mj=0时,不会引起振动
5
倾覆力矩∑MD
-T·R
左右振动
通过基座激发船体振动
6
连杆力偶ML
左右振动
一般忽略
三、多缸柴油机的平衡与减振
1.外部平衡与内部平衡
对多缸柴油机,如采用适当的曲柄排列,可达到下述平衡状态,即:
∑PR=0∑Pj1=0∑Pj2=0
∑MR=0∑Mj1=0∑Mj2=0
此时柴油机对机体外的作用力与力矩都等于零,我们称柴油机达到了“外部平衡”,即对机体外没有作用力及激励力矩输出,也就是达到了机体减振的目的。
把考虑机身内部受力情况的平衡称为柴油机的“内部平衡”。
通常以柴油机达到某种程度的外部平衡后,曲轴所受的最大弯曲力矩(也称内力矩)来表征柴油机内部的平衡性。
使曲轴所受的最大弯曲力矩限制在安全范围内的平衡措施,即为内部平衡。
2.离心惯性力及其力矩的平衡
1)各缸平衡法
在每一个曲柄臂上都反方向安置平衡重,以平衡每个曲柄的离心惯性力。
由于消除了每个曲柄的离心力,自然就消除了柴油机的合成离心力和合成离心力矩。
既做到了外部平衡,也做到了内部平衡。
但这种方法平衡重块多,重量大,使各曲柄的转动惯量增加很多,可能会影响到柴油机的扭转振动。
2)分段平衡法
将曲轴分成两段(或数段)而后分别对各段所存在的合成平衡离心力矩采取平衡措施。
这是一种折衷方案。
图14-3LMC/MCE链条传动式平衡装置
3)整体平衡法
在首尾两个曲柄上各加一对方向正好相反的平衡重块,以消除全部曲柄的合成离心力矩。
它的优点是几种平衡法中曲轴重量最轻,但内部平衡性较差。
4)不规则平衡法
挑选若干个曲柄,在这些曲柄上有条件或是能较方便地配置好平衡重块,用以平衡合成离心惯性力矩。
这种平衡方法能够改善柴油机内部平衡特性和某些轴承的轴承负荷。
3.往复惯性力及其力矩的平衡
平衡往复惯性力矩的基本原理是在柴油机上装设一套正反转平衡轮系,使之产生一对正反转方向回转的平衡力矩,以消除柴油机中存在的不平衡合成往复惯性力矩。
其平衡装置按传动方式的不同,可分为以下三种:
1)双轴平衡装置(图14-3a))
一次往复惯性力矩,两根平衡轴的一端均有齿轮传动,使之产生角速度ω的正反向转动。
轴两端装有两个平衡重,每两个平衡重的离心力合成一个垂直方向的作用力,只是轴两端作用力的大小相等方向相反。
这样当由平衡重形成的力矩与合成一次往复惯性力矩的大小相等而方向相反时,就达到了平衡目的。
2)首尾齿轮传动式平衡装置(图14-3b))
首尾两端分别用齿轮传动两个以角速度2ω加正反转的平衡重,以在柴油机纵剖面内产生一个平衡合成二次往复惯性力矩的平衡力矩。
图14-4LMC/MCE链条传动式平衡装置
3)链条传动式平衡装置(图14-4)
图14-4为B&WLMC/MCE大型低速柴油机的一次、二次往复惯性力矩平衡装置(补偿器),它由曲轴驱动凸轮轴的链条直接传动。
可装在柴油机的首端或尾端。
根据需要可只装一次补偿器或二次补偿器或同时安装一次及二次补偿器。
4.总倾覆力矩∑MD的平衡
对于中、高速柴油机,可采用柔性机座,即机器通过橡皮隔振座或弹簧座安装在船体上,使振动力源不传或少传到船体上去。
在低速柴油机中,柴油机的机座与基座往往是刚性连接,即柴油机机座通过许多垫块,用地脚螺栓安装在船体基座上。
靠强大的船体基座承受总倾覆力矩∑MD产生的振动。
第四节轴系的扭转振动特性
一、扭摆扭转振动的特性
扭摆是最简单的扭振系统。
轴的一端固定,另一端与一个圆盘连接,并假定圆轴只有弹性而无转动惯量,圆盘只有转动惯量而无弹性,即组成扭摆。
1.扭摆的无阻尼自由扭转振动
若在扭摆的圆盘上加一扭矩转一个角度,然后突然去掉此力矩,则圆盘就在圆轴的弹性力矩与圆盘的惯性力矩作用下,以轴线为中心来回摆动,产生扭转振动。
此种仅由轴系的弹性力矩与惯性力矩作用所产生的扭转振动,称自由扭转振动。
若不计任何阻尼,则称无阻尼自由扭转振动。
理论研究指出,该种扭振的运动方程式为:
无阻尼自由扭转振动有以下特征:
(1)无阻尼自由扭转振动是一种简谐振动。
其振幅A、自振圆频率ωe以及初相位决定了简谐振动的基本特征,故亦称振动三要素。
(2)无阻尼自由扭转振动的自振频率人fe≈9.55ωe,
是一个只取决于扭振系统(I、e)的固有频率。
它与外力矩大小无关。
(3)圆盘振幅A的大小取决于作用在圆盘上的外力矩的大小。
2.扭摆的有阻尼自由扭转振动
任何自由扭振都是有阻尼的。
在扭振中,阻尼是一种与振动方向相反的抵抗力矩,其大小与扭转角速度成正比。
根据理论研究,此扭振系统的运动方程式为:
扭摆的有阻尼自由扭振有以下特征:
(1)它也是一种简谐振动。
但其振幅是衰减的。
阻尼比n越大,衰减愈快。
(2)它的自振圆频率
小于无阻尼自由振动圆频率ωe,而且其大小也与外力矩无关。
3.扭摆的有阻尼强制扭转振动
扭摆在一个持续的简谐力矩Mt=Msinωt作用下,并计及阻尼时所发生的扭转振动,称扭摆的有阻尼强制扭转振动。
此交变的外力矩称激振或激励力矩。
若激振力矩Mt=Msinωt,则扭摆的有阻尼强制扭振方程式为:
扭摆的有阻尼强制扭转振动有以下特征:
(1)它是由强制振动ψ1与有阻尼自由扭振ψ2两种简谐振动合成的。
经过一定时间后ψ2消失,只剩下强制振动ψ1。
(2)强制振动ψ1是由激振力矩Mt激起的,且其圆频率与激振力矩圆频率相同,即皆为同一个ω。
(3)强制振动ψ1与激振力矩Mt在相位上不同步。
研究可知,Al的大小主要取决于扭摆的自振圆频率ωe。
二、轴系扭转振动的特性
柴油机推进轴系通常由减振器、曲轴及相连的活塞连杆机构、推力轴、飞轮、中间轴、尾轴及螺旋桨组成。
这是一个非常复杂的扭振系统,轴系的各组成部分既有转动惯量,又有扭转弹性。
为了便于研究分析,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互相连接起来的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。
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
对于中机舱型推进轴系,由于中间轴很长、柔度很大,可以把曲柄连杆机构和飞轮合并成一个转动质量,螺旋桨为另一个集中质量,简化成一个双质量当量扭振系统。
双质量系统无阻尼自由振动有如下特点:
(1)两个质量都在进行简谐振动,它们的频率、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)自振圆频率只取决于系统中的转动惯量和轴的柔度,与外力矩的大小无关。
亦称固有圆频率。
2.三质量系统的自由扭转振动特性
艉机舱的轴系,可以把曲柄连杆机构合并成一个集中转动质量,飞轮为第二个转动质量,螺旋桨为第三个转动质量。
由此可以简化为三个集中质量、二个轴段组成的三质量当量扭振系统。
(1)三质量系统无阻尼自由扭转振动是由两种简谐振动相加而成的。
(2)三质量扭振系统具有两种自振圆频率,其中ωel称单节圆频率,数值较低,ωe2称双节圆频率,数值较高,即ωel<ωe2。
其数值取决于系统各质量的转动惯量和轴段柔度。
(3)在不同圆频率下振动的振型是不同的。
质量愈大离节点愈近,振幅愈小。
节点多落在柔度较大的轴段上。
3.n个质量系统的自由扭转振动特性
通常,柴油机推进轴系均为多质量、多轴段的扭振轴系,可简化为n质量当量扭振系统。
n个质量的无阻尼自由扭转振动有如下特性:
(1)每个质量的无阻尼扭振均为(n~1)种简谐振动相加而成;
(2)n个质量的无阻尼自由扭转振动具有(n-1)个自振圆频率,分别为单节(ωe1)、双节(ωe2)、三节(ωe3)……(n-1)节(ωe(n-1))自振频率,且单节圆频率最低,(n-1)节圆频率最高,即。
ωe1<ωe2<ωe3…<ωe(n-1)。
若以振动振幅比较,则单节点振动振幅最大,多节点振动的振幅递减;
(3)n个质量的无阻尼自由扭振具有(n-1)个振型,即单节点、双节点、三节点……(n-1)节点自由扭转振动振型。
四、,轴系的强制扭转振动
1.激振力矩
在柴油机动力装置中,使轴系产生强制扭转振动的激振力矩有:
气缸中气体力产生的周期性变化力矩;曲柄连杆机构的重力和往复惯性力产生的周期性变化力矩;螺旋桨、发电机等接受功率部件不能均匀吸收扭矩而产生的周期性变化力矩。
气缸中的气体力所产生的周期性变化力矩是使轴系产生强制扭转振动的主要激振力矩,作用在活塞上的气体力fg通过连杆传给曲轴的输出力矩Mg为
气体力产生的激振力矩Mg是曲轴转角的一个复杂周期函数。
对这类复杂的周期函数可使用简谐分析法把它分解为无数个简谐函数所组成的傅立叶三角级数,这样我们就可以分别考虑各次简谐激振力矩对轴系产生的激振作用。
曲柄连杆机构往复质量惯性力和重力产生的激振力矩也是一种复杂的周期性变化函数,同样可对此种函数进行简谐分析。
其中,由重力产生的激振力矩除大型低速柴油机中因零部件大,应考虑其影响外,对其它柴油机可忽略其影响。
对往复惯性力产生的激振力矩进行简谐分析时,只考虑简谐次数ν≤4的简谐函数的影响。
曲柄连杆机构的回转质量产生的离心力垂直于轴线,不产生扭矩,一般不会直接激起轴系的扭转振动,但可能激起曲轴的横向回转振动,并产生耦合的扭振和纵振。
螺旋桨所产生的激振力矩是螺旋桨在不均匀的伴流场中运转时,由作用在桨叶上的流体力引起的。
其变化频率为叶频(桨叶数乘以轴的旋转频率)或倍叶频(叶频的整数倍)。
因此,螺旋桨在回转中产生的激振力矩的简谐次数等于桨叶片数的整数倍。
由于螺旋桨激振力矩比气体力激振力矩小得多,一般不予考虑。
但是,如果螺旋桨和柴油机的激振力矩频率和相位相同时,将会使轴系的扭转振动加剧。
因此,当柴油机的缸数是螺旋桨叶数整数倍时,轴系设计和螺旋桨安装应注意避免由于螺旋桨激振力矩而引起轴系扭振增大。
2.扭转振动的阻尼
(1)柴油机阻尼──柴油机的阻尼有曲柄连杆机构在扭振中产生的轴颈与轴承、活塞和气缸的摩擦阻尼,运动机件与空气的摩擦阻尼,曲轴在变形中内部分子间的摩擦阻尼。
(2)轴段阻尼──轴段阻尼主要是轴在发生扭转变形时在材料分子间产生的摩擦阻尼。
(3)螺旋桨阻尼──螺旋桨阻尼是由于螺旋桨在水中发生扭振时,桨叶与水摩擦造成的。
3.轴系的强制扭转振动特性
1)轴系的共振
船舶推进轴系是一个多质量弹性扭振系统,它的自振频率和对应的振动形式有(n一1)个,n为轴系的集中质量数目。
轴系的自振频率的数值取决于系统质量的转动惯量和轴的柔度。
轴系的自振频率是轴系固有的,也称之为轴系的固有频率。
轴系上作用着气体力、往复惯性力、重力、螺旋桨水阻力所产生的激振力矩。
这些激振力矩都可以分解成以轴系转动角速度(ω)为基础的各种简谐次数的简谐力矩。
轴系在各种简谐次数的简谐力矩作用下,会产生各种频率的强制扭转振动。
因此,对于船舶推进轴系而言,在传递柴油机输出扭矩的同时,在轴系上必然存在着扭转振动及由此产生的扭振附加应力。
当某次简谐力矩的变化频率等于轴系的某个自振频率时,轴系便会产生这个自振频率及振动形式下的共振。
轴系共振时,轴系强制振动的振型同该自振频率相同的自由振动振型相似。
由于阻尼的存在,振幅不会持续地增大而变成无穷大,但要达到最大值。
产生的附加扭矩和扭振附加应力也达到最大值,有可能造成轴系损坏。
所以在轴系的强制扭转振动研究中,共振及其有关特点是最重要的研究内容。
2)主临界转速与副临界转速
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。
等于曲轴每转发火气缸数整数倍的激振力矩(称主谐量)所引起的共振。
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。
副临界转速为主临界转速以外的所有临界转速或副共振(除主共振外的共振)相应的转速。
在轴系发生单节共振时,主谐量对轴的激振作用强烈,其共振振幅最大,因而是最危险的。
在轴系发生双节主共振时,由于主机的飞轮大小、轴系长短不同而使双节的第一个节点位置有所不同。
若节点靠近飞轮端,则主谐量引起的主共振仍然强烈,共振振幅很大。
若节点位于各缸的中间部分,则由于节点两侧的振幅正负相互抵消而使主谐量的激振作用减弱,但此时有可能副共振比较强烈。
3)封缸运行时的扭振特点
在航行中,柴油机的个别气缸出现故障,有时不得不进行封缸运行。
柴油机封缸运行时主要有以下两类情况:
(1)气缸因各种原因不能工作而将故障气缸喷油泵的顶头抬起,实行单缸停油。
(2)将损坏的运动件拆除。
多数情况只是拆掉活塞,个别情况下也可能拆掉十字头和连杆。
柴油机封缸运行时,拆除运动件对扭振的影响最严重。
由于柴油机运转不均匀性显著增加,使原处于次要地位的扭振明显加强,机器噪音增大,甚至出现强烈的低次简谐的滚振。
为保证封缸运行时的安全,在扭振计算中要对封缸工况下的扭振特性进行估算。
4)现代船用大型柴油机的扭振特点
现代船用大型柴油机发展的一个显著特点是长行程或超长行程,为了缩短机舱长度,减少维修费用,少缸数(缸数少于6)柴油机陆续开始使用。
由于单缸功率大、缸数少,使得柴油机输出扭矩更加不均匀,使激振力矩增加;同时长行程使各缸转动惯量增加,轴系的自振频率降低,在运转范围内易出现由低次简谐力矩(简谐力矩振幅大)激起的扭振共振;由于柴油机回转不均匀,必然引起螺旋桨推力不均匀,易激发轴系的纵振和船体振动。
总之,上述影响都会使轴系的扭转振动加剧,中间轴产生过大的扭振振幅和扭振附加应力。
因而必须采取相应的减振措施,减小中间轴的扭振应力。
第五节轴系扭转振动的减振措施
柴油机轴系在传递回转力矩的同时发生扭转振动的现象是不可避免的,从而在轴系内产生相应的扭振附加应力。
如果此附加应力不超过有关规范所规定的许用应力,则该轴系可以安全运转,扭转振动无害,不需采取减振措施。
如果此附加应力值(或变形)超过了许用应力(通常多发生在共振时),则按有关规范的规定应采取相应的预防措施予以消减。
一、船舶轴系扭转振动许用应力和许用扭矩
柴油机推进轴系在运转中由于传递交变回转力矩而产生交变的扭转应力τr。
此外,轴系扭转振动还使轴系受到扭振附加应力τ的作用。
尤其是当轴系发生扭转共振时,此扭振附加应力将达到最大值,可能超过轴系的扭振许用应力而引起轴系破坏。
这里讲的扭转振动许用应力实际上是指扭振附加应力的容许限度。
如果扭振应力或扭矩超过持续运转的许用值时,或当扭振引起齿轮齿击、弹性元件的交变扭矩大于持续运转的许用交变扭矩时,则应在这个共振转速区nc附近设“转速禁区”。
在此禁区内机器不应持续运转。
二、扭转振动的臧振措施
1.“转速禁区”回避法
在柴油机运行转速范围内设置“转速禁区”实质上是在运转中使用回避措施,避免在有害转速区段内持续运转,这种方法一般主要用在大型船用柴油机上。
因为这类柴油机一方面因其转速低、部件大。
使用减振器效果不理想,另一方面因其工作转速变化范围大,欲在全部工作转速范围内均不存在有害临界转速比较困难,所以此法在船用主柴油机中应用较多。
2.频率调整法
改变系统的自振频率可以使有害的转速移到常用的转速以外。
轴系的自振频率只取决于系统中各部件的转动惯量和弹性(柔度)的大小及其分布情况,系统中任何弹性和惯性部件数值的改变,都可以变动整个系统的自振频率。
改变系统的转动惯量以改变大振幅处转动惯量值最有效,如改变飞轮惯量或在曲轴自由端加装副飞轮等,可明显改变轴系的单节、双节自振频率;改变轴段的弹性以改变节点附近的轴段弹性较为有效。
如增大轴径可以明显提高单节自振频率,降低轴段扭振应力;此外还可以加装高弹性联轴节改变系统自振频率,缓和齿轮箱的冲击。
3.减小激振能法
减小输入系统的激振能量可直接减小扭振振幅从而使有害共振变成无害共振。
减小气体力输入系统能量的主要方法是改变柴油机的发火顺序和扭振系统的振型。
改变发火顺序可以减小副谐量的激振能,但不能改变主谐量的激振能;改变系统的振型则可以减小主谐量的激振能。
合理选择螺旋桨桨叶和安装位置可以减小螺旋桨的激振能。
应注意不使用与柴油机主谐量相同的桨叶叶数。
4.阻尼减振法
增大阻尼可以消耗激振能量达到减振的目的。
其方法是在系统中装置有较大阻尼作用的各类阻尼减振器,来消减系统的扭振。
三、减振器与弹性联轴器
1.扭振减振器
扭振减振器主要有两个作用:
其一,在轴系中增加了一个质量和一段弹性轴,所以它可以改变振型、节点位置和自振频率;其二,在轴系扭振时产生一个附加阻尼作用以消耗输入轴系的激振能,限制扭振振幅增大。
按扭振减振器的基本工作原理可以分为动力型、阻尼型和动力阻尼型三种:
①动力型
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- 课题十四 柴油机振动与平衡 课题 十四 柴油机 振动 平衡