柴油機(jī)軸系振動及其減輕方法分析

1、柴油機(jī)軸系振動及其減輕方法分析Analysis of Diesel Engine Crankshaft System Vibration and Methods to Reduce It目 錄摘要IAbstract第一章 前言1第二章 柴油機(jī)振動的相關(guān)介紹22.1 振動分析基礎(chǔ)22.2 柴油機(jī)振動產(chǎn)生的原因22.3 柴油機(jī)振動的危害22.4 本章小結(jié)3第三章 柴油機(jī)激勵源分析43.1 往復(fù)慣性力和離心慣性力43.2 傾覆力矩63.3 本章小結(jié)7第四章 軸系扭轉(zhuǎn)振動及其消除方法分析94.1 扭轉(zhuǎn)振動振幅和應(yīng)力分析94.2 扭轉(zhuǎn)振動減輕方法分析104.3 本章小結(jié)12第五章 縱向振動及其減輕方法分

2、析135.1 縱向振動的影響因素135.2 軸系縱振引發(fā)的弊端及預(yù)防和減輕措施135.3 本章小結(jié)14第六章 結(jié)論15致謝16參考文獻(xiàn)17摘要近年來，隨著航運(yùn)事業(yè)的發(fā)展，船舶振動越來越受到人們的關(guān)注。振動產(chǎn)生極大危害，甚至危機(jī)船舶，船舶振動的主要激勵源之一是船舶柴油機(jī)軸系的振動。為了減輕柴油機(jī)軸系振動，本文從振動的基本知識著手，介紹柴油機(jī)軸系振動產(chǎn)生的原因及危害。接著從扭轉(zhuǎn)振動和縱向振動兩個方面對柴油機(jī)軸系振動進(jìn)行分析并提出一些相應(yīng)的減輕措施，如：采用放大系數(shù)法對軸系扭振振幅進(jìn)行計(jì)算并計(jì)算出其應(yīng)力，提出頻率調(diào)整和減少振能等措施；對軸系的縱向振動，從氣缸數(shù)與縱振頻率的關(guān)系、軸系長度和飛輪質(zhì)量對縱

3、振的影響分析，提出安裝縱振減震器等方法。達(dá)到在船舶營運(yùn)中減輕柴油機(jī)振動，延長船舶及其機(jī)械的使用壽命，減輕船舶噪聲對海洋環(huán)境污染的目的。關(guān)鍵詞:軸系，激蕩力，扭轉(zhuǎn)振動，縱向振動AbstractIn recent years, with the development of shipping industry, more and more attention is drawn by ship vibrations. Vibrations are extremely harmful, even endanger the ship, marine diesel engine shafting vibr

4、ation is one of ship vibration excitation sources. In order to reduce diesel engine 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 of diesel engine crankshaf

5、t are analyzed and some relevant mitigation measures are being put forward, for example: in order to find out engine shaft torsional vibration amplitude, the amplification coefficient method is adopted, then its stress is calculated, so the mitigation measures, such as: adjust the frequency of crank

6、shaft and reduce vibration energy are proposed; In terms of shaft longitudinal vibration, the relationship between cylinder number and longitudinal vibration and the influences of crankshaft length and flywheel mass on longitudinal vibration are discussed, the way installation of vertical vibration

7、shock absorbers is brought up. Therefore the goal of reducing engine vibration in the operation of ship, and then reducing the vibration of ship, extending the life of the ship and its machinery and alleviating ship noise pollution to the marine environment, could be achieved.Keywords：crankshaft sys

8、tem，exciting forces，torsional vibration，longitudinal vibration第一章 前言早在19世紀(jì)后期，船舶振動問題就已開始引起人們的注意，那時在用往復(fù)式蒸汽機(jī)為動力的船舶上曾經(jīng)出現(xiàn)過嚴(yán)重的振動問題。柴油機(jī)由于其突出的優(yōu)點(diǎn)，如較高的經(jīng)濟(jì)性、寬廣的功率范圍、尺寸小和重量輕等，已逐漸取代了蒸汽機(jī)而成為船舶最主要的動力裝置1。但柴油機(jī)的最大缺點(diǎn)是它的振動、噪聲問題。20世紀(jì)50年代后期，隨著航運(yùn)業(yè)的發(fā)展，船舶功率和航速都有很大增長，引起船舶振動的激勵力也相應(yīng)增大。主機(jī)功率的日益增大，尤其是大功率中速柴油機(jī)的應(yīng)用、螺旋槳吸收功率的增大和轉(zhuǎn)速的增高，船舶

9、的振動問題就變成了一個突出的問題。過大的船舶振動稱為有害振動，它會引起船體結(jié)構(gòu)和機(jī)械部件的疲勞破壞；振動使磨損增加、噪音上升、管理人員的生活及工作條件惡化；影響機(jī)器和儀器的正常工作，造成船舶儀表、機(jī)械設(shè)備的失效和失靈，若共振將引起柴油機(jī)裝置的各種管子、附件等設(shè)備的損壞及柴油機(jī)裝置本身的損壞，以致影響整個船舶的正常使用，并可能造成威脅船舶安全的后果。要使柴油機(jī)具有良好的動力性能，必須正確分析振動力源的特性，采取各種措施減小振動。由于曲軸軸系振動產(chǎn)生的嚴(yán)重危害，近年來，有關(guān)曲軸軸系扭轉(zhuǎn)振動的計(jì)算方法越來越多，其精度也越來越度高，同時有關(guān)減輕柴油機(jī)軸系振動的研究也不斷深入，由此產(chǎn)生了很多減輕柴油機(jī)軸

10、系振動的方法和措施。對柴油機(jī)軸系振動的分析模型有軸系質(zhì)量經(jīng)離散化后集總到許多集中點(diǎn)的集總參數(shù)模型和軸系質(zhì)量沿軸線連續(xù)分布的分布參數(shù)模型2，而其求解方法有Holzer法3、傳遞矩陣法4、有限元法5、模態(tài)分析法6、彈性波傳播法。同時對曲軸的各種研究也不斷展開，如曲軸的非線性研究、偶耦合振動研究7。而對船舶柴油機(jī)軸系的振動的控制，在船舶設(shè)計(jì)階段可通過減少激勵力和力矩，減弱傳遞和改變振動固有頻率或激勵頻率防止工作范圍內(nèi)強(qiáng)共振等；在船舶使用階段發(fā)現(xiàn)振動問題時則通過增加阻尼材料以吸收振動能量和裝設(shè)減振裝置以減小振動的危害等措施來實(shí)現(xiàn)。長期以來人們在對柴油機(jī)軸系振動進(jìn)行計(jì)算時，沿用古老的阻尼經(jīng)驗(yàn)公式8，把阻

11、尼當(dāng)做一線性量，但阻尼系數(shù)非常數(shù)，因此，阻尼系數(shù)曲軸振動與計(jì)算所需的各項(xiàng)阻尼系數(shù)的精確確定是一項(xiàng)重要的研究課題。具有變慣量、非線性部件和其它非線性因素的曲軸軸系振動研究有待進(jìn)一步深入。本論文主要在理論上介紹了振動的基本知識、柴油機(jī)振動的原因和危害、柴油機(jī)激蕩力、扭轉(zhuǎn)振動和縱向振動的一些相關(guān)知識，并從設(shè)計(jì)制造和管理方面提出一些預(yù)防和減輕措施。第二章 柴油機(jī)振動的相關(guān)介紹2.1 振動分析基礎(chǔ)物體在一定位置附近所作的來回往復(fù)運(yùn)動稱為機(jī)械振動，最簡單、最基本的振動就是簡諧振動，一切復(fù)雜的振動可看作是若干簡諧振動的合成。振動的參數(shù)9主要有：周期：每隔一固定時間，運(yùn)動狀態(tài)就重復(fù)一次，此固定時間為周期；頻率

12、：單位時間內(nèi)振動的次數(shù)(根據(jù)定義，頻率與周期成反比)；圓頻率：2秒內(nèi)振動的次數(shù)；振幅：振動時物體偏離平衡位置的最大值。在回復(fù)力和阻力作用下的振動稱為阻尼振動，其特點(diǎn)是振幅逐漸減小、振動頻率變慢(周期延長)；在周期性外力的持續(xù)作用下發(fā)生的振動稱為受迫振動，其振動引起振幅的大小不僅與周期性外力的大小有關(guān)，而且和外力的頻率和振動體的固有頻率有關(guān)。當(dāng)外力的頻率與振動體固有頻率接近或相等時，振動引起的振幅會急劇增大，也就是共振。柴油機(jī)的振動，實(shí)際上就是受迫振動，因此應(yīng)特別關(guān)注共振的問題，盡量避免共振的發(fā)生。2.2 柴油機(jī)振動產(chǎn)生的原因 柴油機(jī)是往復(fù)運(yùn)動機(jī)械，它采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)把活塞的往復(fù)運(yùn)動換成曲軸的回

13、轉(zhuǎn)運(yùn)動。當(dāng)柴油機(jī)以恒定轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)時，連桿一邊隨著活塞作往復(fù)運(yùn)動一邊繞活塞銷（或十字頭）擺動，曲軸基本為勻速回轉(zhuǎn)運(yùn)動。由于曲柄連桿機(jī)構(gòu)的這種復(fù)雜運(yùn)動特點(diǎn)，必然產(chǎn)生周期性變化的不平衡力和力矩。這些不平衡力和力矩的存在不僅影響活塞曲軸的強(qiáng)度，也影響連桿小端和大端的負(fù)荷、潤滑和磨損，同時使柴油機(jī)發(fā)生振動，船舶推進(jìn)軸系在運(yùn)轉(zhuǎn)中也會受到各種沖擊和周期性的激蕩力（或力矩）的作用。這些激振力和力矩使軸系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動、縱向振動和橫向振動。此外，設(shè)計(jì)時考慮不周,如船舶主尺度與主機(jī)的選擇；建造質(zhì)量的問題，如螺旋槳制造質(zhì)量差,軸線對中不良,結(jié)構(gòu)連續(xù)性被破壞,焊接殘余應(yīng)力與初撓度等；營運(yùn)管理問題,如船體的裝(壓)載不當(dāng),

14、軸系變形,機(jī)件磨損、松動10和周期性波浪載荷及一定船速下船舶附屬體（舵、水翼）所產(chǎn)生的流體動載荷，也能引起船舶及其柴油機(jī)和推進(jìn)軸系的振動。2.3 柴油機(jī)振動的危害 20世紀(jì)50年代后期，隨著航運(yùn)業(yè)的發(fā)展，船舶功率和航速都有很大增長，引起船舶振動的激勵力也相應(yīng)增大。主機(jī)功率的日益增大，尤其是大功率中速柴油機(jī)的應(yīng)用、螺旋槳吸收功率的增大和轉(zhuǎn)速的增高，船舶的振動問題就變成了一個突出的問題。過大的船舶振動稱為有害振動，它會引起船體結(jié)構(gòu)和機(jī)械部件的疲勞破壞，甚至船舶柴油機(jī)曲軸的裂紋和斷裂11；振動使磨損增加、噪音上升、管理人員的生活及工作條件惡化；影響機(jī)器和儀器的正常工作，造成船舶儀表、機(jī)械設(shè)備的失效和

15、失靈，振動產(chǎn)生的噪聲還易使船員感到疲勞、降低聽力和工作效率，甚至危及身心健康和航行安全；若共振將引起柴油機(jī)裝置的各種管子、附件等設(shè)備的損壞及柴油機(jī)裝置本身的損壞，以致影響整個船舶的正常使用，并可能造成威脅船舶安全的后果12。2.4 本章小結(jié)振動分為簡諧振動、受迫振動和阻尼振動，其中簡諧振動是最簡單的振動。其他振動均可由若干簡諧振動合成，振動的主要參數(shù)是周期、頻率、圓頻率和振幅。柴油機(jī)的振動，實(shí)際上就是受迫振動，應(yīng)盡量避免共振的發(fā)生。柴油機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的復(fù)雜往復(fù)運(yùn)動產(chǎn)生周期性變化的力和力矩，這些力和力矩使柴油機(jī)軸系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)震動和縱向震動。此外設(shè)計(jì)時考慮不周、建造質(zhì)量問題、營運(yùn)管理問題、周期性波浪

16、載荷及一定船速下船舶附屬體（舵、水翼）所產(chǎn)生的流體動載荷，也會引起船舶及其柴油機(jī)和推進(jìn)軸系的振動。振動會使船體結(jié)構(gòu)和機(jī)械部件產(chǎn)生疲勞破壞，使磨損加劇、噪聲上升，使船員工作條件惡化。振動還會影響機(jī)器和儀表的工作、使船舶儀表、機(jī)械失效和失靈，共振還會引起柴油機(jī)裝置的管系、附件的損壞甚至柴油機(jī)裝置本身的損壞。第三章 柴油機(jī)激勵源分析3.1 往復(fù)慣性力和離心慣性力根根據(jù)柴油機(jī)動力學(xué)原理，活塞曲柄連桿機(jī)構(gòu)可簡化為如圖3-1所示的力學(xué)模型。其質(zhì)量分為兩部分：(1)由活塞組件和連桿小端組成或由活塞組件、活塞桿、十字頭、滑塊和連桿小端組成。并集中在活塞銷A點(diǎn)的往復(fù)運(yùn)動質(zhì)量；(2)由曲柄銷、曲柄臂的不平衡部分和

17、連桿大端組成，集中在曲柄銷B點(diǎn)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動質(zhì)量。由柴油機(jī)自由端向飛輪端看，坐標(biāo)軸和曲柄轉(zhuǎn)角以圖示方向?yàn)檎?。圖中：R曲柄半徑(m)； L連桿長度(m)； A曲柄連桿比，ARL； xA點(diǎn)坐標(biāo)； 從上止點(diǎn)起的曲柄轉(zhuǎn)角，t；曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，n30； n柴油機(jī)轉(zhuǎn)速(rmin)； 圖3-1 曲柄-連桿機(jī)構(gòu)所示的力學(xué)模型 t從上止點(diǎn)起的時間(s)；連桿擺角(rad)。 3.1.1 單缸往復(fù)慣性力沿軸作直線運(yùn)動，產(chǎn)生往復(fù)慣性力：式中則上式表明，曲鈾每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，上式第一項(xiàng)的力循環(huán)變化一次稱為一階慣性力，變化二次，稱為二階慣性力。它們的特性是既改變大小也改變方向，且始終作用在氣缸中心線方向上。3.1.2 單缸離心慣性

18、力繞O點(diǎn)作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，產(chǎn)生離心慣性力。一般認(rèn)為曲柄以等角速度旋轉(zhuǎn)，所以它只改變方向，而不改變大小，它沿曲柄半徑向外作用，在曲軸轉(zhuǎn)動一周時，完成一個循環(huán)，其頻率等于曲軸轉(zhuǎn)速，所以是一階激勵力。3.1.3 多缸機(jī)的往復(fù)慣性力和離心慣性力假如機(jī)體剛性很大，則可將各缸的慣性力合成，求得整個柴油機(jī)的不平衡力和力矩13。當(dāng)柴油機(jī)各曲柄間夾角相等，且各缸運(yùn)動部件的質(zhì)量相等時，三缸以上多缸機(jī)的不平衡力一般可等于零，而僅剩下不平衡力矩。由柴油機(jī)的平衡特性可知：除單缸、雙缸和四缸四沖程機(jī)外，多缸機(jī)的往復(fù)和離心慣性力總是被自行平衡的。以三缸二沖程柴油機(jī)為例，其發(fā)火順序?yàn)?32，發(fā)火間隔角為=。則其一階往復(fù)慣性力的合力

19、為：=二階往復(fù)慣性力的合力為：計(jì)算離心慣性力的合力，最好按垂直和水平力分別合成。于是得垂直和水平合力為：所以。3.1.4 多缸機(jī)的往復(fù)慣性力矩和離心慣性力矩仍以三缸二沖程柴油機(jī)為例由于合力為零，在計(jì)算合力矩時，為簡便起見，可對任意點(diǎn)O取短(見圖3-2)。設(shè)O點(diǎn)與各缸中心線的距離為，則一階往復(fù)慣性力矩：圖3-2 三缸二沖程機(jī)的曲柄圖對求微分，并使之等于零得即當(dāng)?shù)谝磺谏现裹c(diǎn)前時，一階往復(fù)慣性力力矩有最大值 。這里的負(fù)號表示力矩的作用方向與所假設(shè)的相反。二階往復(fù)慣性力為：即二階往復(fù)慣性力距的幅值為，其最大值發(fā)生在第一曲柄離開上止點(diǎn)為處，方向與所假定的正方向相反。一階離心慣性力距為：從以上結(jié)果可以

20、看出，離心力矩的幅值就是時，最大值在垂直平面上，方向與假定的方向相反。由于離心力矩是旋轉(zhuǎn)的，當(dāng)時，它轉(zhuǎn)到水平面內(nèi)，是最大的，可見離心力矩會引起柴油機(jī)的縱搖和平搖。圖3-3是一般情況下，多缸機(jī)不平衡慣性力依然一點(diǎn)為簡化中心的合力和合力矩，一般有：垂向力（一階及二階、四階等偶數(shù)階）；水平力(一階)；作用在水平面內(nèi)的平搖力矩(一階)；作用在垂直平面內(nèi)的縱格力矩(一階及二階、四階等偶數(shù)階) ；一一第缸中心到柴油機(jī)簡化中心的距離。同理，運(yùn)動部件如連桿及曲柄組件對Z軸有轉(zhuǎn)動慣量，從而可以求出對Z軸的動量矩，由動量矩定理得： 圖3-3 多缸機(jī)慣性合力和合力矩式中：為橫搖力矩，只計(jì)及一階、三階，二階為零。如果

21、以上的合力和合力矩(考慮到三階為止)都等于零，即可認(rèn)為該柴油機(jī)是平衡的。由于它們的作用形態(tài)都是對外面表現(xiàn)出來的，因此也稱它們?yōu)橥饬屯饬兀渲等Q于運(yùn)動部件的質(zhì)量、發(fā)火順序、缸數(shù)和曲柄排列等。當(dāng)選用存在有不平衡慣性力和力矩的柴油機(jī)作為船舶主機(jī)時，則會激起船體振動。作用在垂直平面內(nèi)的垂向力及縱搖力矩是船舶垂向振動的激勵力，當(dāng)其頻率與船體垂向彎曲振動某階的固有頻率相等或接近時，就會激起較大的垂向振動響應(yīng)。以上的討論是基于柴油機(jī)的機(jī)體是絕對剛體的前提下進(jìn)行的，未曾考慮它的內(nèi)部受力和變形。實(shí)際上柴油機(jī)機(jī)體是一個彈性體，當(dāng)它的內(nèi)部受力過大時，也會由于變形而引起船體振動。如果取多缸機(jī)長度的中心為簡化中心

22、，則在中心一邊的一半缸數(shù)的慣性力對該中心的合力矩稱為內(nèi)力矩。內(nèi)力矩成對地作用在機(jī)體上，如果機(jī)體力剛性的，則一對內(nèi)力矩將在機(jī)體內(nèi)完全抵消。但實(shí)際上機(jī)體是一個通過底腳螺栓與船體連接在一起的彈性體，船體結(jié)構(gòu)與機(jī)體一起在內(nèi)力矩作用下將出現(xiàn)彈性變形。此時內(nèi)力矩將按機(jī)體與船體局部結(jié)構(gòu)的剛性比，通過底腳螺栓傳遞分配作用于機(jī)體和局部結(jié)構(gòu)，從而引起船體局部結(jié)構(gòu)的振動，其振動頻率與主機(jī)轉(zhuǎn)速相同。3.2 傾覆力矩傾覆力矩是由柴油機(jī)氣缸內(nèi)燃?xì)鈮毫屯鶑?fù)慣性力合成所引起的。設(shè)氣缸內(nèi)爆發(fā)力為，則活塞承受的力為：。式中：D力氣缸直徑。在活塞銷處合力分解為指向氣缸壁的側(cè)向壓力和沿連桿作用的連桿力兩個分力，則14。沿連桿作用于

23、曲柄銷B點(diǎn)，并可分解為垂直于曲柄的切向力和沿曲柄作用的法向力，如圖3-4所示。即為單缸柴油機(jī)發(fā)出的轉(zhuǎn)矩，側(cè)推力相對于機(jī)座形成一力矩，即為傾覆力矩。轉(zhuǎn)矩與傾覆力矩在數(shù)值上相等，即由于柴油機(jī)具有間歇工作的脈沖性，燃?xì)鈮毫?、連桿擺角以及轉(zhuǎn)矩是隨曲柄轉(zhuǎn)角成周期性變化的，因此單缸機(jī)的扭矩或傾覆力矩的瞬時波動很大 圖3-4 柴油機(jī)的作用及力矩 (缸數(shù)越多，越趨于均勻)。它的大小與曲柄轉(zhuǎn)角有關(guān)，是時間的函數(shù)，用傅里葉級數(shù)15可表示為式中：平均扭矩； 第諧次扭矩分量幅值； 第諧次扭矩分量的相角；簡諧系數(shù)，二沖程機(jī)=1，2，3···，四沖程機(jī)=0.5，1.0，1.5,2.0，

24、83;··對于直列式多缸機(jī)可按曲柄圖上曲柄轉(zhuǎn)角的相互關(guān)系，求得和的代數(shù)和。平均扭矩用于克服螺旋槳所受的外界水的阻力矩(螺旋槳的旋轉(zhuǎn)阻力矩)，從而使螺旋槳旋轉(zhuǎn)，所以又稱為傳動扭矩，它使槳軸產(chǎn)生一恒定的扭矩。而簡諧分量則使抽產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動。如果扭振激勵頻率與軸系固有頻率相等，則會激起軸系扭轉(zhuǎn)共振，不僅使軸強(qiáng)度受到影響，而且會激起船體振動。引起船體橫搖振動的主要因素是傾覆力矩，它同樣可分為平均力矩和簡諧分量兩部分。平均力矩部分作用在機(jī)體上，使機(jī)體傾斜一角度，并被機(jī)座反力所平衡。而簡諧分量則使機(jī)體在平衡位置附近作橫格振動，并通過底腳螺栓在機(jī)座上產(chǎn)生簡諧反作用力矩，從而引起船底板架、乃

25、至船體的強(qiáng)迫振動。當(dāng)柴油機(jī)工作時，如果各氣缸壁所受側(cè)壓力分量的頻率與上述某一形式的固有頻率一致時，機(jī)架將發(fā)生共振，此時不僅柴油機(jī)振動很大，而且機(jī)架質(zhì)量的慣性力會對船體形成二次激勵，引起船體和上層建筑的劇烈振動。必須指出，柴油機(jī)曲軸的扭轉(zhuǎn)振動和曲軸的縱向振動常常是耦合的。隨著大功率低速柴油機(jī)高度的增加和長度的減少，還存在著機(jī)架的縱向振動問題。它是由軸系的縱向振動和螺旋槳鈾向推力不均勻通過推力軸承座激起的。該激勵可引起機(jī)架前后端局部結(jié)構(gòu)的縱向振動，嚴(yán)重時甚至可引起船體及上層建筑的縱向振動16。3.3 本章小結(jié)單缸機(jī)的往復(fù)慣性力和離心慣性力均是一階慣性力，單缸往復(fù)慣性力始終作用在氣缸中心線方向上，而

26、單缸離心慣性力沿則是曲柄半徑向外作用。除單缸、雙缸和四缸四沖程機(jī)外，多缸機(jī)的往復(fù)和離心慣性力總是被自行平衡的。多缸機(jī)一階和二階往復(fù)慣性力力矩的幅值均為，一階往復(fù)慣性力力矩在第一曲柄在上止點(diǎn)前時得到最大值，二階往復(fù)慣性力距在第一曲柄離開上止點(diǎn)為處取得最大值。多缸機(jī)的離心慣性力矩會引起柴油機(jī)的縱搖和平搖。上述的力和力矩稱為外力和外力矩，其大小取決于運(yùn)動部件的質(zhì)量、發(fā)火順序、缸數(shù)和曲柄排列等。由于機(jī)體是一彈性體，作用于機(jī)體上的內(nèi)力矩使船體結(jié)構(gòu)與機(jī)體出現(xiàn)彈性變形，引起船體局部結(jié)構(gòu)發(fā)生振動頻率與主機(jī)轉(zhuǎn)速頻率相同的振動。傾覆力矩是由柴油機(jī)氣缸內(nèi)燃?xì)鈮毫屯鶑?fù)慣性力合成所引起的。單缸機(jī)的扭矩或傾覆力矩的瞬時

27、波動很大(缸數(shù)越多，越趨于均勻)，它的大小與曲柄轉(zhuǎn)角有關(guān)，是時間的函數(shù)。傾覆力矩是引起船體橫搖振動的主要因素，它可分為平均力矩和簡諧分量兩部分，平均力矩部分作用在機(jī)體上并被機(jī)座反力所平衡；簡諧分量使機(jī)體在平衡位置附近作橫格振動，并引起船底板架乃至船體的強(qiáng)迫振動。第四章 軸系扭轉(zhuǎn)振動及其消除方法分析4.1 扭轉(zhuǎn)振動振幅和應(yīng)力分析扭轉(zhuǎn)振動振幅的計(jì)算振幅的計(jì)算有好幾種方法，這里只介紹一種方法：放大系數(shù)法。這個方法將激勵力矩作為靜力作用在系統(tǒng)上，從而求出一個所謂平衡振幅(也稱為靜振幅)。實(shí)際振幅為放大系數(shù)乘以平衡振幅。平衡振幅不是一個常數(shù)，在每一質(zhì)點(diǎn)處都不同。激勵力矩所做的功是：。系統(tǒng)中吸收的動能為：

28、。這兩者應(yīng)該是相等的，即=式中：系統(tǒng)中各質(zhì)點(diǎn)振幅(rad)；激勵力矩(；圓周頻率(rads)；各質(zhì)量的轉(zhuǎn)動慣量()。前面的霍爾茨法中應(yīng)用了一個相對振幅?，F(xiàn)在使，也就是將霍爾茨法的第一質(zhì)量振幅作為平衡振幅值，因此則實(shí)際振幅為 （4-1）式中：放大系數(shù)，根據(jù)測量統(tǒng)計(jì)資料獲得；霍爾茨法中=1質(zhì)量的振幅(因?yàn)槠胶庹穹且源它c(diǎn)為標(biāo)準(zhǔn)的)。放大系數(shù)這個概念能利用以前積累的經(jīng)驗(yàn)和實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)來進(jìn)行計(jì)算。通過已有裝置實(shí)測到的振幅與計(jì)算的平衡振幅相比就可得到放大系數(shù)。積累的數(shù)據(jù)越多，放大系數(shù)就越正確，因此的數(shù)值也可不斷總結(jié)更新。放大系數(shù)與系統(tǒng)中的阻尼成反比，也就是阻尼越大放大系數(shù)越小，所以對系統(tǒng)中不同阻尼的部件就有

29、不同的放大系數(shù)17。主機(jī)的放大系數(shù)因制造和運(yùn)轉(zhuǎn)情況可能有較大區(qū)別。這里引用根據(jù)幾百臺柴油機(jī)的實(shí)測結(jié)果得出的經(jīng)驗(yàn)公式：= 由以上公式可以看出，柴油機(jī)放大系數(shù)與平衡振幅的四次方根成反比。根據(jù)有關(guān)統(tǒng)計(jì)資料，放大系數(shù)很少超過50，因此在計(jì)算時，如果放大系數(shù)超過50，即以50來計(jì)算。4.1.2 應(yīng)力的計(jì)算圖4-1是在不同阻尼下，放大系數(shù)與曲線。為任意轉(zhuǎn)速，為臨界轉(zhuǎn)速。在沒有阻尼時()，共振點(diǎn)是在的地方。有阻尼時，共振點(diǎn)便偏離的地方。阻尼越大(也就是越小)，其偏離也越大，如圖中虛線所示。在一般工程中5，從圖中可以看到誤差不是很大，這種偏離是忽略的。 圖4-1不同阻尼下的放大系數(shù)在的范圍內(nèi)(稱為共振區(qū))，阻

30、尼對振幅是有影響的。只要轉(zhuǎn)速略有變化(略有變化)振幅就有很大的變化(變化大)。在此區(qū)域以外阻尼對振幅的影響就比較小了。要計(jì)算應(yīng)力，必須先計(jì)算振幅。上面所計(jì)算的振幅只是共振時的振幅(相當(dāng)于圖4-1中的虛線)。在其他轉(zhuǎn)速下，振幅的計(jì)算可分為兩種情況：（1）在共振區(qū)中（） （4-2）式中：平衡振幅；任意轉(zhuǎn)速與臨界轉(zhuǎn)速的比值共振時的放大系數(shù)。（2）在非共振區(qū)（） (4-3)式中各符號意義同（4-2）。實(shí)際上，式（4-2）是一通式，適用于共振區(qū)和非共振區(qū)。但由于此式比較復(fù)雜，通常在不同的區(qū)域采用不同的計(jì)算公式。算出振幅后，便可計(jì)算應(yīng)力。軸系中應(yīng)力最大處在節(jié)點(diǎn)，所以，我們可以從振形圖上或霍爾茨發(fā)中變號之處

31、找到應(yīng)力最大點(diǎn)，同時也能知道該點(diǎn)的相對扭矩，計(jì)算扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的公式如下： （4-4）式中：最大相對扭矩； 實(shí)際振幅可有式（4-2）求出； 在節(jié)點(diǎn)處軸的截面模數(shù)（）。從振形圖上可以看出單節(jié)點(diǎn)最大應(yīng)力在中間軸上，所以式（4-4）取中間軸中的數(shù)值。要取表中表中變號處的數(shù)值，即。圖4-2是不同轉(zhuǎn)速下的應(yīng)力曲線圖。這里只畫了單節(jié)點(diǎn)3的共振曲線。當(dāng)然，用同樣方法，也可以作出雙節(jié)點(diǎn)7.5、8.5、9.5的共振曲線。根據(jù)振型圖，雙節(jié)點(diǎn)最大應(yīng)力發(fā)生在曲軸和螺旋槳抽上。對于雙節(jié)點(diǎn)，由于3，所以不需要求出，可以直接從相關(guān)文獻(xiàn)求得。因?yàn)檩S上同時受到單節(jié)點(diǎn)和雙節(jié)點(diǎn)應(yīng)力，因此軸上的應(yīng)力實(shí)際比圖4-2中的單節(jié)點(diǎn)應(yīng)力略高(一般很

32、少高于10) 。通常，我們將規(guī)范中軸系扭振附加許用應(yīng)力值畫在同一 圖4-2 不同轉(zhuǎn)速下的應(yīng)力圖 圖上以便比較。4.2 扭轉(zhuǎn)振動減輕方法分析4.2.1簡單回避臨界轉(zhuǎn)速可分為主臨界轉(zhuǎn)速與副臨界轉(zhuǎn)速。主臨界轉(zhuǎn)速為主共振的相應(yīng)轉(zhuǎn)速。主共振是由簡諧次數(shù)v等于曲軸每轉(zhuǎn)發(fā)火氣缸數(shù)整數(shù)倍的激振力矩(稱主諧量)所引起的共振。例如四沖程六缸機(jī)，曲軸每轉(zhuǎn)發(fā)火缸數(shù)為3，則主諧量的v=3、6、9，它們引起主共振，相應(yīng)的轉(zhuǎn)速即為主臨界轉(zhuǎn)速。在主臨界轉(zhuǎn)速，各缸激振力矩方向相同，它將激起強(qiáng)烈的扭振，在常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)應(yīng)該避開，主臨界轉(zhuǎn)速以外的所有臨界轉(zhuǎn)速18。大型的船舶動力裝置中，往往把某些具有較嚴(yán)重共振現(xiàn)象的臨界轉(zhuǎn)速規(guī)定為“

33、禁區(qū)”19，在管理上使曲軸工作轉(zhuǎn)速遠(yuǎn)離臨界轉(zhuǎn)速，為此設(shè)立轉(zhuǎn)速禁區(qū)，要求在變速時快速通過，此法主要應(yīng)用于大型低速柴油機(jī)20。4.2.2頻率調(diào)整改變扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的固有頻率，從而使整個系統(tǒng)的共振轉(zhuǎn)速得到改變。固有頻率完全取決于各個部件的慣性和彈性的大小及其分布情況，系統(tǒng)上任何一個部件的慣性值或彈性值的變動(包括它們分布位置的變動)都可以引起整個系統(tǒng)固有頻率的變化21。同樣，增加或者減少系統(tǒng)上的部件，也可以對系統(tǒng)的固有頻率造成影響。例如，改變飛輪的轉(zhuǎn)動慣量和曲軸剛度、在系統(tǒng)中加裝大柔度的彈性聯(lián)軸器22或者使用各種型式的動力減振器。對于改變軸段剛度，通常有使用細(xì)長軸端、使用相對剛性的軸系和使用粗短軸系等

34、23方法，使用相對剛性軸系的共振力較大，需在曲軸自由端安裝幾臺合適的扭振減振器24，而使用粗短軸系使軸系不平衡扭矩非常大，導(dǎo)致船體軸向動力較大，使用細(xì)長軸系需提高軸系材料的抗拉強(qiáng)度，在柴油機(jī)缸數(shù)超過六缸時不需在曲軸自由端安裝調(diào)頻飛輪，但須設(shè)置轉(zhuǎn)速禁區(qū)。在軸系設(shè)計(jì)時，一般用第一種方法。改變轉(zhuǎn)動慣量則可以通過加大飛輪和加裝副飛輪來實(shí)現(xiàn)。在軸系中加裝高彈性聯(lián)軸節(jié)，既可降低軸系的自振頻率，又可以產(chǎn)生阻尼使振幅減小，也可以緩和齒輪箱的沖擊25。不同型號的彈性聯(lián)軸器剛度不盡相同，選用合適的剛度對系統(tǒng)扭振特性有較大影響26。如果能將節(jié)點(diǎn)調(diào)整到彈性聯(lián)軸器的橡膠上，使橡膠承受最大的扭振力矩，內(nèi)、外環(huán)產(chǎn)生最大扭轉(zhuǎn)

35、角，就能充分發(fā)揮其高彈性聯(lián)軸器的調(diào)頻作用。4.2.3減少振能激勵扭矩是導(dǎo)致扭轉(zhuǎn)振動的動力源，如果能夠減少輸入系統(tǒng)的振動能量，也就能直接減少扭轉(zhuǎn)振動的量級。在柴油機(jī)設(shè)計(jì)階段，通常通過下面幾個途徑27來減小激勵力矩的輸入：(1)改變發(fā)火順序。對于直列式柴油機(jī)，改變發(fā)火順序可使副臨界轉(zhuǎn)速變動而避開常用轉(zhuǎn)速范圍，但不影響主臨界轉(zhuǎn)速。對于單列多缸柴油機(jī)的曲柄排列應(yīng)主要考慮：柄排列應(yīng)設(shè)法消除或減少不平衡質(zhì)量所引起的慣性力。并盡量使慣性力具有良好的內(nèi)部平衡性。對于氣缸數(shù)為偶數(shù)的六缸以上的四沖程柴油機(jī)可使曲軸的一半和另一半排列成鏡面對稱，并使曲軸的任一半側(cè)均具有良好的內(nèi)部平衡性，以減少彎曲應(yīng)力和變形。對于二沖

36、程柴油機(jī)和氣缸數(shù)為奇數(shù)的四沖程柴油機(jī)，一般使各曲柄間夾角相等，以獲得均勻發(fā)火28。(2)改變振型。如在曲軸自由端或中間軸的雙節(jié)點(diǎn)振幅較大處裝設(shè)副飛輪，可使軸系的頻率和振型發(fā)生變化，使臨界轉(zhuǎn)速離開常用轉(zhuǎn)速范圍，還可使扭振振幅減小。如調(diào)整主機(jī)飛輪慣量，可改變曲軸中節(jié)點(diǎn)位置，減小主諧量對軸系的激振能量。(3)合理選擇槳葉安裝位置。合理選擇螺旋槳槳葉安裝位置，可以減小其激振能，同時注意不使用與柴油機(jī)主諧量相同的槳葉葉數(shù)。(4)增大系統(tǒng)阻尼。增大扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的阻尼因素可以減少扭轉(zhuǎn)振動的量級。當(dāng)動力裝置中采用很多措施均不能達(dá)到減小裝置的扭轉(zhuǎn)振動式，可以在系統(tǒng)中加裝具有較大阻尼作用的各類阻尼式減振器或具有較

37、大阻尼的彈性聯(lián)軸器29，以達(dá)到消減裝置扭轉(zhuǎn)振動的目的。常在柴油機(jī)曲軸自由端配置減振器，在大、中型船用柴油機(jī)中多阻尼型減振器和動力阻尼型減振器。4.3 本章小結(jié)柴油機(jī)軸系扭振振幅的計(jì)算方法有很多種，本論文中采用的是放大系數(shù)法。放大系數(shù)與系統(tǒng)阻尼成反比，與平衡振幅的四次方根成正比；放大系數(shù)很少超過50，若放大系數(shù)超過50，則按50計(jì)算。要計(jì)算應(yīng)力，一般要先計(jì)算出振幅，振幅的計(jì)算分為在共振區(qū)和在非共振區(qū)兩種情況。應(yīng)力與振幅的關(guān)系是。扭轉(zhuǎn)振動可以通過簡單回避、頻率調(diào)整和減少振能來減輕。簡單回避通過設(shè)置轉(zhuǎn)速禁區(qū)，管理中通過遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)速禁區(qū)來實(shí)現(xiàn)；頻率調(diào)整是改變扭振系統(tǒng)的固有頻率，使其共振轉(zhuǎn)速發(fā)生改變，可以通

38、過改變飛輪的轉(zhuǎn)動慣量和曲軸剛度、在系統(tǒng)中加裝大柔度的彈性聯(lián)軸器或者使用各種型式的動力減振器來實(shí)現(xiàn)；減少振能是為了減少扭振的量級，可以通過改變發(fā)火順序、改變振型、合理選擇槳葉安裝位置和增大系統(tǒng)阻尼來實(shí)現(xiàn)。第五章 縱向振動及其減輕方法分析5.1 縱向振動的影響因素設(shè)一均勻質(zhì)量桿,兩端固定,當(dāng)給以初始的軸向力突然去掉,在沒有外部和內(nèi)部阻尼力的情況下,軸上任一截面都要作往復(fù)的軸向運(yùn)動,這種現(xiàn)象就叫做縱向振動(軸向振動)。軸系的縱振特性比扭振特性復(fù)雜得多,這是因?yàn)橛绊懸蛩乇容^多的緣故?？v振的固有振動頻率計(jì)算,不僅與軸系的運(yùn)動部件有關(guān),而且還與推力軸承及其周圍的船體構(gòu)件有關(guān),為了解軸系縱振的特性,需從以下

39、幾個方面進(jìn)行討論。氣缸數(shù)與縱振頻率的關(guān)系：在軸系長度一定的情況下,氣缸越多,整個軸系的縱振頻率越低,頻率降低的大小與裝置情況有關(guān)30。目前大多數(shù)低速二沖程柴油機(jī)推進(jìn)軸系的推力軸承是與(0節(jié)縱振頻率與氣缸數(shù))柴油機(jī)連在一起的,對給定機(jī)型來講,其推力軸承剛度值基本上為定值。因此軸系0節(jié)縱振頻率是機(jī)型、氣缸數(shù)及從柴油機(jī)到螺旋漿之間軸長度的函數(shù)(見圖5-1)。圖5-1 定型機(jī)軸系0節(jié)縱振頻率與機(jī)型、氣缸數(shù)及從柴油機(jī)到螺旋漿之間軸長度的函數(shù)軸系長度對縱振的影響：主機(jī)相同,即曲軸和推力軸承剛度值相同,軸系長度變化將使整個軸系的縱振固有振動頻率發(fā)生變化，一般來說，軸系越長,縱振頻率越低31。飛輪質(zhì)量對縱振的

40、影響：在軸系設(shè)計(jì)中,有時采用調(diào)整主機(jī)飛輪質(zhì)量的方法來適當(dāng)改善軸系的扭振特性。實(shí)際上對軸系縱振來講,飛輪質(zhì)量的變化,對縱振影響不大。5.2 軸系縱振引發(fā)的弊端及預(yù)防和減輕措施嚴(yán)重的軸系振動不僅會使軸系產(chǎn)生疲勞破壞,而且還可能產(chǎn)生有害的其他結(jié)構(gòu)振動,主要有:曲柄銷過大的彎曲應(yīng)力和拉壓應(yīng)力,甚至?xí)a(chǎn)生曲軸的彎曲疲勞破壞、傳動齒輪過大的附加彎曲負(fù)荷,加速齒面磨損甚至損壞、推力軸承的附加交變負(fù)荷、軸系縱振產(chǎn)生的二次激勵力,激勵起柴油機(jī)機(jī)架縱向振動和機(jī)艙構(gòu)件的局部振動。因此,為了減少和避免有害的軸系縱向振動的產(chǎn)生,以及因軸系縱振而引起的其他機(jī)械和結(jié)構(gòu)振動的產(chǎn)生,我們提出了一些減輕措施。5.2.1安裝縱振減

41、振器在曲軸的自由端或推力軸承處，安裝一臺縱振減振器，用以吸收振動能量達(dá)到減振目的。這種減振器的結(jié)構(gòu)是將活塞直接連在曲軸自由端，活塞外面的油缸固定在機(jī)座上。活塞除與曲軸一起轉(zhuǎn)動外,還可沿軸向移動?；钊陀透椎那岸肆粲幸欢ǖ木嚯x，里面充滿了阻尼油?；钊陀透妆谥g的間隙要適當(dāng)。減振器的阻尼油可直接使用柴油機(jī)的潤滑油，阻尼油的壓力應(yīng)足夠高以使減振器內(nèi)完全充滿油。油缸兩側(cè)分別布置進(jìn)油管和排油管，在油缸兩端分別接一對進(jìn)排油管在其管路上安裝一截止閥，以便調(diào)整油量。當(dāng)軸系發(fā)生縱向振動，活塞便往返擠壓油缸里的阻尼油，使其從活塞與油缸壁之間隙從一端擠到另一端，從而達(dá)到減少振動的目的。由阻尼作用而產(chǎn)生的熱量由阻尼

42、油帶走32。5.2.2安裝調(diào)頻器安裝調(diào)頻器的目的是改變軸系的縱振固有頻率從而把危險的共振轉(zhuǎn)速移開。其工作原理是通過其活塞，滾動軸承與主機(jī)曲軸自由端相連接，調(diào)頻器的液壓缸固定在主機(jī)機(jī)架的橫梁上。這樣使曲軸的縱向運(yùn)動受到約束，從而提高了軸系的縱振固有振動頻率，可把危險的共振轉(zhuǎn)速移動在額定轉(zhuǎn)速以上，用以提高縱振頻率,減少縱振振幅。5.2.3改變發(fā)火順序曲軸的縱向剛度除了與曲軸的結(jié)構(gòu)尺寸有關(guān)外，還與相鄰曲拐的夾角（受力狀態(tài)）和曲拐的布置有關(guān)，這些又均與柴油機(jī)的發(fā)火順序有關(guān)。因此，在結(jié)構(gòu)尺寸相同情況下，改變發(fā)火順序，可以改變曲軸的縱向剛度值，從而可使危險的縱振共振轉(zhuǎn)移到常用轉(zhuǎn)速范圍以外33。5.3 本章

43、小結(jié)由于軸系縱向振動影響因素比扭轉(zhuǎn)振動影響因素多，其縱振特性比扭振特性復(fù)雜的多?？v振主要的影響因素主要是柴油機(jī)氣缸數(shù)、軸系長度和飛輪質(zhì)量。在軸系長度一定的情況下，氣缸越多，整個軸系的縱振頻率越低。對給定機(jī)型來說，軸系0縱振頻率是機(jī)型、氣缸數(shù)及從柴油機(jī)到螺旋漿之間軸長度的函數(shù)。主機(jī)相同，一般來說，軸系越長，縱振頻率越低。實(shí)際中，飛輪質(zhì)量的變化對縱振影響不大。軸系縱振會產(chǎn)生很大的危害，如:使曲柄銷產(chǎn)生過大的彎曲應(yīng)力和拉壓應(yīng)力，軸系縱振產(chǎn)生的二次激蕩力，使柴油機(jī)機(jī)架產(chǎn)生縱向振動，并引起機(jī)艙構(gòu)件的局部振動。軸系縱向振動可以通過安裝縱振減振器、調(diào)頻器和改變柴油機(jī)的發(fā)火順序來減輕。其中，安裝縱振減振器是在

44、曲軸的自由端或推力軸承處，安裝一臺縱振減振器，吸收振動能量來減振；安裝調(diào)頻器是改變軸系的縱振固有頻率，把危險的共振轉(zhuǎn)速移動在額定轉(zhuǎn)速以上，以提高縱振頻率,減少縱振振幅，可以減輕軸系的振動；改變柴油機(jī)發(fā)火順序，可以改變曲軸的縱向剛度，從而將危險的縱振共振轉(zhuǎn)移到常用轉(zhuǎn)速之外，達(dá)到減振的目的。第六章 結(jié)論通過對船舶柴油機(jī)扭轉(zhuǎn)振動和縱向振動及其減輕方法的分析，可以得出以下結(jié)論：(1)簡諧振動是最簡單的振動，其他振動如受迫振動和阻尼振動等均可用若干簡諧振動來表示。振動的主要參數(shù)是周期、頻率、圓頻率和振幅。柴油機(jī)的振動，實(shí)際上就是受迫振動，應(yīng)盡量避免共振的發(fā)生。(2)柴油機(jī)曲軸連桿的復(fù)雜往復(fù)運(yùn)動產(chǎn)生不平衡

45、振蕩力和力矩，這些力和力矩使船舶軸系產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動、縱向振動和橫向振動。(3)振動產(chǎn)生極大的危害，它可以使船體結(jié)構(gòu)和機(jī)械部件產(chǎn)生疲勞破壞，使磨損加劇、噪聲上升，使船員工作條件惡化。振動還會影響機(jī)器和儀表的工作、使船舶儀表、機(jī)械失效和失靈，共振還會引起柴油機(jī)裝置的管系、附件的損壞甚至柴油機(jī)裝置本身的損壞。(4)單缸機(jī)的往復(fù)慣性力和離心慣性力均是一階慣性力，單缸往復(fù)慣性力始終作用在氣缸中心線方向上，而單缸離心慣性力沿則是曲柄半徑向外作用。除單缸、雙缸和四缸四沖程機(jī)外，多缸機(jī)的往復(fù)和離心慣性力總是被自行平衡的。多缸機(jī)的離心慣性力矩會引起柴油機(jī)的縱搖和平搖。(5) 傾覆力矩是由柴油機(jī)氣缸內(nèi)燃?xì)鈮毫屯鶑?fù)

46、慣性力合成所引起的。單缸機(jī)的扭矩或傾覆力矩的瞬時波動很大(缸數(shù)越多，越趨于均勻)。傾覆力矩是引起船體橫搖振動的主要因素，其平均力矩部分作用在機(jī)體上并被機(jī)座反力所平衡，而其簡諧分量使機(jī)體在平衡位置附近作橫格振動，并引起船底板架乃至船體的強(qiáng)迫振動。(6) 本論文中采用放大系數(shù)法來計(jì)算扭轉(zhuǎn)振動的振幅，放大系數(shù)與系統(tǒng)阻尼成反比，與平衡振幅的四次方根成正比。振幅的計(jì)算分為在共振區(qū)和在非共振區(qū)兩種情況，應(yīng)力與振幅的關(guān)系是。(7)柴油機(jī)軸系扭轉(zhuǎn)振動在輪機(jī)管理中可以通過簡單回避來減輕和消除，而在設(shè)計(jì)制造中可以通過頻率調(diào)整和減少振能方法減輕。(8)縱振特性比扭振特性復(fù)雜的多，其主要影響因素是柴油機(jī)氣缸數(shù)、軸系長

47、度和飛輪質(zhì)量。(9)柴油機(jī)軸系縱向振動也會產(chǎn)生很大危害，它可以通過安裝縱振減振器、安裝調(diào)頻器和改變柴油機(jī)發(fā)火順序來減輕?？偠灾安裼蜋C(jī)的軸系振動是柴油機(jī)曲軸連桿復(fù)雜往復(fù)運(yùn)動產(chǎn)生周期性變化的力和力矩的結(jié)果，并與柴油機(jī)設(shè)計(jì)安裝密切相關(guān)，此外波浪載荷及一定航行速度下船舶附屬體（舵、水翼）所產(chǎn)生的流體動載荷，也能引起船舶及其柴油機(jī)和推進(jìn)軸系的振動。為了減輕或消除船舶柴油機(jī)軸系振動，我們可以從輪機(jī)管理、柴油機(jī)及船舶設(shè)計(jì)制造和軸系安裝過程中采取有效措施，如：在大型低速柴油機(jī)管理中，我們常設(shè)置臨界轉(zhuǎn)速，以防止共振，導(dǎo)致柴油機(jī)損壞，此外，在制造柴油機(jī)時，我們可以采取改變軸段剛度、改變轉(zhuǎn)動慣量和加裝彈性聯(lián)

48、軸節(jié)來改變軸系固有頻率來減輕柴油機(jī)在加減速過程中的振動。致謝能夠成功完成這篇畢業(yè)論文，首先我要感謝我的指導(dǎo)教師孫鵬老師。從畢業(yè)論文最初的選題、構(gòu)思到方案確定乃至最終的審核完成，無不凝結(jié)著指導(dǎo)老師辛勤的汗水。在撰寫論文的三個多月里，孫老師給予了我悉心的教導(dǎo)和耐心的幫助，也正是因?yàn)檫@樣才能使我順利的完成畢業(yè)論文。導(dǎo)師廣博的知識、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度和勤懇的工作精神深深的影響和教育了我，讓我明白做論文、做學(xué)問都要一絲不茍的對待，都不能有任何的瑕疵和敷衍，這對我今后的工作和人生道路必將產(chǎn)生深遠(yuǎn)的影響。在論文完成之際，我要衷心感謝所有關(guān)心、幫助和支持我的人。參考文獻(xiàn)1 李維堅(jiān). 船舶柴油機(jī)動力裝置的振動. 中

49、國修船，2005，06，0013-032 舒歌群，呂興才. 內(nèi)燃機(jī)曲軸扭振連續(xù)分布模型的計(jì)算方法. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報，2004年7月 第35卷 第4期3 李震，桂長林，孫軍. 內(nèi)燃機(jī)曲軸軸系振動分析研究的現(xiàn)狀、討論與展望. 內(nèi)燃機(jī)學(xué)報學(xué)報，Vol.20 (2002)No.54 張洪田，王芝秋，張志華，張文平. 柴油發(fā)電機(jī)給軸系強(qiáng)制扭轉(zhuǎn)振動計(jì)算與分析. 應(yīng)用科技，1994年第3期5 LEI Xuanyang1,ZHANG Guicai1,CHEN Jin, SONG Xigeng2,DONG Guangming1，A Simplified Model for Vibration Analysis of Diesel Engine Crankshaft System/Journal of Shanghai Jiaotong University，Vol.E211，No.1，2006，991036 Kang Y, Sheen G J. Modal analyses and experiments