0 引言
齿轮箱装置是柴油机将动力传递至螺旋桨 的重要纽带 。 振动是评定齿轮箱装置运转质量 的主要指标 ) 也决定了齿轮箱装置的质量 。本 文针对某船用齿轮箱装置在实际试验时出现振 动超标的情况 ) 通过理论分析和试验验证定位 引起振动超标的原因 ) 并在此基础上探索预防 和减小振动的措施 。
l 齿轮箱装置试验方案
被试齿轮箱形式为双输人 、单输出 。 通过该齿轮箱装置将两台柴油机动力传递到桨轴上 。按设计 工况布置试验方案 ) 如图 1 所示 。采用两台拖动电 机 ) 通过扭矩仪后联接齿轮箱输人部分, 齿轮箱输 出部分则通过一 台陪试箱将转速转换至输人转速值 后 ) 通过扭矩仪联接后端加载电机 ) 实现对齿轮箱 装置的加载功能 。
按设计要求 ) 在齿轮箱装置的安装面上布置测 点并安装振动传感器 ) 以测量加载过程中各点的振 动情况 。 测点分布如图 2 所示 。
2 试验结果及分析
齿轮箱装置在功率为2 ×1 000 kw、输人转速分别为480 r/min和 600 r/min的工况下 , 机脚处测点 平均加速度的总振级值分别为 114.86 dB(要求值为 ≤115 dB)和 122.66 dB(要求值为≤120 dB) 。可见 该齿轮箱装置振动性能未达标。
分析振动数值并结合以往经验 , 列出导致振动 超标的潜在因素如下:
(1) 输人轴系线速度较高 , 达到 28 m/s, 轴 系动平衡精度等级设计不合理;
(2) 齿轮箱装置与安装基座 、安装基座与槽 铁之间联接扭力不达标 , 或联接螺母有松动情况;
(3) 齿轮箱装置冷 、热态间温差与预计不一
致 , 导致台架对中数据计算有偏差;
(4) 箱体外部管路附件支撑不牢固 , 运转时 发生抖动 , 导致齿轮箱装置整体振动增大。
3 解决措施
根据原因分析 , 拟定以下解决方案:
(1) 对输人轴轴系重新做动平衡试验 , 将动平 衡精度等级从原先的 G6.3 提升至 G2.5;
(2) 复查联接处紧固件扭力值;
(3) 重新计算齿轮箱装置温升后的轴线偏移
量 , 并在冷态对中时进行相应补偿;
(4) 对外部油管及泵阀等油路部件支撑做加固。
首先 , 用扭力扳手对螺栓扭力值进行复查 , 并 对复查完的螺栓用记号笔划线做记号 , 方便在加载过程中检查是否有松动现象 。另外 , 在槽铁与基 座 、基座与齿轮箱装置之间打丝表 , 检查加载时台 位是否发生跑动 。其次 , 对箱体上管路附件的安装 面增加隔振装置; 排除管路附件运转时产生的振动 对齿轮箱装置造成影响; 对悬深较长的油管等附件 增加与箱体固定的支撑 , 避免因管路抖动产生的异 常振动对齿轮箱装置的整体振动带来影响。
完成上述改进后进行第一次摸底试验 。在 2 x 1 000 kw、480 r/min和 600 r/min工况下 , 测点平 均加速度总振级值为 112 .66 dB和 121 .66 dB, 与 改进前相比分别下降了 2 .2 dB和 1 dB, 但还不 达标。
针对高转速下振动还是不达标的问题 , 将输人 轴系从箱体内部取出 , 上动平衡仪重新做动平衡试 验 , 并将精度等级提高至 G2.5 , 排除轴系不平衡 量过大导致振动超标问题。
完成 后 进 行 第 二 次 摸 底 试 验 。 在 2 x 1 000 kw、480 r/min和 600 r/min工况下 , 测点平 均加速度总振级值分别为 111 .86 dB和 117 .38 dB, 在第一次改进的基础上又分别下降了 0 .8 dB和 4 .28 dB; 且各项指标均满足设计要求。
4 结论
在综合分析引起齿轮箱装置振动超标的原因后采取了一系列解决措施 , 得到以下结论: 基座联接 处紧固件扭力不达标 、管路悬伸过长 、管路附件抖 动这三类情况对轮箱装置低转速下的振动影响较 大 ; 而齿轮箱内部旋转件的平衡等级不达标和齿轮 箱装置台架热对中不佳对轮箱装置高 、低转速下的 振动影响均较大 。在设计 、制造及安装中应尽量 避免。
参考文献
[1] 沈建平 , 周文建 , 童宗鹏.船舶传动装置振动控制技术研究现状与发展趋势 [J] .舰船科学技术 , 2010 (8) : 7.12 .
[2] 于放 , 王明为.舰船减速器齿轮装置的加工与设计[M] .北京: 国防工业出版社 , 2009 .
[3] 刘文 , 林腾蛟 , 吕和生.GwC6066 船用齿轮箱振动噪声分析及试验 [J] .重庆大学学报: 自然科学版 , 2011 (8) : 48.54 .
[4] K0sTICs I, 0GNJAN0VIM.Thenoisestructureofgeartransmision unitsand thero1eofgearboxwa1s [ J] . FMETransactions, 2007 (1) .
来源：柴油机，作者李向阳
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