計入船體變形激勵的大型船舶推進軸系振動性能研究

田哲，張聰，嚴新平，熊冶平

（1武漢理工大學，武漢430063；2船舶動力工程技術交通行業(yè)重點實驗室，武漢430063；3國家水運安全工程技術研究中心，武漢430063；4南安普頓大學，南安普頓SO16 7QF）

計入船體變形激勵的大型船舶推進軸系振動性能研究

田哲1，2，3，4，張聰1，2，3，嚴新平1，2，3，熊冶平1，4

（1武漢理工大學，武漢430063；2船舶動力工程技術交通行業(yè)重點實驗室，武漢430063；3國家水運安全工程技術研究中心，武漢430063；4南安普頓大學，南安普頓SO16 7QF）

大型船舶的船體變形與其推進系統(tǒng)之間的耦合影響成為船舶領域的研究熱點，開展船體變形激勵下的推進軸系振動性能的研究對保證船舶可靠運行十分必要。文章以船舶軸系動力學方程為研究基礎，建立其計入船體變形激勵的大型船舶推進軸系的動力學模型并通過解析解與數值解的對比驗證了方法的可靠性。依據此模型，以某大型集裝箱船舶為研究對象，分別探索了船體變形激勵不確定方向下以及變尺寸參數下軸系振動的影響規(guī)律，為大型船舶船體變形激勵下的軸系振動問題提供了理論基礎。

船體變形；軸系；不確定性；變參數；振動特性

0 引言

船舶是實施航運與海洋開發(fā)戰(zhàn)略的重要載體，是保障我國海洋權益和海洋資源安全的有效裝備。船舶軸系是船舶動力系統(tǒng)的重要組成部分，承擔了將船舶主機動力傳遞到螺旋槳、產生推力實現(xiàn)船舶推進的重要功能。隨著船舶大型化趨勢的出現(xiàn)，船體主參數明顯增大，船舶軸系的輸出功率、傳遞推力、結構尺度等參數不斷增大。由于船體在不同工況下與波浪相互作用發(fā)生劇烈的動態(tài)變形，變形激勵通過船體—軸承—軸系傳遞作用于推進軸系，引起軸系振動加劇，當船舶推進系統(tǒng)的振動超過允許的幅值時，極易引起推進系統(tǒng)故障，威脅船舶運行安全。由于船體的板殼結構與軸承基座相比，相對柔軟，軸系振動激勵也會通過軸系—軸承—船體傳遞作用于船體[1]。激勵極易引起船體尾部強烈振動，影響船舶疲勞壽命[2]。

在水環(huán)境中，大型船舶的船體變形與其推進系統(tǒng)之間的耦合影響已成為船舶領域的研究熱點，引起世界上相關的專家學者及各國船級社的高度重視。日本船級社ClassNK較早地開展了將船體變形納入船舶軸系計算校核的研究并提出了Prime Ship計劃[3]，來研究船體變形下軸系校中、軸系扭振和船舶運行狀態(tài)評估。美國船級社ABS開發(fā)出一套新的考慮船體影響的ABS SHAFT軸系校中分析系統(tǒng)[4]。中國船級社CCS近些年才將船體變形因素對軸系的影響納入COMPASS軸系計算軟件系統(tǒng)[5]。王宏志等人[6]針對船體變形對軸系狀態(tài)的影響，從中間軸承入手研究不同位置情況下軸系布置以適應船體的變形。周春良等人[7]運用Ansys軟件的譜分析法分析了船體激振下軸系振動響應。宋希庚等人[8]利用有限元仿真分析出船體變形并通過擬合曲線的形式求解軸承變位進行了軸系校中研究。耿厚才等人[9]通過有限元模擬來研究考慮船體變形下的中間軸承布置方案。Murawski[10]運用有限元軟件Nastran考慮了船體柔性結構和變形的軸系校中做了相關的仿真研究。Roemen和Grevink[11]用有限元建立了一個包含軸承的軸系模型來分析一種規(guī)避軸系共振的方法。從上述可以看出運用有限元軟件仿真的方法是研究船體變形對船舶軸系影響一種普遍適用的手段，并且考慮船體變形的影響的研究多集中在軸系校中方向，在軸系振動方向還鮮有報道。故本研究從船舶軸系運動方程出發(fā)，在理論層面建立軸系動力學模型，通過計入船體變形激勵的形式研究軸系振動情況，以某大型集裝箱船舶為算例，結合一海況下的船體變形激勵來求解軸系的振動響應。

1 推進系統(tǒng)模型

為分析問題的方便，取推進軸系的中間軸、尾軸及多個中間彈性支承軸承的二維簡化模型來分析船體變形下軸系振動情況。如圖1受力圖所示，波浪載荷作用于船體上，引起船體的變形，在軸承彈性支撐軸承處承受船體變形力，傳遞到軸系，引起軸系振動。

圖1 船體變形作用下的船舶推進軸系分析模型Fig.1 The analysis model of propulsion under the hull deformation load

1.1 推進軸系理論建模

在圖1所示的坐標系x-o-y中，假如某船舶擁有n個彈性支承軸承，其位置分別為B1，B2，…，Bn，其軸承的剛度分別為K1，K2，…，Kn，則n個支撐軸承將長度為L的軸系分成跨度分別為L1，L2，...，Ln+1的n+1段。船舶軸系在簡化理論模型中為均質梁，各段的橫截面積為Si，及各段質量密度為ρi。將軸系各段的位移用Ui（x，t）表示，其中Bi-1＜x＜Bi，i=1，2，…，n+1（i表示第i段軸）。不考慮軸承與軸系之間油膜力及軸承本身阻尼的非線性作用，運用Euler-Bernoulli梁理論，各軸段的振動方程為[12]：

式中：EiIi為第i軸段的彎曲剛度，t為時間。

利用分離變量法易知該振動方程的解的一種形式為：

式中：Zi（t）為各軸段的廣義坐標，Φi（x）為各軸段的模態(tài)函數。

由此可知，各軸段的振動形式是幅值按Zi（t）隨時間變化、按指定形狀Φi（x）進行的運動。用撇表示對x的導數，用圓點表示對t的導數，利用（2）式代入（1）式可導出

式中：Ai，Bi，Ci，Di為第i軸段的實常數。

1.2 連續(xù)條件和邊界條件

在自由振動條件下，因為有多個支承軸承的存在，故每一段的軸在彈性支承軸承處位移、斜率、彎矩和剪力的連續(xù)條件分別為：

推進軸系取中間軸及尾軸，暫不考慮螺旋槳、法蘭盤及主機端的影響，故推進軸系以自由—自由梁的形式出現(xiàn)在模型中。自由—自由梁兩端的邊界條件如下所示：

以某大型集裝箱船舶推進軸系為例驗證模型。推進軸共含有四個支承軸承，因支承軸承都安裝在中間軸承及尾軸上，故為方便描述，以中間軸承為臨界點將軸系從尾軸端至主機端重新劃分為L1、L2、L3、L4和L5五段。推進軸系及軸承參數如表1所示。

表1 推進軸系及軸承參數Tab.1 Parameters of the shaft and bearings

軸系各段的彈性模量均為Ei=2.11×1011Pa/m2，慣性矩將（5）式代入（6a）、（6b）、（6c）、（6d）、（7）式和（8）式得出等式，連立可得如公式（9）所示的矩陣形式。

將表1中的推進軸系與軸承數據代入對應矩陣項，得到該集箱船舶推進軸系的固有頻率的解析解，將其與Ansys建模得到的數值解對比如圖2所示。從圖中可以看出，解析解與數值解結果基本一致。由此可利用已建立的模型來模擬船體變形激勵情況下的軸系振動分析。

圖2 加入支承軸承的軸系自由振動固有頻率解析解與數值解的比較Fig.2 Comparison of the analytical and numerical results for shaft’s free frequencies adding supports

1.3 計入船體變形激勵的理論模型

由圖1的受力圖可知，船體變形激勵分別作用于各個軸承位置處，在此引入狄拉克δ函數，來表示在第i個軸承處的受到的船體變形的激勵力為

引入船體變形激勵力以后，連續(xù)條件中的方程（6d）則變?yōu)?/p>

2 算例分析

以表1所示某大型集裝箱船舶為例，在波長319.98 m，波向180°，波高10 m時，四個軸承B1-B4所受船體激勵幅值分別為：548 170 N，1 375 600 N，1 187 400 N，1 634 900 N，方向均向下。取頻率范圍1-60 Hz，頻率間隔1 Hz，位移參考值為1e-12 m），則主機端的振動響應如圖3所示，尾軸端的振動響應如圖4所示。從圖中可以看出解析法與數值法計算的船體激勵下軸系響應位移曲線趨勢一致，波峰位置相同，峰值大小雖然有一定偏差，這主要是由于取值精度導致的。總體來說，偏差范圍不大，兩條曲線吻合情況較好。由此可以得出，本文中采用的計算船體在軸承處激勵作用下軸系位移響應的方法是正確有效的。

圖3 主機端振動響應Fig.3 The response of vibration on the main engine end

圖4 尾軸端振動響應Fig.4 The response of vibration on the stern shaft end

2.1 不同船體變形激勵方向對軸系振動響應的影響

因波浪引起的船體變形具有不確定性，本部分著重研究了船體變形激勵力在施加方向上的不確定性。依次單獨改變B1、B2、B3和B4支承軸承處船體激勵力的方向，使之向上，其它支承軸承處船體激勵力方向保持向下，則由此得到四組軸系振動響應數據，與初始模型軸承處船體激勵力均向下，即圖3所示的主機端振動響應和圖4所示的尾軸端振動響應為參考值做對比，得到不同激勵方向下兩端的響應曲線如圖5和圖6所示。

圖5 主機端不同船體變形激勵方向下的軸系振動響應Fig.5 The response of shaft vibration in different direction of ship hull deformations(The main engine end)

圖6 尾軸端不同船體變形激勵方向下的軸系振動響應Fig.6 The response of shaft vibration in different direction of ship hull deformations(The stern shaft end)

從圖中可以看出，船體變形激勵力的方向對推進軸系的振動幅值影響明顯。改變激勵力方向的振動比參考值的振動從波峰到波谷的振動衰減率明顯增大，說明混合振動方向下的振動持續(xù)時間長，對推進軸系的危害更大。

2.2 船體變形激勵對不同尺寸的軸系振動響應影響

以上文所述的某大型船舶推進軸系模型為初始模型。引入參數η=L1/L來表征推進軸系的長度比，λ=D1/D來表征推進軸系的直徑比，ε=η/λ來表征推進軸系的自身的尺寸比。以上文所述的某大型船舶推進軸系模型為初始模型即η=1，λ=1，ε=1。圖7為在直徑相同的情況下，不同長度推進軸系受到相同船體變形激勵下的主機端軸系振動響應情況。圖中1、2、3、4點分別是不同長度推進軸系的一階共振點，據此分析得到軸系越長，在低頻下越容易引起軸系的振動，所以長軸系船舶要注意低頻范圍內振動損害。

圖7 相同直徑、不同長度下推進軸系受到相同船體變形激勵下的振動響應Fig.7 The response of vibration for different lengths of shafts excited by the same hull deformations

圖8為長度相同的情況下，不同直徑的推進軸系受到相同船體變形激勵下的主機端軸系振動響應情況。圖中1、2、3、4點分別是不同直徑的推進軸系的一階共振點，通過不同λ下的波峰比較分析得出軸系直徑越小，共振頻率越低，并且振動幅值相對較大。

圖8 相同長度、不同直徑下推進軸系受到相同船體變形激勵下的振動響應Fig.8 The response of vibration for different diameters of shafts excited by the same hull deformations

當同時改變η、λ值，并保證ε保持不變的情況下，在相同船體變形激勵下的軸系振動情況如圖9所示。運用前文所述船體激勵，改變其大小，軸系其他參數保持不變，軸系振動情況如圖10所示。

由圖9曲線結果可以看出，雖然ε保持不變，但是同時改變η、λ，振動曲線形狀和波峰位置均發(fā)生了較大改變。由圖10曲線結果可知，船體變形激勵力大小僅僅影響的是軸系的幅值，而對軸系振動頻率、振動衰減率沒有影響。由此可知推進軸系振動分析的一般性規(guī)律，大型船舶推進軸系越粗長更易發(fā)生低頻振動，并且振動持續(xù)時間也越長，同時，隨著激振幅值增大，其振動幅值也將增大，當長時間運行在低頻共振頻率附近時，其振動損害將嚴重影響運行可靠性。在分析船體激勵下軸系響應的問題上，相似性原理并不適用。

圖9 按比例縮放的推進軸系受到相同船體變形激勵下的振動響應Fig.9 The response of vibration for scale shafts excited by the same hull deformations

圖10 不同船體激勵大小下軸系振動響應Fig.10 The response of shaft vibration under different kinds of hull deformations

3 結論

本文基于船舶軸系動力學方程，建立了計入船體變形激勵的推進軸系振動模型，其中船體變形激勵視作加載在支承軸承處的外部載荷，通過改變軸承處的連續(xù)條件實現(xiàn)。文中將該解析法計算所得的船舶軸系自由振動結果及某一海況下船體變形激勵下的軸系振動響應結果分別與數值法計算結果進行了對比，驗證了該方法的正確性。以此為基礎，討論了不確定性引起的不同方向船體變形激勵對軸系振動影響及船體變形激勵對不同軸系尺寸的推進軸系振動響應影響，得到了以下結論：

（1）船體變形激勵方向的不確定性會引起軸系振動幅值、頻率和衰減時間的變化。對比單一方向的船體變形激勵，混合方向的船體變形激勵下的振動持續(xù)時間更長，對推進軸系的危害更大。

（2）船舶軸系尺寸參數對軸系振動有一定影響。直徑相同時，長度越長的軸系更易發(fā)生低頻振動，而長度相同時，直徑越細的軸系更易發(fā)生低頻振動。

（3）船體變形激勵力大小僅僅影響的是軸系的幅值，而對軸系振動頻率、振動衰減率沒有影響。因此在分析船體激勵下軸系響應的問題上，相似性原理并不適用。

[1]嚴新平,李志雄,劉正林,楊平,朱漢華,楊忠民.大型船舶推進系統(tǒng)與船體耦合動力學研究綜述[J].船舶力學, 2013,17(4):439-449. Yan Xinping,Li Zhixiong,Liu Zhenglin,Yang Ping,Zhu Hanhua,Yang Zhongmin.Study on coupling dynamical theory for interaction of propulsion system and hull of large ships:a review[J].Journal of Ship Mechanics,2013,17(4):439-449.

[2]吳晞,韓曉光,李宇辰.水深對船舶搖蕩運動影響的數值方法研究[J].交通信息與安全,2013,31(4):4 5-48. Wu Xi,Han Xiaoguang,Li Chenyu.Numerical methods for impact of water depth on ship swaying motions[J].Journal of Transport Information,2013,31(4):45-48.

[3]CLASS NK-PrimeShip[OL].http://www.classnk.or.jp/hp/en/activities/primeship/index.html.

[4]Editorial of MER.An aligned view on shafts[J].MER-Marine Engineers Review,2006(5):44-47.

[5]董恒健,張建軍.對軸系校中影響的船體變形研究[J].船舶工程,2009,31(5):8-11. Dong Hengjian,Zhang Jianjun.Study on the hull deflection for the effect of shafting alignment[J].Ship Engineering,2009, 31(5):8-11.

[6]王宏志,魏海軍,關德林,陳椿芳.中間軸承對船舶軸系力學狀態(tài)影響的數字模擬[J].船舶力學,2006,10(1):98-105. Wang Hongzhi,Wei Haijun,Guang Delin,Chen Chunfang.Numerical simulation on ship shafting mechanics condition of intermediate bearing[J].Journal of Ship Mechanics,2006,10(1):98-105.

[7]周春良.船舶軸系振動研究[D].哈爾濱:哈爾濱工程大學,2006. Zhou Chunliang.Vibration research on ship shafting system[D].Harbin:Harbin Engineering University,2006

[8]石磊,薛冬新,宋希庚.計入船體變形影響的軸系動態(tài)校中研究[J].大連理工大學學報,2011,51(3):375-380. Shi Lei,Xue Dongxin,Song Xigeng.Study of dynamic shafting alignment considering ship hull deformations[J].Journal of Dalian University of Technology,2011,51(3):375-380

[9]耿厚才,鄭雙燕,陳建.大型船舶船體變形對軸系校中的影響分析[J].船舶工程,2010,32(5):7-9. Geng Houcai,Zheng Shuangyan,Chen Jian.Influence analysis of large vessel hull deformation on shafting alignment[J]. Ship Engineering,2010,32(5):7-9

[10]Murawski L.Shaft line alignment analysis taking ship construction flexibility and deformations into consideration[J].Marine Structures,2005,18:62-84.

[11]Roemen R,Grevink J.An advanced approach to the design of shaftlines and bearing arrangements for fast ferries[J].Wartsilia Technical Journal,2009,1:47-53.

[12]Clough R,Penzien J.Dynamics of structures.Computers&Structures[M].Inc,University Ave.Berkeley,USA,2005.

Vibration characteristic study of large vessel’s shaft system taking into account the ship hull deformation excitations

TIAN Zhe1,2,3,4,ZHANG Cong1,2,3,YAN Xin-ping1,2,3,XIONG Ye-ping1,4
(1.Wuhan University of Technology,Wuhan 430063,China;2.Key Laboratory of Marine Power Engineering&Technology (Ministry of Communications),Wuhan 430063,China;3.National Engineering Research Center for Water Transport Safety, Wuhan 430063,China;4.University of Southampton,Southampton,Boldrewood Campus,SO16 7QF,United Kingdom)

As the effect on the interaction between the large vessel’s hull deformation and propulsion system becomes a research hotspot,it is necessary to research the vibration characteristics of the shaft excited by the ship hull deformation to guarantee the reliable operation in the sea.Based on the dynamic equations, this paper aims to establish the dynamic model of the propulsion shaft taking into account the ship hull deformation excitations.The analytical results of the model are compared with the numerical results to confirm that the model is reliable.Based on one typical large container vessel,the shaft vibration characteristics are studied under ship hull deformation excitations with different directions and parameters respectively. Groundwork is made for further research in shaft vibration problem considering ship hull deformation.

ship hull deformation;shaft;uncertainty;variable parameter;vibration characteristics

U661.44

A

10.3969/j.issn.1007-7294.2015.11.010

1007-7294（2015）11-1368-09

2015-06-24

國家自然科學基金重點項目（No.51139005）；中央高?；究蒲袠I(yè)務費專項資金（2014-JL-006）

田哲（1988-），男，博士生；

張聰（1986-），女，講師，E-mail：zhangcong@whut.edu.cn。