船用推力軸承整體減振系統(tǒng)振動(dòng)傳遞特性研究

胡澤超，徐偉*，李正民

1 海軍工程大學(xué)振動(dòng)與噪聲研究所，湖北武漢430033

2 船舶振動(dòng)噪聲重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北武漢430033

0 引 言

當(dāng)前，我國(guó)艦船面臨的主要問(wèn)題是艉部低頻噪聲過(guò)高，嚴(yán)重影響了設(shè)備安全性和船員舒適性。通常，采用低噪聲設(shè)備或單/雙層隔振的方法能夠使動(dòng)力設(shè)備的寬頻噪聲得到有效衰減。然而，當(dāng)動(dòng)力設(shè)備振動(dòng)得到良好的控制后，船體艉部推力軸承的振動(dòng)便成為了新的短板。要想進(jìn)一步降低艦船艉部的振動(dòng)噪聲，必須對(duì)推力軸承的振動(dòng)進(jìn)行有效的衰減［1-2］。

近年來(lái)，針對(duì)軸系縱向振動(dòng)，國(guó)內(nèi)外先后提出了軸系縱向減振器［3-4］、減振推力軸承［5］和軸系縱振主動(dòng)控制［6］等技術(shù)，應(yīng)用此類減振技術(shù)能獲得良好的縱振衰減效果，但仍存在局限性。一是采用軸系縱向減振器和減振推力軸承的技術(shù)使軸系的縱向剛度降低，導(dǎo)致軸系在許用位移和強(qiáng)度范圍內(nèi)可承受的螺旋槳推力減小，難以維持艦船航行推力需求；二是求解推力軸承動(dòng)剛度時(shí)的非線性等因素使得主動(dòng)控制難以實(shí)現(xiàn)。隨著槳-軸-船體系統(tǒng)縱向減振技術(shù)的發(fā)展，其橫向振動(dòng)引發(fā)的輻射噪聲愈發(fā)凸顯。得益于智能控制算法、低頻大載荷氣囊、應(yīng)急保護(hù)裝置、低剛度撓性接管等單項(xiàng)技術(shù)的突破，針對(duì)此類工程應(yīng)用難題，文獻(xiàn)［7］提出了“推力軸承整體減振技術(shù)”的概念。該裝置安全可靠、具有低頻大剛度的特點(diǎn)，既可對(duì)主、輔機(jī)設(shè)備進(jìn)行集中隔振，也可衰減推力軸承傳遞至艇體的振動(dòng)，且在螺旋槳推力作用下減振裝置產(chǎn)生的變形較小，能夠維持推進(jìn)軸系的正常運(yùn)行。文獻(xiàn)［7］主要運(yùn)用結(jié)構(gòu)彈性波理論分析了推力軸承整體減振系統(tǒng)的力傳遞特性，結(jié)果表明整體減振系統(tǒng)在較大頻段內(nèi)能夠有效衰減軸系縱向振動(dòng)。但文獻(xiàn)［7］將筏架視為剛體的方法與工程實(shí)際不符，存在一定的局限性。隨著整體減振技術(shù)的應(yīng)用，浮筏的尺度進(jìn)一步增大，而筏架尺度增加可能導(dǎo)致其柔性增大、固有頻率減??；其次大型筏架可能會(huì)與軸系、艇體產(chǎn)生耦合振動(dòng)，若視為剛體，必將使計(jì)算結(jié)果產(chǎn)生較大的誤差。

本文將主要采用數(shù)值計(jì)算和實(shí)驗(yàn)的方法研究推力軸承整體減振系統(tǒng)（IVIS）的縱向振動(dòng)傳遞特性。首先，將建立槳-軸-減振系統(tǒng)-船體的有限元模型，用于分析螺旋槳縱向激勵(lì)力的傳遞規(guī)律，并與傳統(tǒng)的槳-軸-船體結(jié)構(gòu)的傳遞特性對(duì)比，識(shí)別推力軸承不同安裝狀態(tài)下對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)貢獻(xiàn)量大的優(yōu)勢(shì)模態(tài)；然后，基于間接識(shí)別法估算螺旋槳縱向力譜，評(píng)估整體減振系統(tǒng)的低頻減振效果；最后，利用原理樣機(jī)進(jìn)行系統(tǒng)的激勵(lì)響應(yīng)特性實(shí)驗(yàn)研究，對(duì)數(shù)值計(jì)算結(jié)果進(jìn)行部分驗(yàn)證。本文的結(jié)論可為船用推力軸承減振裝置的設(shè)計(jì)提供一種新方法。

1 推力軸承整體減振原理

圖1 推力軸承整體減振結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure diagram of IVIS for marine thrust bearing

圖2 推力軸承整體減振系統(tǒng)振動(dòng)傳遞路徑示意圖Fig.2 Schematic diagram of vibration transmission path of IVIS for marine thrust bearing

為對(duì)比分析推力軸承整體減振系統(tǒng)與傳統(tǒng)剛性支撐方案隔振性能的差異，筆者所在實(shí)驗(yàn)室研制了如圖3 所示的槳-軸-船體結(jié)構(gòu)原理樣機(jī)。樣機(jī)串聯(lián)了2 型推力軸承，推力軸承I 通過(guò)基座與船體剛性連接，推力軸承II 與動(dòng)力設(shè)備集成在大型筏體上并通過(guò)氣囊隔振器與船體連接。實(shí)驗(yàn)過(guò)程中，通過(guò)操作手搖泵可在推力軸承I 與推力軸承II之間進(jìn)行切換，在主機(jī)正常工作時(shí)，僅一型推力軸承承載，推力軸承相互之間無(wú)影響。

圖3 槳-軸-船體結(jié)構(gòu)原理樣機(jī)Fig.3 Principle prototype of propeller-shaft-hull

2 槳-軸-船體數(shù)值分析模型

為定性分析推力軸承整體減振系統(tǒng)的振動(dòng)傳遞特性，本節(jié)參照實(shí)尺度艙段原理樣機(jī)，建立了圖4所示的槳-軸-船體數(shù)值分析模型。圖中：x 軸表示縱向；y 軸表示水平方向；z 軸表示垂向。模型中推進(jìn)軸系由艉向艏依次為螺旋槳、艉軸后軸承、艉軸前軸承、推力軸承I、推力軸承II、支撐軸承、高彈聯(lián)軸器、主機(jī)，除推力軸承II 外，其余各軸承均與船體剛性連接。

圖4 槳-軸-船體有限元模型Fig.4 Finite element model of propeller-shaft-hull

建模時(shí)，螺旋槳（直徑為3.08 m）采用二次四面體單元，空壓機(jī)、主機(jī)均采用六面體單元，推進(jìn)軸段、主機(jī)軸段分別采用直徑為190 和230 mm 的Timoshenko 梁?jiǎn)卧ㄝS系總長(zhǎng)為11.4 m），軸承座、船體、環(huán)肋均采用二維殼單元。模型中艉軸后軸承、艉軸前軸承、支撐軸承的徑向動(dòng)剛度分別為350，200 和200 kN/mm。實(shí)驗(yàn)臺(tái)架中兩型推力軸承均為實(shí)驗(yàn)室新研的“自調(diào)心型推力軸承”，在軸系橫向無(wú)支撐作用，因此推力軸承I 和推力軸承II都不承受徑向力，其縱向動(dòng)剛度均為1 800 kN/mm，高彈聯(lián)軸器的動(dòng)剛度為縱向26 kN/mm、徑向78 kN/mm。筏體和筏上設(shè)備總重約32.0 t，因此選用16 個(gè)額定載荷為2.5 t、固有頻率為4 Hz 的JYQN-2500 型氣囊隔振器進(jìn)行彈性支撐，此外還有12 個(gè)同型號(hào)的橫向氣囊用于提高系統(tǒng)的穩(wěn)定性。計(jì)算時(shí)，取螺旋槳附連水系數(shù)為1.15［8］，極慣性矩為1.3 N·m2，徑慣性矩為1.6 N·m2。在計(jì)算傳統(tǒng)的剛性支撐方案時(shí)，推力軸承II 的縱向剛度設(shè)置為0；在計(jì)算推力軸承整體減振系統(tǒng)方案時(shí)，推力軸承I的縱向剛度設(shè)置為0。

3 槳-軸-船體結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳遞特性分析

分別以螺旋槳處頻率范圍為5～100 Hz 的縱向、水平和垂向單位簡(jiǎn)諧激勵(lì)力作為模型輸入，以船體的徑向均方速度作為指標(biāo)，對(duì)比分析推力軸承整體減振與剛性支撐方案的振動(dòng)傳遞特性。然后，將利用間接識(shí)別法獲得的螺旋槳縱向力譜作為模型輸入，識(shí)別出兩種方案下對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)能量貢獻(xiàn)量大的優(yōu)勢(shì)模態(tài)。

3.1 縱向振動(dòng)傳遞特性

在螺旋槳處施加5～100 Hz 單位縱向激勵(lì)力，計(jì)算螺旋槳激勵(lì)力至船體的振動(dòng)傳遞特性，推力軸承整體減振與剛性支撐的縱向振動(dòng)響應(yīng)如圖5所示。計(jì)算結(jié)果表明，相較于傳統(tǒng)的剛性支撐方案，推力軸承整體減振技術(shù)改變了槳-軸-船體的振動(dòng)傳遞特性，降低了船體振動(dòng)優(yōu)勢(shì)模態(tài)所對(duì)應(yīng)的峰值響應(yīng)，且對(duì)螺旋槳激勵(lì)具有良好的縱振衰減效果。

圖5 縱向振動(dòng)傳遞特性（基準(zhǔn)速度為10-9 m/s）Fig.5 Longitudinal vibration transmission characteristics（Reference velocity is 10-9 m/s）

3.2 橫向振動(dòng)傳遞特性

螺旋槳橫向激勵(lì)分為水平激勵(lì)和垂向激勵(lì)。分別在螺旋槳處施加5～100 Hz 單位水平和垂向激勵(lì)力，計(jì)算螺旋槳激勵(lì)力至船體的振動(dòng)傳遞特性，兩種方案下系統(tǒng)的橫向振動(dòng)響應(yīng)分別如圖6和圖7 所示。計(jì)算結(jié)果表明，對(duì)于螺旋槳橫向激勵(lì)，相較于剛性支撐方案，推力軸承整體減振技術(shù)無(wú)明顯減振效果。由于推力軸承整體減振方案并未對(duì)軸系的橫向振動(dòng)采取隔振措施，因此計(jì)算結(jié)果與預(yù)期相符。

圖6 水平振動(dòng)傳遞特性（基準(zhǔn)速度為10-9 m/s）Fig.6 Lateral vibration transmission characteristics（Reference velocity is 10-9 m/s）

圖7 垂向振動(dòng)傳遞特性（基準(zhǔn)速度為10-9 m/s）Fig.7 Vertical vibration transmission characteristics（Reference velocity is 10-9 m/s）

3.3 主要優(yōu)勢(shì)模態(tài)

根據(jù)圖5～圖7 中計(jì)算得到的振動(dòng)傳遞函數(shù)可知，船體的振動(dòng)能量主要由前兩階優(yōu)勢(shì)模態(tài)決定。表1 所示為不同方向激勵(lì)條件下船體振動(dòng)能量的優(yōu)勢(shì)模態(tài)，對(duì)于本文最關(guān)心的縱向振動(dòng)響應(yīng)，螺旋槳全槳葉同向傘狀彎曲模態(tài)的貢獻(xiàn)量最大。由模態(tài)振型可知，縱向和垂向激勵(lì)均可激起槳-軸系統(tǒng)的縱向彎曲模態(tài)，其中槳-軸系統(tǒng)的一階縱向彎曲模態(tài)對(duì)船體振動(dòng)能量的貢獻(xiàn)量最大。此外，在螺旋槳縱向激勵(lì)條件下，緊靠52.7 Hz 右側(cè)的兩階模態(tài)分別為槳-軸-筏體二階垂向彎曲、槳-軸系統(tǒng)三階垂向彎曲與筏體二階垂向彎曲耦合模態(tài)。由于在該頻段內(nèi)筏體與槳軸系統(tǒng)發(fā)生耦合振動(dòng)，因此該部分振動(dòng)被放大，在整體減振系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)引起注意。

3.4 螺旋槳力譜作用下系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)特性

間接識(shí)別法是利用三維聲彈性分析給出的單位螺旋槳非定常激勵(lì)力引起的推力軸承基座處船體縱向加速度響應(yīng)傳遞函數(shù)以及加速度響應(yīng)實(shí)測(cè)值，來(lái)?yè)Q算獲取螺旋槳縱向非定常激勵(lì)力譜的一種方法［8］。該方法由中國(guó)船舶科學(xué)研究中心提出，并在100 Hz 低頻范圍內(nèi)對(duì)比了測(cè)點(diǎn)處加速度響應(yīng)的計(jì)算與實(shí)測(cè)結(jié)果，驗(yàn)證了該方法的實(shí)用性。

本節(jié)利用間接識(shí)別法［9］在主機(jī)轉(zhuǎn)速90 r/min工況下對(duì)某五葉船用螺旋槳5～100 Hz 低頻縱向激勵(lì)力譜進(jìn)行了估算，結(jié)果如圖8 所示。圖中，前2 個(gè)峰值分別對(duì)應(yīng)螺旋槳葉頻7.5 Hz 及其倍頻15.0 Hz。將計(jì)算獲得的螺旋槳非定常激勵(lì)力譜作為數(shù)值模型的輸入，以船體徑向均方速度為指標(biāo)計(jì)算槳-軸-船體系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)，基于推力軸承的不同安裝狀態(tài)得到兩種方案的計(jì)算結(jié)果（圖9）。

根據(jù)計(jì)算結(jié)果，可得到以下結(jié)論：

圖8 螺旋槳縱向激勵(lì)力譜Fig.8 Longitudinal excitation force spectrum of propeller

表1 船體振動(dòng)主要優(yōu)勢(shì)模態(tài)Table 1 Dominant modes of hull vibration

圖9 船體徑向均方速度對(duì)比（基準(zhǔn)速度為10-9 m/s）Fig.9 Comparison of hull's radial mean square velocity（Reference velocity is 10-9 m/s）

1）兩種方案下系統(tǒng)模態(tài)均避開了螺旋槳葉頻及其倍頻。

2）剛性支撐方案中船體的振動(dòng)能量主要由槳-軸系統(tǒng)一階縱向彎曲模態(tài)（23.5 Hz）和螺旋槳全槳葉同向傘狀彎曲模態(tài)（25.0 Hz）決定；整體減振方案中船體的振動(dòng)能量主要由螺旋槳全槳葉同向傘狀彎曲模態(tài)（32.5 Hz）和槳-軸系統(tǒng)三階縱向彎曲模態(tài)（52.7 Hz）決定。

3）相較于剛性支撐，由于減振系統(tǒng)的低頻大阻抗特性，整體減振方案中螺旋槳全槳葉同向傘狀彎曲模態(tài)由25.0 Hz 提高到了32.5 Hz，船體的徑向均方速度峰值降低了15.2 dB，在5～100 Hz 低頻段內(nèi)船體徑向均方振動(dòng)速度級(jí)降低量為12.2 dB。

4 推力軸承整體減振系統(tǒng)激勵(lì)響應(yīng)特性實(shí)驗(yàn)

為驗(yàn)證推力軸承整體減振系統(tǒng)的隔振效果，分別測(cè)量推力軸承I 承載和推力軸承II 承載時(shí)船體相同位置的徑向振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)，以殼體軸向和周向均布的200 個(gè)加速度傳感器測(cè)點(diǎn)均方根值為指標(biāo)，確定激振器激勵(lì)頻率處的加速度功率譜密度，評(píng)估同一工況兩種方案下振動(dòng)信號(hào)的衰減量，即系統(tǒng)對(duì)螺旋槳特征線譜的衰減效果。實(shí)驗(yàn)室用于模擬螺旋槳推力的縱向液壓加載裝置如圖10所示，該裝置能穩(wěn)定輸出10～30 Hz 最大幅值為10 kN 的單頻簡(jiǎn)諧激勵(lì)力和最大200 kN 的靜推力。限于篇幅，本文僅列出3 種工況下系統(tǒng)的激勵(lì)響應(yīng)特性，實(shí)驗(yàn)工況和結(jié)果分別如表2和圖11～圖13 所示。

由圖11～圖13 可知，推力軸承采用整體減振方案后，在激勵(lì)頻率15 ，20 和25 Hz 處船體特征響應(yīng)峰值分別具有12，13 和11 dB 的減振效果。結(jié)合數(shù)值計(jì)算結(jié)果可以得出結(jié)論：應(yīng)用推力軸承整體減振技術(shù)后，船體的振動(dòng)響應(yīng)具有10 dB 以上的衰減效果。

圖10 縱向液壓加載裝置結(jié)構(gòu)圖Fig.10 Structure of longitudinal hydraulic loading device

圖12 船體在工況II下的振動(dòng)響應(yīng)Fig.12 Vibration response of the hull in working condition II

圖13 船體在工況III下的振動(dòng)響應(yīng)Fig.13 Vibration response of the hull in working condition III

5 結(jié) 語(yǔ)

本文主要研究了螺旋槳激勵(lì)力作用下槳-軸-船體的振動(dòng)傳遞特性，對(duì)比分析了推力軸承整體減振與傳統(tǒng)剛性支撐兩種安裝狀態(tài)下船體的振動(dòng)響應(yīng)，評(píng)估了推力軸承整體減振系統(tǒng)的隔振性能，并通過(guò)原理樣機(jī)的激勵(lì)響應(yīng)特性實(shí)驗(yàn)對(duì)數(shù)值計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了部分驗(yàn)證。結(jié)果表明，與傳統(tǒng)剛性支撐方案相比，推力軸承整體減振技術(shù)對(duì)于螺旋槳橫向激勵(lì)無(wú)減振效果，但對(duì)于螺旋槳縱向激勵(lì)具有10 dB以上減振效果。本文的結(jié)論對(duì)于船用推力軸承減振裝置的設(shè)計(jì)具有一定的參考價(jià)值。

下階段將考慮在推力軸承整體減振技術(shù)的基礎(chǔ)上，將整個(gè)推進(jìn)軸系安裝在公共的大型筏體上進(jìn)行集成隔振，研究此方案的工程可行性。