何江洋，何 琳，帥長(zhǎng)庚，徐 偉

(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

現(xiàn)代船舶減振降噪面臨的主要問(wèn)題之一是機(jī)械噪聲過(guò)高，大型動(dòng)力設(shè)備噪聲以及螺旋槳脈動(dòng)力引起的推進(jìn)軸系縱向振動(dòng)經(jīng)推力軸承傳遞到船體，可激發(fā)船體強(qiáng)烈的振動(dòng)［1］。因此，必須采取有效的技術(shù)手段進(jìn)行控制。近年來(lái)，國(guó)內(nèi)開(kāi)發(fā)出大載荷氣囊隔振器和智能氣囊隔振裝置技術(shù)，有效解決了船舶大型動(dòng)力設(shè)備和推進(jìn)主機(jī)的機(jī)械噪聲控制問(wèn)題［2］。當(dāng)動(dòng)力設(shè)備噪聲得到有效控制后，推力軸承的振動(dòng)已成為船舶降噪的另一主要噪聲源。

對(duì)于推力軸承隔振，由于受軸系縱向靜態(tài)允許變形量限制，隔振器剛度不能過(guò)低，因而固有頻率也較高，對(duì)軸系低頻振動(dòng)隔離效果有限［3］。此外，螺旋槳推力作用在隔振系統(tǒng)上，隔振裝置、推力軸承以及推進(jìn)軸系會(huì)產(chǎn)生較大的位移，使軸系受力狀態(tài)惡化，對(duì)軸系運(yùn)行安全性造成影響［4］。目前國(guó)外已研制出具有位移補(bǔ)償功能和低噪聲的推力軸承，有效隔離了推進(jìn)軸系振動(dòng)，推力軸承隔振后，隔振系統(tǒng)與軸系相對(duì)位移得到了較好的補(bǔ)償［5］。

1 集成隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)構(gòu)想

本文提出將船舶主要?jiǎng)恿υO(shè)備與推力軸承安放在同一公共基座上，基座用固有頻率低、橫向大剛度隔振器與船體連接，分別在垂向、橫向、縱向均布隔振器，垂向隔振器用來(lái)支撐主要?jiǎng)恿υO(shè)備及推力軸承重量，縱向隔振器與橫向隔振器保證隔振裝置與推進(jìn)軸系運(yùn)行穩(wěn)定，并承擔(dān)部分螺旋槳推力 (見(jiàn)圖1)。集成隔振系統(tǒng)可將推力軸承對(duì)船體的集中力轉(zhuǎn)化為各個(gè)隔振器對(duì)船體的分散作用力，不僅可有效地隔離動(dòng)力設(shè)備和推力軸承振動(dòng)，并使推力軸承受螺旋槳推力產(chǎn)生的變形很小，從而維持推力軸承和軸系的正常工作。

開(kāi)展集成隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)研究要解決的關(guān)鍵問(wèn)題是螺旋槳推力與隔振系統(tǒng)剛度特性匹配設(shè)計(jì)，主要包括:系統(tǒng)可有效隔離由螺旋槳脈動(dòng)力引起的軸系振動(dòng);船舶各種運(yùn)行工況下，系統(tǒng)位移滿(mǎn)足軸系運(yùn)行安全性要求。

圖1 集成隔振系統(tǒng)示意圖Fig.1 The scheme of integrated vibration isolator

2 集成隔振系統(tǒng)力學(xué)模型

建立坐標(biāo)系，如圖2所示，忽略船舶基座的運(yùn)動(dòng)和隔振器角剛度的影響［6］，得到系統(tǒng)六自由度模型:

其中:xp=［xp，yp，zp，α，β，γ］T為系統(tǒng)重心在 x，y，z坐標(biāo)方向的位移和系統(tǒng)繞x，y，z坐標(biāo)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)角度;F=［Fx，F(xiàn)y，F(xiàn)z，Mx，My，Mz］T為系統(tǒng)所受外界力分解后合成的列向量;M為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣;K為系統(tǒng)總剛度矩陣，由隔振器的剛度經(jīng)坐標(biāo)變換后集合而成。

圖2 集成隔振系統(tǒng)力學(xué)模型平面示意圖Fig.2 The plane schemes of mechanical model of integrated vibration isolation system

剛度矩陣K的表達(dá)式為

式中:Gi為隔振器的位置變換矩陣，即將隔振器在安裝位置處的剛度坐標(biāo)矩陣變換為在重心處的剛度矩陣，Kki，Kci，Kfi分別為基座垂向、橫向、縱向隔振器在安裝位置處的剛度矩陣。

船舶非傾斜搖擺工況下，隔振系統(tǒng)所受外力F=［Fa0 0 0 Fal 0］T，F(xiàn)a為螺旋槳推力，l為螺旋槳推力作用位置在坐標(biāo)系中的垂向坐標(biāo)。此時(shí)隔振系統(tǒng)只在xoz平面內(nèi)產(chǎn)生位移特性，為簡(jiǎn)化分析，6自由度模型變?yōu)?自由度模型，且式(1)中二階導(dǎo)數(shù)量為0，隔振系統(tǒng)模型為

式中:

其中:Nz，Nx，Ny分別為垂向、縱向、橫向隔振器個(gè)數(shù);kp，kq，kr分別為隔振器三向剛度;zj，xj(j=k，f，c，d)分別表示垂向、縱向、橫向隔振器的安裝位置坐標(biāo)，以及隔振系統(tǒng)重心的位置坐標(biāo)。

船舶傾斜搖擺時(shí)，隔振裝置的變形近似于靜態(tài)過(guò)程，動(dòng)力裝置重力與隔振器支撐力之間的平衡被破壞，相當(dāng)于在船舶不傾斜時(shí)對(duì)隔振系統(tǒng)施加了外力和力矩［7］。

船舶橫傾狀態(tài)下，隔振系統(tǒng)受力為:

船舶縱傾狀態(tài)下，隔振系統(tǒng)受力為:

式中:α和β分別為艦船橫傾、縱傾的角度;xd和zd分別為隔振系統(tǒng)重心位置坐標(biāo)。

集成隔振系統(tǒng)所關(guān)心的主要是推力軸承處的位移，因?yàn)橥屏S承的位移將影響推力盤(pán)與推力塊之間的油膜厚度，增加額外的軸承載荷，并對(duì)軸系運(yùn)行安全性造成影響。

推力軸承處位移表達(dá)式為

其中:xp為系統(tǒng)位移列向量;Gc為推力軸承處的位置變換矩陣，其表達(dá)式為

3 算例分析

3.1 船舶非傾斜搖擺工況下系統(tǒng)位移特性

將表1數(shù)據(jù)代入式(3)，得到系統(tǒng)位移特性:

計(jì)算結(jié)果表明，集成隔振系統(tǒng)在螺旋槳靜態(tài)推力作用下軸向位移＜0.8 mm，轉(zhuǎn)動(dòng)位移＜0.1 mm/m，系統(tǒng)軸向位移滿(mǎn)足船標(biāo)關(guān)于尾軸密封裝置允許的軸向位移。

表1 隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案參數(shù)Tab.1 The design parameters of vibration isolation system

用式(7)求解得到推力軸承處位移:

對(duì)比式(9)和式(10)發(fā)現(xiàn)，推力軸承處位移變化較小，軸向、垂向位移有所增加，增加幅值較小。

3.2 船舶傾斜搖擺工況下推力軸承位移特性

由式(4)可知，影響隔振系統(tǒng)剛度矩陣的主要參數(shù)是隔振器的三向剛度及隔振器布置位置;由式(5)和式(6)可知，影響外力列向量的主要可變參數(shù)是螺旋槳推力作用位置，由于隔振器數(shù)量眾多，隔振器布置位置可改變量較少，故主要從隔振器固有頻率、橫垂剛度比以及螺旋槳推力作用位置3個(gè)方面分析對(duì)隔振系統(tǒng)位移的影響，其中螺旋槳推力作用位置的變化體現(xiàn)在公共基座高度的變化。

圖3～圖5分別為不同隔振器固有頻率、橫垂剛度比及公共基座高度下，推力軸承中心在船舶傾斜搖擺時(shí)的三向位移。由式(6)可看出，Mx和Fy均為0，船舶縱傾時(shí)橫向不受力與力矩，橫向位移始終是0，故圖中縱傾工況下只畫(huà)出軸向、垂向位移。

圖5 船舶傾斜搖擺工況下，公共基座不同高度下，推力軸承中心處的三向位移Fig.5 The displacement along three directions at the center of thrust bearing with the different height of the public base under ship tilts conditions

從圖3～圖5可以看出，增大隔振器固有頻率和隔振器橫垂剛度比能有效減小推力軸承處的三向位移;相反，增大公共基座高度即螺旋槳推力作用位置，導(dǎo)致作用在隔振裝置的外力距變大，從而增大推力軸承處軸向、垂向位移。船舶實(shí)際工況下由于限位器的作用，船舶搖擺最大角度為15°，對(duì)比圖3和圖4可發(fā)現(xiàn)，當(dāng)固有頻率大于5 Hz或橫垂剛度比大于2時(shí)，推力軸承處各向位移縱傾小于2 mm，橫傾小于1 mm。此外，圖5橫傾工況下增大公共基座高度，系統(tǒng)橫向位移有所減小。

4 系統(tǒng)固有頻率特性

由上節(jié)分析可知，增大系統(tǒng)剛度特性能顯著減小船舶不同工況下推力軸承處的位移，同時(shí)也會(huì)增大系統(tǒng)的固有頻率，對(duì)隔振效果造成影響，因此有必要分析主要設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)固有頻率的影響。

表2 主要設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)固有頻率的影響Tab.2 The influence of main designing parameters on natural frequency of the system

表2中第2行為設(shè)計(jì)方案原始參數(shù)即表1中相關(guān)參數(shù)，3，4，5，6，7，8行是在原始設(shè)計(jì)參數(shù)的基礎(chǔ)上單獨(dú)改變1個(gè)參數(shù)所得系統(tǒng)固有頻率。

分別對(duì)比表2中第2，3，4行，第2，5，6行，單獨(dú)改變1個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)6自由度剛體模態(tài)頻率影響較小，其中隔振器固有頻率6 Hz時(shí)縱搖Ⅱ階模態(tài)固有頻率最大為14.2 Hz，滿(mǎn)足隔振頻率范圍要求;對(duì)比第2，7，8行可知，基座高度的變化對(duì)系統(tǒng)固有頻率沒(méi)有明顯影響。因此減小推力軸承位移的措施不會(huì)影響推進(jìn)軸系隔振效果。

5 結(jié)語(yǔ)

本文針對(duì)船舶尾部機(jī)械噪聲過(guò)高，基于大載荷氣囊隔振技術(shù)的研究成果，提出將船舶動(dòng)力設(shè)備與推力軸承集成隔振的設(shè)計(jì)構(gòu)想，建立了集成隔振系統(tǒng)的理論模型，重點(diǎn)分析了船舶靜態(tài)與準(zhǔn)靜態(tài)工況下系統(tǒng)的位移特性，以及系統(tǒng)主要設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)推力軸承位移特性與系統(tǒng)固有頻率的影響，驗(yàn)證了設(shè)計(jì)構(gòu)想的可行性，分析結(jié)果表明:

1)船舶非傾斜搖擺工況下，螺旋槳靜態(tài)推力作用在隔振系統(tǒng)上，系統(tǒng)軸向位移小于0.8 mm，轉(zhuǎn)動(dòng)位移小于0.1 mm/m;

2)船舶傾斜搖擺工況下，增大隔振器固有頻率和橫垂剛度比，可以有效減小系統(tǒng)位移特性，船舶搖擺角度為15°時(shí)，限位器將限制搖擺角度繼續(xù)增大，此時(shí)隔振器固有頻率大于5 Hz或隔振器橫垂剛度比大于2時(shí)，推力軸承處三向位移橫傾小于1 mm，縱傾小于2 mm。

3)采用合理的設(shè)計(jì)方案，集成隔振系統(tǒng)可顯著減小推力軸承位移，同時(shí)有效隔離由螺旋槳脈動(dòng)力引起的推進(jìn)軸系振動(dòng)。

4)船舶不同工況下集成隔振系統(tǒng)位移較小，對(duì)具有位移補(bǔ)償功能的軸承提供了設(shè)計(jì)參考意義，以便進(jìn)一步工程實(shí)際應(yīng)用。

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