牛忠俊，花 春

（1.中國石油·遼河石油裝備制造總公司裝備研究院，遼寧盤錦 124010；2.泰州市科技局，江蘇泰州 225300）

軸系橫向振動邊界參數(shù)的確定及軸承位置優(yōu)化

牛忠俊1，花 春2

（1.中國石油·遼河石油裝備制造總公司裝備研究院，遼寧盤錦 124010；2.泰州市科技局，江蘇泰州 225300）

通過對實船軸系可測試軸段進行橫向自由振動模態(tài)測試，得到其固有頻率及振型。并在有限元軟件ANSYS中進行仿真，利用測試得到的固有頻率及振型來確定軸系的邊界參數(shù)，即軸系支撐剛度，得到一個正確的仿真模型。之后，根據(jù)振動模態(tài)分析原理進行中間軸承的位置優(yōu)化。在一定螺旋槳激勵力下，可將中間軸軸承振動位移減小一個數(shù)量級。

軸系；橫振；測試；邊界參數(shù)；軸承位置優(yōu)化

各國船級社均對軸系橫向振動作了規(guī)定，特別是對第一階自由振動有嚴格要求。目前較為流行的軸系橫向自由振動計算方法有不計螺旋槳陀螺效應(yīng)的二支撐懸臂梁模型分析法和考慮陀螺效應(yīng)的多支撐梁傳遞矩陣法[1]，以及有限元法。推進軸系自螺旋槳端算起，至柴油機飛輪、或傳動齒輪大齒輪端首段、或彈性聯(lián)軸節(jié)從動部為止。一般而言，可將軸段簡化為梁模型，螺旋槳簡化為集中質(zhì)量點，而軸承則簡化為線性彈簧[2-4]。

中石油遼河石化分公司某油輪出現(xiàn)嚴重的尾部異響，初步確定為螺旋槳及尾部流場共同導(dǎo)致的軸系軸承摩擦異響。首先對軸系進行橫向自由振動模態(tài)測試，之后在有限元軟件ANSYS中進行仿真，得到正確的方針模型，最后根據(jù)振動模態(tài)分析原理[5-6]進行軸承位置優(yōu)化。

1 橫向自由振動模態(tài)測試

為尋找異響振動原因及振動源提供佐證資料，摸清軸系橫向振動特性，進行軸系橫向振動測試。由于環(huán)境所限，測試只在機艙中齒輪箱與尾軸冷卻艙之間的中間軸段進行，實船軸段見圖1，測試布置圖見圖2，左端所連為尾軸冷卻艙艙壁，右端為齒輪箱。軸段（左端為螺旋槳端） 2：ICP傳感器 3：力錘 4：數(shù)據(jù)采集分析儀 5：電腦

采用B&K力錘及加速度傳感器，利用LMS Test.Lab 9A模態(tài)分析軟件，進行單點激勵單點響應(yīng)模態(tài)測試，固有頻率分別為73.745Hz，120.426Hz，230.424Hz。

2 有限元仿真研究

在有限元軟件ANSYS中進行仿真。將螺旋槳及齒輪箱大齒輪簡化為Mass21質(zhì)量點單元，軸段簡化為Beam188梁單元，將支撐簡化為Combin14彈簧單元。其參數(shù)不一一列出。為方便支撐位置優(yōu)化，采用APDL語言建模，所建模型見圖3。

左端為螺旋槳端，右端為齒輪箱端。其4個支撐從左至右分別為：尾軸軸承，中間軸軸承，齒輪箱大齒輪后支撐，前支撐。模態(tài)測試只在中間軸軸承和齒輪箱大齒輪后支撐之間進行，振型的對比也在此軸段。通過調(diào)整4個支撐的彈簧剛度，重點對比軸段振型，得到仿真與測試固有頻率對比見表1。

表1 固有頻率對比

通過對比振型及固有頻率，確定軸系支撐剛度見表2，得到正確的仿真模型。仿真得到的軸系橫向自由振動基頻為13.165Hz，其振型圖見圖4。測試軸段在此階頻率下基本位于節(jié)線位置，因此測試數(shù)據(jù)缺少此階頻率符合測試理論。

表2 軸系支撐剛度

3 軸承位置優(yōu)化

3.1 原結(jié)構(gòu)諧響應(yīng)分析

鑒于實船軸系結(jié)構(gòu)，中間軸軸承位置可以進行適量調(diào)動。因此，在螺旋槳激勵力下，考察中間軸支撐的位移量。本文在螺旋槳處施加幅值1000N，5-250Hz的簡諧力掃頻，得到中間軸支撐處的位移諧響應(yīng)，見圖5。

由圖5可知，中間軸支撐處位移幅值最大為在73Hz左右的1.8E-06m。

3.2 缺少中間軸支撐時的軸系橫振特性

為了得到中間軸支撐位置移動對軸系的影響，首先將中間軸支撐脫空，分析得到圖6所示振型，其頻率為28.617Hz。

由圖6可知，中間軸支撐剛好處在此階頻率振動位移最大處附近。

圖7為中間軸支撐脫空后的振型，其頻率為80.418Hz。

3.3 中間軸支撐位置優(yōu)化

根據(jù)實船結(jié)構(gòu)及圖12，分析得將中間軸支撐向螺旋槳端移動為最佳方案。本文仿真為將其向螺旋槳端移動0.1m，0.3m，以及向齒輪箱端移動0.1m。圖8、圖9分別為中間軸支撐向螺旋槳端移動0.1m后的振型，其頻率分別為71.528Hz，125.328Hz。

圖10至12分別為中間軸支撐向向左移動0.1m、0.3m，以及向右移動0.1m的中間軸支撐處諧響應(yīng)。

三者最大位移分別為3.0E-07m，6.0E-07m，5.0E-07m。在減小最大值的同時，還將峰值移動到了對應(yīng)圖8的高階頻率共振位置。在一定螺旋槳激勵力下，將中間軸軸承振動位移由原來的 1.8E-06m減小到現(xiàn)在的三方案中最佳的3.0E-07m，減小了一個數(shù)量級。

4 結(jié)論

本文通過軸系測試與仿真相結(jié)合，在限制性的測試環(huán)境條件，只取得某一軸段的測試數(shù)據(jù)，并在有限元軟件中進行仿真確定邊界參數(shù)及整個軸系的振動特性。

根據(jù)振動模態(tài)分析原理進行中間軸支撐的位置優(yōu)化仿真，在一定螺旋槳激勵力下，可將中間軸軸承振動位移減小一個數(shù)量級。

以上研究對某些整體結(jié)構(gòu)的設(shè)計及安裝，如軸系的設(shè)計與安裝，某些設(shè)備基腳的選擇等具有一定的指導(dǎo)意義。

[1]CB*/Z 336-84,船舶推進軸系回旋振動計算方法[S].北京:中國標準出版社,1984.

[2]林獻源.附帶多個質(zhì)量與彈簧多跨距梁的自然頻率及模態(tài)之研究[D].高雄:國立中山大學(xué),2006.

[3]吳曉.多跨連續(xù)長索的橫振固有頻率[J].振動與沖擊,2005, 24(4):127-128.

[4]王傳溥.艦船軸系振動[M].哈爾濱:哈爾濱船舶工程學(xué)院出版社,1987.

[5]管迪華.模態(tài)分析技術(shù)[M].北京:清華大學(xué)出版社,1996.

[6]傅志方,華宏星.模態(tài)分析理論與應(yīng)用[M].上海:上海交通大學(xué)出版社,2000.

Confirmation of Transverse Vibration Boundary Parametersof Shafting and Optim ization of Supported Position

NIU Zhong-jun1，HUA Chun2
(1.ChinaPetroleumLiaoheEquipmentCompany,PanjinLiaoning124010,China；2.TaizhouScienceandTechnologyBurean,TaizhouJiangsu225300,China)

In this paper,natural frequencies andmode shapes are obtained by carrying outa field transverse free vibrationmodal testof a shafting.Then,boundary parameters of the shafting,thatas the supported stiffness of the bearings are determ ined using the finite elementsoftware ANSYSby comparing w ith the test results.And a correctemulatemodel is obtained.Finally,the supported position of them iddle bearing is optimized based onmodal analysis principle.The vibration displacementof themiddle bearing can be reduced quantitatively undera stated screw propeller force.Themethod of the paper can provide guidance foroptim ization of supported position during shafting design.

shafting;transverse vibration;test;boundary parameter;optimization of supported position

O321

A

1671-0142（2011）03-0109-04

牛忠?。?975-）,男，遼寧盤錦人，工程師.

（責(zé)任編輯 施 翔）