李燎原， 曹貽鵬， 張智鵬

(1.哈爾濱工程大學(xué) 動(dòng)力裝置工程技術(shù)研究所，哈爾濱 150001; 2.中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心，武漢 430064)

橫搖條件下主機(jī)隔振對(duì)船舶推進(jìn)軸系橫向振動(dòng)的影響研究

李燎原1,2， 曹貽鵬1， 張智鵬1

(1.哈爾濱工程大學(xué) 動(dòng)力裝置工程技術(shù)研究所，哈爾濱 150001; 2.中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心，武漢 430064)

以典型船舶軸系試驗(yàn)臺(tái)架為研究對(duì)象，基于有限元法，建立了該軸系的有限元模型，并通過(guò)試驗(yàn)對(duì)模型進(jìn)行了驗(yàn)證，計(jì)算分析了主機(jī)隔振條件下軸系的固有特性，并從運(yùn)動(dòng)形式的角度出發(fā)，將橫搖運(yùn)動(dòng)等效為重力加速度的變化，作為邊界條件，對(duì)該模型進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)分析。計(jì)算結(jié)果表明：主機(jī)隔振會(huì)降低整個(gè)系統(tǒng)的固有頻率，但對(duì)軸段的固有特性沒(méi)有影響；在橫搖條件下，聯(lián)軸器位置的傳遞力和位移顯著增大，并傳遞至軸段部分，使軸系的振動(dòng)更加嚴(yán)重。

軸系振動(dòng)；有限元分析；橫搖；瞬態(tài)響應(yīng)

船舶軸系是實(shí)現(xiàn)船舶發(fā)動(dòng)機(jī)與推進(jìn)器的能量傳遞、同時(shí)又將螺旋槳旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的軸向推力通過(guò)軸系傳給船體，推動(dòng)船舶前進(jìn)的系統(tǒng)，是船舶動(dòng)力裝置中必不可少的重要部件。船舶推進(jìn)軸系運(yùn)轉(zhuǎn)的可靠性和穩(wěn)定性都直接影響到船舶的運(yùn)行[1]。

在船舶主機(jī)采用隔振技術(shù)后[2-3]，其支撐剛度降低，在橫搖環(huán)境下，由于軸系軸承剛度與主機(jī)隔振剛度的不同，二者在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中不同步，因此會(huì)在彈性聯(lián)軸器位置產(chǎn)生附加激勵(lì)，對(duì)軸系的激勵(lì)力會(huì)明顯增大，與推進(jìn)器產(chǎn)生的激勵(lì)力耦合作用增強(qiáng)，將會(huì)影響軸系運(yùn)行的安全性，故而橫搖條件下主機(jī)隔振對(duì)軸系動(dòng)力學(xué)性能的研究尤為必要。

目前，國(guó)內(nèi)外研究學(xué)者已經(jīng)對(duì)水環(huán)境-船體-推進(jìn)系統(tǒng)耦合動(dòng)力學(xué)開(kāi)展了研究，并取得了一些成果。TIAN等[4]將線性切片推廣到非線性層面，采用二階水彈性分析對(duì)波浪條件下船體的運(yùn)動(dòng)進(jìn)行了分析，考慮了隨機(jī)波浪中駐波與行波的影響；XIA等[5]將船體簡(jiǎn)化為梁結(jié)構(gòu)，應(yīng)用非線性時(shí)域切片理論，對(duì)垂向波浪載荷激勵(lì)下，船體的振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行了計(jì)算，并于線性解進(jìn)行了對(duì)比，認(rèn)為二者的計(jì)算結(jié)果均有一定的參考性，但是所適應(yīng)的條件不同；SILVA等[6]將船舶在波浪中的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)化為6個(gè)方向自由度的運(yùn)動(dòng)，考慮了不同方向運(yùn)動(dòng)的耦合關(guān)系，并且著重分析了船舶搖擺過(guò)程中的阻尼作用，將數(shù)值解與試驗(yàn)值進(jìn)行了對(duì)比，得到了很好的驗(yàn)證結(jié)果；BENNETT等[7]對(duì)船舶在前進(jìn)過(guò)程中遇到的不規(guī)則波浪進(jìn)行了試驗(yàn)?zāi)M，并于數(shù)值解進(jìn)行對(duì)比，認(rèn)為盡管波浪對(duì)船舶的直接激勵(lì)并不十分惡劣，但是引起船舶各個(gè)結(jié)構(gòu)的附加加速度會(huì)對(duì)船舶各個(gè)結(jié)構(gòu)的振動(dòng)產(chǎn)生很大的影響。蔡烽等[8-9]從波浪的激勵(lì)形式入手，研究了不同形式的振蕩方程對(duì)船舶橫搖的適用性，并綜合運(yùn)用相空間軌跡分析、功率譜分析、主分量分析等計(jì)算方法進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，以得到船舶橫搖運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力學(xué)結(jié)果；丁立斌[10]利用ANSYS軟件，建立了波浪載荷對(duì)全船作用的有限元模型，主要分析了船舶行進(jìn)過(guò)程中，由波浪引起船體變形對(duì)推進(jìn)軸系的影響。

可以看出，目前國(guó)內(nèi)外學(xué)者的研究重點(diǎn)都集中在如何準(zhǔn)確預(yù)報(bào)波浪載荷以及如何將波浪載荷施加到船體上，并未對(duì)船舶在波浪中的運(yùn)動(dòng)對(duì)船舶推進(jìn)軸系的影響進(jìn)行深入的研究，然而在船舶搖擺作用下，由于軸系是由軸承連接至船體表面，并不是固結(jié)在剛性基礎(chǔ)上，因此產(chǎn)生的運(yùn)動(dòng)可能對(duì)自身運(yùn)轉(zhuǎn)安全性的影響更為劇烈。本文首先建立了船舶推進(jìn)軸系的動(dòng)力學(xué)模型，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，然后從橫搖的運(yùn)動(dòng)形式出發(fā)，利用有限元法，分析了主機(jī)隔振條件下橫搖對(duì)船舶推進(jìn)軸系振動(dòng)的影響，最后對(duì)主機(jī)隔振剛度對(duì)軸系振動(dòng)的影響進(jìn)行了初步的探討，得到了一些結(jié)論。

1 橫搖條件的簡(jiǎn)化方法

橫搖是指船舶繞縱軸所作的周期性角位移運(yùn)動(dòng)。如圖1(a)所示，船舶橫搖時(shí)，水線及重力加速度方向保持不變，僅船體結(jié)構(gòu)繞縱軸發(fā)生偏移。在進(jìn)行計(jì)算分析時(shí)，考慮船體結(jié)構(gòu)橫搖需時(shí)刻改變結(jié)構(gòu)模型的位置，操作起來(lái)較為復(fù)雜，工作量較大。因此將船體結(jié)構(gòu)的橫搖狀態(tài)等效為圖1(b)所示的狀態(tài)，即發(fā)生橫搖運(yùn)動(dòng)時(shí)，結(jié)構(gòu)模型位置不變，而水線與重力加速度方向發(fā)生相應(yīng)的改變。其動(dòng)力學(xué)參數(shù)可以近似的以重力加速度方向繞縱軸所作的周期性角位移運(yùn)動(dòng)來(lái)等效計(jì)算。

圖1 橫搖簡(jiǎn)化示意圖Fig.1 Predigestion of lateral rolling

根據(jù)GJB 4000—2000《艦船通用規(guī)范》[11]的要求，確定橫搖的計(jì)算條件：角度±45°，周期為10 s，則橫搖時(shí)的角位移隨時(shí)間t變化的方程為：

(1)

式中，t為時(shí)間，角位移單位為弧度。

重力方向繞縱軸的旋轉(zhuǎn)變化，可用相同角位移下不同方向的加速度合成所得。定義圖1所示的船體剖面為XOY平面，豎直方向?yàn)閄方向，水平方向?yàn)閅方向，橫搖后的坐標(biāo)系變?yōu)閄′OY′，設(shè)H為船體重心至搖擺所繞縱軸的垂向距離，則橫搖后軸系的位移變化為

Ux=H-H×cosθ，Uy=H×sinθ

(2)

計(jì)入由運(yùn)動(dòng)形式引起的加速度，用ax和ay表示。

(3)

并考慮搖擺中心對(duì)重力加速度的影響，等效重力加速度則為實(shí)際重力加速度和由運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的加速度合成而得。

gV=(g+ax)cosθ-aysinθ

gH=(g+ax)sinθ+aycosθ

(4)

最終的合成計(jì)算結(jié)果如式(5)，可按該式施加等效重力加速度。

(5)

由于本文主要進(jìn)行方法與機(jī)理的研究，因此假定船體重心距搖擺所繞縱軸0.5 m，即H=0.5。

2 軸系動(dòng)力學(xué)模型的建立

本文以典型軸系試驗(yàn)臺(tái)架為研究對(duì)象，實(shí)例軸系由螺旋槳、尾軸、尾后軸承、尾前軸承、中間軸、前短軸、推力軸承、彈性聯(lián)軸器及推進(jìn)電機(jī)組成。根據(jù)各個(gè)結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)和功能，將軸段簡(jiǎn)化為梁?jiǎn)卧?，各個(gè)軸承和彈性聯(lián)軸器簡(jiǎn)化為具有相應(yīng)方向剛度的彈簧單元，螺旋槳簡(jiǎn)化為質(zhì)量單元，由于推進(jìn)電機(jī)尺寸相對(duì)較大，因此簡(jiǎn)化為實(shí)體單元。

當(dāng)軸系靜置時(shí)，一般的處理方法是將軸承支點(diǎn)簡(jiǎn)化到軸承1/2或1/3位置處。但軸系運(yùn)轉(zhuǎn)或承受外部激勵(lì)時(shí)會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)，此時(shí)軸系各軸承處的負(fù)荷及支點(diǎn)狀況不同于軸系靜置狀態(tài)。故而對(duì)于軸系振動(dòng)計(jì)算問(wèn)題，軸系支撐支點(diǎn)簡(jiǎn)化的傳統(tǒng)經(jīng)驗(yàn)方法不再適用。鑒于此，本文建立軸系臺(tái)架有限元模型時(shí)，按照以下方法進(jìn)行支點(diǎn)簡(jiǎn)化：①尾軸管后軸承較長(zhǎng)，直接處理成三支點(diǎn)，分別為軸承左右兩端及中點(diǎn)位置；②尾軸管前軸承處理成兩支點(diǎn)，分別為軸承左右兩端位置；③推力軸承雖然較短，但實(shí)際是由兩塊推力盤(pán)組合而成，軸系運(yùn)轉(zhuǎn)后，軸承分成兩段同時(shí)承受水平和垂向載荷，故而將推力軸承處理成三支點(diǎn)。其中，推力盤(pán)軸向中點(diǎn)處理成承受橫向載荷支點(diǎn)，推力軸承總長(zhǎng)1/2位置處理成承受軸向載荷支點(diǎn)。各個(gè)軸承及彈性聯(lián)軸器的剛度如表1所示。

表1 各個(gè)軸承及彈性聯(lián)軸器剛度Tab.1 Stiffness of every bearing and elastic coupling

此外，由于本文所進(jìn)行的軸系試驗(yàn)是在空氣中進(jìn)行的，因此對(duì)螺旋槳選取的是其實(shí)際質(zhì)量，并未計(jì)入附漣水質(zhì)量。

按照以上簡(jiǎn)化規(guī)則，在軟件中建立軸系動(dòng)力學(xué)模型，試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)圖示與有限元模型如圖2所示。

圖2 軸系臺(tái)架模型Fig.2 Model of shafting test bench

3 軸系動(dòng)力學(xué)模型的試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 模態(tài)測(cè)試

為了驗(yàn)證有限元模型的正確性，利用PULSE數(shù)據(jù)采集儀對(duì)軸系試驗(yàn)臺(tái)架的固有特性和傳遞函數(shù)進(jìn)行了測(cè)試，并于仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。軸系振動(dòng)模態(tài)分析實(shí)驗(yàn)采用單點(diǎn)激勵(lì)多點(diǎn)響應(yīng)的方法進(jìn)行，沿軸長(zhǎng)方向?qū)⑤S段劃分為24個(gè)測(cè)量點(diǎn)，考慮到軸系振動(dòng)的固有頻率，將模態(tài)測(cè)量頻段選取在1 024 Hz以內(nèi)，可以較全面的測(cè)量計(jì)算頻段內(nèi)的軸系振動(dòng)模態(tài)。

敲擊位置選擇螺旋槳端，利用加速度傳感器測(cè)試軸段各個(gè)測(cè)點(diǎn)的傳遞函數(shù)，以得到試驗(yàn)臺(tái)架的固有頻率及振型，與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如表2所示。

圖3中，左側(cè)為試驗(yàn)所得的振型圖，右側(cè)為仿真所得振型圖。由表2和圖3可以看出，利用有限元法計(jì)算軸系的彎曲振動(dòng)固有特性與實(shí)驗(yàn)結(jié)果差別很小，除第一階固有頻率有5.83%的稍大誤差外，在固有頻率和模態(tài)振型上，計(jì)算值和實(shí)驗(yàn)值都基本吻合。因此，說(shuō)明利用有限元法對(duì)軸系結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析是正確可行的，計(jì)算模型可以較真實(shí)的反映軸系結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性，可用于下一步的計(jì)算。

表2 軸系彎曲振動(dòng)固有頻率Tab.2 Natural frequencies of shafting transverse vibration

圖3 軸系模態(tài)振型試驗(yàn)與仿真的比較Fig.3 Comparison of shafting modes by tests and computation

3.2 傳遞函數(shù)測(cè)試

為研究垂向激勵(lì)對(duì)軸系結(jié)構(gòu)振動(dòng)的影響，本節(jié)利用已有實(shí)驗(yàn)臺(tái)架和有限元模型，在螺旋槳端施加垂向激勵(lì)，利用試驗(yàn)方法和有限元數(shù)值方法對(duì)軸系結(jié)構(gòu)進(jìn)行響應(yīng)分析。將兩種方法下軸系結(jié)構(gòu)各個(gè)節(jié)點(diǎn)處的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。限于篇幅，僅在軸上選擇幾個(gè)特征參考點(diǎn)作說(shuō)明，參考點(diǎn)選擇螺旋槳與尾后軸承中點(diǎn)處，尾后軸承與尾前軸承中點(diǎn)處，尾前軸承與推力軸承中點(diǎn)處，推力軸承與彈性聯(lián)軸器中點(diǎn)處，彈性聯(lián)軸器處，提取的方向均為垂直方向。結(jié)果如圖4所示。

對(duì)比曲線可以看出，有限元方法結(jié)果和試驗(yàn)方法結(jié)果曲線趨勢(shì)相差不大，首先數(shù)值計(jì)算的軸系固有頻率與試驗(yàn)值有0.31%～6.70%的誤差，使得共振峰并不完全吻合。另外，由于軸系有限元模型結(jié)構(gòu)阻尼設(shè)為常數(shù)，使得計(jì)算結(jié)果在幅值上有一定偏差。因此說(shuō)明利用有限元法對(duì)軸系結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)迫振動(dòng)分析是正確可行的。

4 軸系振動(dòng)計(jì)算與分析

4.1 模態(tài)分析

要對(duì)船舶推進(jìn)軸系振動(dòng)進(jìn)行研究，首先應(yīng)對(duì)其固有特性進(jìn)行分析。針對(duì)試驗(yàn)臺(tái)架，對(duì)2.1節(jié)中建立的軸系模型進(jìn)行計(jì)算，計(jì)入主機(jī)隔振的影響，體現(xiàn)在主機(jī)支撐的剛度上。模型中，主機(jī)下方有4個(gè)支撐彈簧，未隔振狀態(tài)下，單個(gè)彈簧的剛度K=1×109N/m，隔振狀態(tài)下，單個(gè)彈簧的剛度K=1×106N/m。計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表3。

表3 主機(jī)隔振對(duì)軸段固有頻率的影響Tab.3 Natural frequencies of shaft with and without main engine vibration isolation

通過(guò)上面的表格對(duì)比分析，可以發(fā)現(xiàn)對(duì)主機(jī)隔振對(duì)于軸段的固有頻率是沒(méi)有影響的，經(jīng)過(guò)振型圖的查看，振型也大致一致，說(shuō)明彈性聯(lián)軸器的補(bǔ)償量可以滿足由于主機(jī)隔振引起的主機(jī)端下沉，并且主機(jī)下沉所引起的應(yīng)力主要由彈性聯(lián)軸器承擔(dān)，并未對(duì)軸段產(chǎn)生額外的應(yīng)力，因此主機(jī)隔振對(duì)于軸段的固有振動(dòng)特性影響不大。但是對(duì)于整個(gè)系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，由于主機(jī)支撐剛度的降低，整個(gè)系統(tǒng)的總剛度減小，而總質(zhì)量并不發(fā)生變化，因此可以得出，對(duì)于整個(gè)系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，主機(jī)隔振會(huì)降低系統(tǒng)的固有頻率，在低頻段顯示出了主機(jī)運(yùn)動(dòng)的固有特性，主機(jī)隔振狀態(tài)下的系統(tǒng)固有頻率和振型如圖5所示。

圖5 主機(jī)隔振下系統(tǒng)固有頻率Fig.5 Natural frequencies of system with engine vibration isolation

4.2 傳遞力響應(yīng)

按照前文所敘述的橫搖簡(jiǎn)化方法，將等效重力加速度作為邊界條件，對(duì)建立的推進(jìn)軸系模型進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)分析。由于橫搖運(yùn)動(dòng)主要發(fā)生在垂直方向和水平方向上，因此在提取數(shù)據(jù)時(shí)，只選擇了這兩個(gè)方向的結(jié)果。提取的位置分別為彈性聯(lián)軸器處，尾后軸承處和尾前軸承處。未計(jì)入橫搖和計(jì)入橫搖的計(jì)算結(jié)果如表4所示，其中橫搖狀態(tài)下的計(jì)算結(jié)果取穩(wěn)定計(jì)算周期內(nèi)的最大值，由于橫搖對(duì)主機(jī)隔振狀態(tài)下的軸系振動(dòng)影響較大，因此僅提取主機(jī)隔振狀態(tài)的結(jié)果。橫搖條件下主機(jī)未隔振和隔振的計(jì)算結(jié)果如圖6～圖8所示。

表4 橫搖對(duì)軸系傳遞力的影響Tab.4 Impact on transfer force under lateral rolling

由表4可以看出，計(jì)入橫搖后，各位置豎直方向傳遞力明顯增大，而且產(chǎn)生了水平方向的傳遞力，軸系振動(dòng)變得更劇烈了。由圖6～圖8可以看出，計(jì)算時(shí)間的前20 s內(nèi)數(shù)據(jù)波動(dòng)較大，屬于計(jì)算的穩(wěn)定過(guò)程，因此有效數(shù)據(jù)應(yīng)為20～40 s的計(jì)算結(jié)果，此外，對(duì)于垂直方向傳遞力，橫搖的前半周期和后半周期對(duì)其來(lái)說(shuō)是一樣的，所以垂直方向的周期會(huì)呈現(xiàn)2倍的趨勢(shì)。在主機(jī)隔振條件下，彈性聯(lián)軸器的豎直方向和水平方向傳遞力顯著增大，并通過(guò)軸段傳遞至各個(gè)軸承，由于在傳遞過(guò)程中受到阻尼作用，傳遞力會(huì)隨著傳遞距離的增大而衰減，在尾前軸承處，豎直方向的傳遞力增大了1.4%，而水平方向的傳遞力在搖擺到極限位置時(shí)略有增大，在尾后軸承處，豎直方向和水平方向的傳遞力基本沒(méi)有變化。

圖6 彈性聯(lián)軸器傳遞力Fig.6 Transfer force at elastic coupling

圖7 尾后軸承傳遞力Fig.7 Transfer force at stern bearing

圖8 尾前軸承傳遞力Fig.8 Transfer force at fore bearing

4.3 軸段位移響應(yīng)

本節(jié)提取螺旋槳端，尾前軸承和推力軸承中點(diǎn)處，彈性聯(lián)軸器位置的垂直方向和水平方向的振動(dòng)位移響應(yīng)，以分析橫搖條件下主機(jī)隔振對(duì)軸系上選取點(diǎn)振動(dòng)位移的影響。未計(jì)入橫搖和計(jì)入橫搖的計(jì)算結(jié)果如表5所示，橫搖條件下主機(jī)未隔振和隔振的計(jì)算結(jié)果如圖9～圖11所示。

由表5可以看出，計(jì)入橫搖后，各位置的振動(dòng)位移均有所增大。由圖9～圖11可以看出，主機(jī)隔振對(duì)振動(dòng)位移的影響規(guī)律與傳遞力類似，彈性聯(lián)軸器處豎直方向和水平方向的位移均明顯增大，尾前軸承和推力軸承中點(diǎn)處豎直方向位移增大較為明顯，水平方向位移略有增大，在螺旋槳端則影響很小。由于各個(gè)軸承對(duì)相應(yīng)位置的軸段位移有約束作用，因此主機(jī)隔振對(duì)軸承附近位置的軸段影響規(guī)律與上文所分析的不完全一致，但是由于約束作用，這些位置的位移量級(jí)很小，振動(dòng)幅度不大，因此不作討論。

表5 橫搖對(duì)軸段位移的影響Tab.5 Impact on shaft displacement under lateral rolling

圖9 螺旋槳端位移Fig.9 Displacement at propeller

圖10 尾前軸承和推力軸承中點(diǎn)位移Fig.10 Displacement at midpoint between fore and thrust bearing

圖11 彈性聯(lián)軸器處位移Fig.11 Displacement at elastic coupling

5 結(jié) 論

本文應(yīng)用有限元法，首先從運(yùn)動(dòng)形式出發(fā)，對(duì)橫搖運(yùn)動(dòng)進(jìn)行了簡(jiǎn)化，將其等效為重力加速度的形式，并作為計(jì)算的邊界條件。然后以典型船舶推進(jìn)軸系試驗(yàn)臺(tái)架為研究對(duì)象，建立了軸系有限元模型，并通過(guò)模態(tài)試驗(yàn)和螺旋槳激勵(lì)下振動(dòng)傳遞函數(shù)試驗(yàn)對(duì)模型進(jìn)行了驗(yàn)證，驗(yàn)證結(jié)果表明，誤差在允許范圍內(nèi)，該模型可以應(yīng)用于動(dòng)力學(xué)分析。

通過(guò)調(diào)整主機(jī)支撐剛度的方法以實(shí)現(xiàn)主機(jī)隔振，首先進(jìn)行了模態(tài)分析，計(jì)算結(jié)果表明，主機(jī)隔振會(huì)降低整個(gè)系統(tǒng)的固有頻率，但是對(duì)軸段的固有特性沒(méi)有影響。然后將橫搖邊界條件施加到模型中，進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)分析，通過(guò)提取彈性聯(lián)軸器和軸承位置的傳遞力以及彈性聯(lián)軸器和軸上振動(dòng)位移來(lái)分析橫搖條件下主機(jī)隔振對(duì)軸系振動(dòng)的影響。計(jì)算結(jié)果表明：計(jì)入橫搖環(huán)境后，各軸承的傳遞力和軸段位移增大，橫搖環(huán)境下，軸系振動(dòng)更加劇烈；在主機(jī)隔振條件下，彈性聯(lián)軸器的豎直方向和水平方向傳遞力顯著增大，并通過(guò)軸段傳遞至各個(gè)軸承，傳遞力會(huì)隨著傳遞距離的增大而衰減，在尾前軸承處，豎直方向的傳遞力增大，而水平方向的傳遞力在搖擺到極限位置時(shí)略有增大，在尾后軸承處，豎直方向和水平方向的傳遞力基本沒(méi)有變化。彈性聯(lián)軸器處豎直方向和水平方向的位移均明顯增大，尾前軸承和推力軸承中點(diǎn)處豎直方向位移增大較為明顯，水平方向位移略有增大，在螺旋槳端則影響很小。

總體而言，橫搖條件下，主機(jī)隔振會(huì)使推進(jìn)軸系振動(dòng)惡化，距離彈性聯(lián)軸器越近的位置所受的影響越大，因此在船舶推進(jìn)軸系設(shè)計(jì)階段，應(yīng)考慮橫搖條件的影響。本文提供了一種考慮橫搖條件的計(jì)算方法，在工程實(shí)際中，應(yīng)根據(jù)計(jì)算結(jié)果按照相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，針對(duì)振動(dòng)惡化的位置進(jìn)行安全性和動(dòng)力學(xué)的校核，以使軸系達(dá)到安全高效運(yùn)轉(zhuǎn)的目的。

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Impact of main engine vibration isolation on marine propulsion shafting transverse vibration under lateral rolling

LI Liaoyuan1,2, CAO Yipeng1, ZHANG Zhipeng1

(1. Research Institute of Power Engineering Technology, Harbin Engineering University, Harbin 150001, China;2. China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China)

A typical marine shafting test bench was investigated in this paper. A finite element model of the shafting was established based on FEM and verified by tests. Natural characteristics of the shafting with main engine vibration isolation were analyzed. Lateral rolling was treated as equivalent variational acceleration of gravity. It was applied to the FEM model for the transient response analysis as boundary conditions. The computation results indicate that main engine vibration isolation reduces the natural frequencies of the whole system but makes no difference to those of shafting. Transfer forces and displacements at coupling increase and transmit to shafting, causing much stronger vibration of shafting.

shafting vibration; FEM analysis; lateral rolling; transient response

國(guó)家自然科學(xué)基金(50909023)

2015-06-26 修改稿收到日期：2016-05-19

李燎原 男，博士生，1988年生

曹貽鵬 男，博士，碩士生導(dǎo)師，1980年生

U661.44

A

10.13465/j.cnki.jvs.2016.24.032