徐 亮，董良雄，劉宇良

（浙江海洋大學(xué)港航與交通運(yùn)輸工程學(xué)院，浙江舟山 316022）

一種基于尾軸-油膜-艉部結(jié)構(gòu)的試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試研究

徐 亮，董良雄，劉宇良

（浙江海洋大學(xué)港航與交通運(yùn)輸工程學(xué)院，浙江舟山 316022）

為分析船舶尾軸與艉部結(jié)構(gòu)的異常振動(dòng)現(xiàn)象，研制了船舶尾軸振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)以對(duì)船舶軸系進(jìn)行仿真模擬。為了使其接近實(shí)船艉部結(jié)構(gòu)工況條件，使用與傳統(tǒng)方法不同的彈性支撐試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)，建立基于尾軸-油膜-艉部結(jié)構(gòu)的研究范疇，進(jìn)而采用周期性激勵(lì)力激勵(lì)尾軸進(jìn)行了各種試驗(yàn)，對(duì)產(chǎn)生尾軸振動(dòng)的原因進(jìn)行了分析，并結(jié)合振動(dòng)傳遞的數(shù)值模擬進(jìn)行佐證。結(jié)果表明：各頻率激勵(lì)力對(duì)尾軸振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的影響不同，當(dāng)干擾頻率與其結(jié)構(gòu)固振頻率接近時(shí)，激勵(lì)力對(duì)尾軸振動(dòng)產(chǎn)生的影響最大。

振動(dòng)傳遞；尾軸振動(dòng)；試驗(yàn)臺(tái)；模擬軸系

船舶尾軸一般由徑向滑動(dòng)軸承支撐并采用油潤滑的方式，由于油膜壓力和密封力作用使艉軸承承擔(dān)著高強(qiáng)度的負(fù)荷，因此船舶的軸系、油膜和船體艉部結(jié)構(gòu)之間常常發(fā)生異常振動(dòng)。根據(jù)調(diào)研及相關(guān)機(jī)構(gòu)統(tǒng)計(jì)，在國內(nèi)眾多造船企業(yè)中均有一定數(shù)量的船舶在不同程度上軸系異常振動(dòng)導(dǎo)致?lián)p壞而返廠修理的事件，帶來了船舶企業(yè)在經(jīng)濟(jì)、經(jīng)營和技術(shù)等方面巨大壓力，故分析軸系異常振動(dòng)對(duì)船舶的影響尤為重要，但國內(nèi)研究一般是把船體結(jié)構(gòu)作為影響軸系的單一因素來簡單分析和考慮，或是作為軸系動(dòng)態(tài)校中考慮的一個(gè)因素，并未做系統(tǒng)化的研究。MURAWSK[1]分析了船體在不同外載荷作用下的船體變形對(duì)振動(dòng)系統(tǒng)的影響；張?zhí)煸萚2]較早開展了的軸系試驗(yàn)臺(tái)的研制工作，試驗(yàn)臺(tái)主要由柴油機(jī)與齒輪箱、電力測(cè)功器、支撐軸承以及螺旋槳等組成，該試驗(yàn)臺(tái)能模擬軸系不同工況運(yùn)行特性，可用于軸系振動(dòng)實(shí)測(cè)等，但這些研究非常顯著地體現(xiàn)著"子系統(tǒng)性"，常常都是孤立地研究船舶尾軸、油膜和船體結(jié)構(gòu)的特性，導(dǎo)致結(jié)論很難完全與實(shí)際情況相吻合，數(shù)值模擬數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確性、可信度和工程適應(yīng)性存在不足[3]。毫無疑問，搭建成尾軸-油膜-艉部結(jié)構(gòu)大系統(tǒng)特性，是提高研究成果的工程適應(yīng)性的有效方法。

1 尾軸振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)

尾軸振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的基本設(shè)計(jì)理念是要求仿真性高，由于船體變形和船舶運(yùn)動(dòng)誘發(fā)的船體載荷以及不同海洋環(huán)境下的波浪載荷過于復(fù)雜，故保證試驗(yàn)臺(tái)的仿真性高是實(shí)驗(yàn)成功的基礎(chǔ)。另一基本理念是要求可靠性強(qiáng)，考量引起尾軸振動(dòng)的因素，最大程度上方便測(cè)量引起船舶尾軸振動(dòng)的因素，處理的數(shù)據(jù)應(yīng)該盡可能的直觀便于測(cè)量，以免由于主觀性引起的誤差[4]。

根據(jù)這些原則本文構(gòu)建了船舶尾軸-油膜-艉部結(jié)構(gòu)的研究范疇，并利用試驗(yàn)臺(tái)，根據(jù)實(shí)驗(yàn)方案模擬軸系振動(dòng)的不同工況，分析各結(jié)構(gòu)軸系振動(dòng)的特點(diǎn)。尾軸振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)主要由模擬軸系、艉部機(jī)構(gòu)、載荷系統(tǒng)、振動(dòng)測(cè)量儀以及電機(jī)等部分組成，試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)如圖1所示，試驗(yàn)臺(tái)的部分實(shí)物照片如圖2、圖3所示。

圖1 試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)圖Fig.1 The block diagram of test bed

圖2 尾軸實(shí)物圖Fig.2 The picture of real test bed

圖3 模擬軸系實(shí)物圖Fig.3 The picture of simulation shaft

（1）模擬軸系

船舶軸系主要由柴油機(jī)曲軸、飛輪、中間軸、尾軸等組成，模擬軸系剛性、彈性、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、軸承布置等與實(shí)際相同，如圖3所示。本試驗(yàn)臺(tái)根據(jù)實(shí)船特點(diǎn)搭建的尾軸-油膜-艉部結(jié)構(gòu)與傳統(tǒng)方法不同，利用一定長度的彈性支承系統(tǒng)模擬船舶艉部結(jié)構(gòu)，利用其作為對(duì)模擬軸系的支撐，同時(shí)模擬軸系對(duì)實(shí)船的軸系進(jìn)行按比例縮小，搭建出尾軸-油膜-艉軸承系統(tǒng)的實(shí)物模型，并將振動(dòng)傳感器安裝在模擬軸系上。

（2）艉部結(jié)構(gòu)

試驗(yàn)臺(tái)的中間軸承連接在艉部結(jié)構(gòu)上，尾軸承通過兩個(gè)連接點(diǎn)與艉部結(jié)構(gòu)相連。艉部結(jié)構(gòu)通過兩道支承安裝在底座上，其中一道支承設(shè)置為活動(dòng)支承，可利用液壓頂升機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)調(diào)整其高度及其在底座的縱向位置，改變了傳統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)艉部結(jié)構(gòu)的固定結(jié)構(gòu)，利于調(diào)整和模擬多種實(shí)船工況，并通過試驗(yàn)優(yōu)化振動(dòng)測(cè)點(diǎn)傳感器安裝位置。

（3）載荷系統(tǒng)

偏心載荷構(gòu)成載荷系統(tǒng)，使用載荷系統(tǒng)測(cè)試振動(dòng)特性，將加載塊裝在加載碼盤的內(nèi)孔中使之變成一個(gè)偏心輪，利用加載碼盤在軸上轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生慣性力實(shí)現(xiàn)對(duì)軸承施加偏心載荷。

（4）其他系統(tǒng)

本試驗(yàn)臺(tái)采用DH5960超高速動(dòng)態(tài)信號(hào)采集儀，最高采樣頻率可達(dá)10 MHz，更適用于沖擊、爆破等瞬態(tài)信號(hào)的采集。模塊化設(shè)計(jì)，每個(gè)應(yīng)變模塊有2個(gè)采集通道，具有較高的可靠性、維護(hù)性。同時(shí)具有瞬態(tài)信號(hào)捕捉功能，系統(tǒng)設(shè)有內(nèi)觸發(fā)（信號(hào)觸發(fā)）、外觸發(fā)、手動(dòng)觸發(fā)功能，正負(fù)延時(shí)可調(diào)，觸發(fā)電平可調(diào)等優(yōu)點(diǎn)。

傳感器組選用電磁式傳感器，特點(diǎn)是安裝方便，只需在傳感器底部中心孔用一只雙頭螺釘固定即可。傳感器參數(shù)頻率響應(yīng)5～100 Hz，可測(cè)振幅≤2 000 μm(P-P)，測(cè)量方向垂直或水平均可，重量200 g，經(jīng)查各參數(shù)均滿足實(shí)驗(yàn)的需要。

變頻器采用0.25～22 kW變頻器系列，集成精密電機(jī)制造技術(shù)和領(lǐng)先的電機(jī)驅(qū)動(dòng)技術(shù)，滿足功率滿載設(shè)計(jì)，保證變頻器與被驅(qū)動(dòng)電機(jī)最佳匹配性，最大限度的發(fā)揮了電機(jī)驅(qū)動(dòng)力。

2 尾軸振動(dòng)的計(jì)算與測(cè)試

2.1 實(shí)驗(yàn)方案的制定

在本實(shí)驗(yàn)研究中，試驗(yàn)研究與數(shù)值模擬在構(gòu)建船舶軸系-油膜-艉部結(jié)構(gòu)系統(tǒng)模型上相互完善，數(shù)值模擬與理論研究在揭示振動(dòng)機(jī)理與響應(yīng)規(guī)律上相互補(bǔ)充，具體試驗(yàn)方案路線如圖4所示。

圖4 實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)路線圖Fig.4 The chart of testing procedures

2.2 基于試驗(yàn)臺(tái)的實(shí)驗(yàn)工況設(shè)計(jì)

在對(duì)本實(shí)驗(yàn)的優(yōu)化設(shè)計(jì)中，首先確定有意義的振動(dòng)測(cè)點(diǎn)，測(cè)點(diǎn)應(yīng)處在試驗(yàn)臺(tái)尾軸-油膜-艉部結(jié)構(gòu)系統(tǒng)關(guān)鍵部位，通過一個(gè)或幾個(gè)測(cè)量點(diǎn)能顯示出試驗(yàn)臺(tái)各位置的振動(dòng)特點(diǎn)[5]，其次試驗(yàn)臺(tái)應(yīng)實(shí)現(xiàn)激勵(lì)力的沖擊，采用激勵(lì)源對(duì)試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行沖擊實(shí)驗(yàn)并通過DH5960超高速動(dòng)態(tài)信號(hào)采集儀測(cè)量艉軸部分的振幅，與此同時(shí)試驗(yàn)臺(tái)能夠完成高度仿真的運(yùn)轉(zhuǎn)工況。

實(shí)驗(yàn)前應(yīng)先檢驗(yàn)實(shí)驗(yàn)設(shè)備測(cè)得的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的可靠性，因此測(cè)量了當(dāng)電機(jī)為200.0 r/min和400.0 r/min時(shí)2倍轉(zhuǎn)頻和5倍轉(zhuǎn)頻對(duì)應(yīng)的艉部結(jié)構(gòu)任意位置的實(shí)驗(yàn)頻率，由于轉(zhuǎn)速與頻率公式為：n=60 f/p故計(jì)算其理論頻率，具體數(shù)值見表1。

表1 試驗(yàn)頻率表Tab.1 The table of test frequency

由表1可知，不同倍轉(zhuǎn)頻對(duì)應(yīng)的實(shí)際頻率和理論頻率的誤差均為≤0.1 Hz，在DH5960超高速動(dòng)態(tài)信號(hào)采集儀合理范疇內(nèi)，故實(shí)驗(yàn)設(shè)備精密度良好，同時(shí)證明了試驗(yàn)臺(tái)研制成功。

2.3 試驗(yàn)臺(tái)尾軸振動(dòng)的測(cè)試

2.3.1 振動(dòng)測(cè)點(diǎn)的選擇

本文利用單點(diǎn)激勵(lì)多點(diǎn)采集的方法得到不同測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)幅值，采用對(duì)艉部結(jié)構(gòu)末端施加縱向周期性激勵(lì)。沿傳動(dòng)軸縱向布置有5個(gè)振動(dòng)傳感器采集縱向響應(yīng)信號(hào)，其中1、2號(hào)測(cè)點(diǎn)分布在試驗(yàn)臺(tái)艉部結(jié)構(gòu)首末兩端[6]，3、4、5號(hào)測(cè)點(diǎn)將尾軸平均分成三份，分別位于首中末三點(diǎn)，各測(cè)點(diǎn)位置布置示意圖如圖5所示，測(cè)點(diǎn)的實(shí)際安裝方式如圖6所示。

圖5 測(cè)點(diǎn)分布概念圖Fig.5 Schematic diagram of measuring point

2.3.2 激勵(lì)源的選擇

確定測(cè)點(diǎn)后，在進(jìn)行沖擊力時(shí)為了增強(qiáng)實(shí)驗(yàn)的可靠性需選用多數(shù)據(jù)，多類型的縱向激勵(lì)力進(jìn)行沖擊，同時(shí)考慮到實(shí)際船舶運(yùn)行中尾軸振動(dòng)既受到高頻干擾又受到低頻的影響，所以選取了1倍轉(zhuǎn)頻、2倍轉(zhuǎn)頻、4倍轉(zhuǎn)頻以及8倍轉(zhuǎn)頻，分別為2個(gè)低倍頻率和2個(gè)高倍頻率對(duì)振動(dòng)進(jìn)行干擾，并分析結(jié)果。

2.3.3 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的采集

試驗(yàn)中在保持試驗(yàn)臺(tái)對(duì)艉部結(jié)構(gòu)末端的激勵(lì)作用不變的同時(shí)，用變頻器控制和改變尾軸的轉(zhuǎn)速，當(dāng)軸的轉(zhuǎn)速分別穩(wěn)定在200.0、400.0和800.0 r/min時(shí)對(duì)艉部結(jié)構(gòu)進(jìn)行激勵(lì)試驗(yàn)，用218振動(dòng)測(cè)量儀分別測(cè)試不同轉(zhuǎn)速條件下對(duì)應(yīng)的振幅-頻率，在相同的偏心載荷作用下，當(dāng)模擬軸系的轉(zhuǎn)速不同時(shí)，模擬軸系振動(dòng)幅值出現(xiàn)不同的變化。

2.4 尾軸-油膜-艉部結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性分析

隨著船舶艉部結(jié)構(gòu)試驗(yàn)臺(tái)運(yùn)行工況變化的進(jìn)行，不同倍轉(zhuǎn)頻干擾船舶艉部結(jié)構(gòu)的振動(dòng)傳遞到5個(gè)測(cè)量點(diǎn)，5個(gè)測(cè)試點(diǎn)受到了不同倍轉(zhuǎn)頻的激勵(lì)振動(dòng)，其振動(dòng)幅值均有明顯變化。表2為5個(gè)測(cè)點(diǎn)在200 r/min的不同轉(zhuǎn)頻的幅值。

表2 各測(cè)點(diǎn)轉(zhuǎn)頻-幅值表Tab.2 The frequency-amplitude table of measuring point

通過對(duì)比發(fā)現(xiàn)，表2分布在尾軸的各測(cè)點(diǎn)都在1倍轉(zhuǎn)頻時(shí)振動(dòng)幅值達(dá)到最大，分布在艉部結(jié)構(gòu)部分的兩個(gè)測(cè)點(diǎn)數(shù)據(jù)基本相同。以此推斷試驗(yàn)臺(tái)分布在相同位置的測(cè)點(diǎn)振動(dòng)特性基本相同，所以選擇了具有代表性的測(cè)點(diǎn)1和測(cè)點(diǎn)3兩個(gè)位置進(jìn)行下一步的分析，如圖6。

圖6 測(cè)量點(diǎn)實(shí)物分布圖Fig.6 The picture of measuring point

分析表3表4實(shí)驗(yàn)結(jié)果發(fā)現(xiàn)，測(cè)點(diǎn)3在不同轉(zhuǎn)速的情況下均在1倍轉(zhuǎn)頻處振動(dòng)幅值達(dá)到最大，同時(shí)越接近1倍轉(zhuǎn)頻時(shí)振動(dòng)幅值越大，而分布在艉部結(jié)構(gòu)的測(cè)點(diǎn)1不存在此類規(guī)律。通過對(duì)尾軸的固振頻率進(jìn)行測(cè)量，發(fā)現(xiàn)試驗(yàn)臺(tái)的尾軸固振頻率為0.5 Hz與1倍轉(zhuǎn)頻數(shù)值對(duì)應(yīng)的0.55 Hz頻率接近，因此得出尾軸部分進(jìn)行多頻率激勵(lì)時(shí)，越接近尾軸固振頻率的頻率對(duì)尾軸振動(dòng)的影響越強(qiáng)。

表3 測(cè)點(diǎn)1轉(zhuǎn)頻-幅值數(shù)據(jù)表Tab.3 The frequency-amplitude table of NO.1 measuring point

表4 測(cè)點(diǎn)3轉(zhuǎn)頻-幅值數(shù)據(jù)表Tab.4 The frequency-amplitude table of NO.3 measuring poin

3 試驗(yàn)臺(tái)振動(dòng)特性的數(shù)值模擬

由于在本文的試驗(yàn)臺(tái)中，密封激振引起的轉(zhuǎn)子自激振動(dòng)問題是導(dǎo)致實(shí)驗(yàn)結(jié)果的主要因素。所以本文根據(jù)Muszynska密封力模型，對(duì)尾軸與艉部結(jié)構(gòu)振動(dòng)規(guī)律，采用數(shù)值模擬方法對(duì)進(jìn)行計(jì)算與驗(yàn)證。該模型轉(zhuǎn)子在中心平衡位置小擾動(dòng)運(yùn)動(dòng)時(shí)，密封力呈線性特性，且具有橫向?qū)ΨQ性，其密封力可由式（1）表示：

其中Fx，F(xiàn)y為密封力；x，y為轉(zhuǎn)子的水平、垂直方向位移；k1，k2，d1，d2和mf分別為密封剛度、阻尼和慣性系數(shù)，統(tǒng)稱動(dòng)力系數(shù)，均為常數(shù)。

將式（1）轉(zhuǎn)換到固定坐標(biāo)系中，可得到：

式中k為轉(zhuǎn)子的自轉(zhuǎn)角速度；K，D和均為擾動(dòng)位移x，y的非線性函數(shù)。

根據(jù)該模型對(duì)艉部結(jié)構(gòu)后支撐點(diǎn)加周期性激勵(lì)力進(jìn)行振動(dòng)傳遞的數(shù)值模擬，在測(cè)點(diǎn)3得到的4個(gè)峰值頻率圖如圖7所示，測(cè)點(diǎn)5得到的4個(gè)峰值大小如圖8所示。

圖7 測(cè)點(diǎn)3的縱向測(cè)量值圖Fig.7 The amplitude for NO.3 measuring point

圖8 測(cè)點(diǎn)5的縱向測(cè)量值Fig.8 The amplitude for NO.5 measuring point

如圖7分析測(cè)點(diǎn)3，對(duì)艉軸部分后支撐處各頻率按比例1:1:1:1時(shí)施加周期性激勵(lì)力時(shí)，在0.5 Hz時(shí)頻帶內(nèi)各測(cè)點(diǎn)附近存在明顯的頻率峰值，如圖8對(duì)測(cè)點(diǎn)5改變各頻率周期力大小比值，當(dāng)各頻率振幅達(dá)到相同時(shí)，此時(shí)各頻率大小比值為1:1:4:8，振動(dòng)效果仍然在0.5 Hz頻率峰值處產(chǎn)生的影響最大，峰值頻率與尾軸油膜固振頻率相同，而此時(shí)振動(dòng)效果最強(qiáng)，與試驗(yàn)臺(tái)實(shí)驗(yàn)結(jié)果相同。

4 結(jié)論

本文基于尾軸-油膜-艉部結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求與操作規(guī)程，進(jìn)行了尾軸振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)。利用周期性激勵(lì)力對(duì)尾軸振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)艉部結(jié)構(gòu)末端施加干擾，對(duì)分布在尾軸以及艉部結(jié)構(gòu)的測(cè)點(diǎn)進(jìn)行分析，研究不同工況下的影響振動(dòng)因素，在此基礎(chǔ)上結(jié)合振動(dòng)數(shù)值模擬分析得到結(jié)論如下：

（1）船舶艉部結(jié)構(gòu)試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行船舶尾軸振動(dòng)實(shí)驗(yàn)中具有與實(shí)船艉部結(jié)構(gòu)模擬性相近的特點(diǎn)，并且能實(shí)現(xiàn)模擬實(shí)船尾軸振動(dòng)特點(diǎn)和各種工況下對(duì)尾軸振動(dòng)的干擾影響，為運(yùn)行管理人員及設(shè)備管理人員提供船舶尾軸等設(shè)備振動(dòng)狀況的科學(xué)依據(jù)。

（2）在船舶尾軸一旦有與其結(jié)構(gòu)固振頻率接近的干擾頻率影響其振動(dòng)時(shí)容易發(fā)生共振，共振對(duì)尾軸影響較大，極易使尾軸艉軸承發(fā)生碰擦，導(dǎo)致船舶事故的發(fā)生。

（3）在船體中剛性結(jié)構(gòu)不存在與其干擾頻率發(fā)生共振的可能，故剛性結(jié)構(gòu)振動(dòng)危險(xiǎn)性相對(duì)較小。

[1]MURAWSKI L.Shaft line alignment analysis taking ship construction flexibility and deformation into consideration[J].MarineStructures,2005,18(1):62-84.

[2]張?jiān)?王傳溥,徐伯清,等.船舶柴油機(jī)軸系試驗(yàn)臺(tái)的研制[J].內(nèi)燃機(jī)工程,1985(20):10-16.

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Experimental Analysis of Tail Shaft Vibration Test Bench

XU Liang,DONG Liang-xiong,LIU Yu-liang
(School of Port and Transportation Engineering of Zhejiang Ocean University,Zhoushan 316022,China)

In order to solve the rubbing problem of stern bearing caused by the abnormal vibration of vessels stern bearing,the test bench simulation experiment will be applied to the scope of the study of the vessels tail shaft.Through simulation of the ship shaft,for their characteristics and related design concept the ship propeller shaft vibration test stand has been developed.After the analysis of Ships tail shaft vibration test stand structure,and it's established that the relations between the three to tail shaft-film-stern structure,and it's presented and adopted that the method of the periodic excitation force excitation tail shaft vibration.based on the tail shaft-film-the structure of stern.The causes of the tail shaft vibration were evaluated,and the test bench incentives for excitation force with different frequency were tested,and combined the numerical simulation of vibration transmission to carry on the evidence.The experimental results show that the effect of the tail shaft vibration test bench for excitation force with different frequency.

vibration transmission;tail shaft vibration;test bench;simulation shafting

U663.5

A

1008－830X(2016)05－0441－06

2016-07-01

浙江省自然科學(xué)基金（Y16E090003)

徐亮（1993-），男，吉林四平人，研究方向：尾軸振動(dòng)特性分析.

董良雄（1974-），副教授，博士.E-mail:dongliangxiong@163.com