李全超，劉 偉

(中國艦船研究設(shè)計(jì)中心，湖北 武漢 430064)

0 引 言

推進(jìn)系統(tǒng)縱向振動(dòng)是船舶尾部低頻振動(dòng)噪聲的重要來源之一，這種振動(dòng)以低頻為主，其強(qiáng)弱與軸系動(dòng)力學(xué)特性密切相關(guān)，欲改善船舶舒適性和聲隱身性，必須對主要由螺旋槳激勵(lì)力引起的推進(jìn)軸系縱向振動(dòng)及其與船體尾部結(jié)構(gòu)的耦合振動(dòng)進(jìn)行控制[1]。根據(jù)振動(dòng)控制原理區(qū)分，推進(jìn)系統(tǒng)縱向振動(dòng)控制方法主要有3種：降低螺旋槳縱向脈動(dòng)激勵(lì)、控制軸系縱向振動(dòng)的傳遞、控制船體結(jié)構(gòu)對軸系縱向振動(dòng)的聲輻射響應(yīng)[2]。其中，直接對軸系進(jìn)行縱向振動(dòng)控制是工程上較為有效的技術(shù)手段。

軸系縱向振動(dòng)主要通過各支撐軸承、推力軸承傳遞至船體結(jié)構(gòu)，馮國平等[3]通過分析船體尾部縱向激勵(lì)傳遞特性，認(rèn)為推力軸承基座是軸系縱向振動(dòng)的主要傳遞途徑；楊志榮[4]提出一種并聯(lián)安裝在船舶軸系上的縱振動(dòng)力吸振器的設(shè)計(jì)方法，實(shí)現(xiàn)振動(dòng)能量在主系統(tǒng)上發(fā)生轉(zhuǎn)移，抑制主系統(tǒng)共振；李全超等[5-6]提出不同形式的船舶推力軸承縱向減振器設(shè)計(jì)思路，通過理論分析和試驗(yàn)研究，驗(yàn)證了對軸系縱向振動(dòng)的控制效果。率是系統(tǒng)自身固有頻率的倍，若想實(shí)現(xiàn)軸系縱向振

根據(jù)振動(dòng)理論，傳統(tǒng)的被動(dòng)隔振系統(tǒng)起始隔振頻動(dòng)控制向低頻進(jìn)一步拓展，只能降低推進(jìn)系統(tǒng)的縱振固有頻率，這需要進(jìn)一步降低隔振系統(tǒng)的剛度。但系統(tǒng)剛度的降低將導(dǎo)致減振元件的變形增大，使得軸系縱向靜位移增大，影響軸系其他設(shè)備的使用。因此，低剛度、重載荷成為推進(jìn)系統(tǒng)縱向振動(dòng)控制和推進(jìn)功能需求的矛盾點(diǎn)。

特別是對于潛艇類船舶設(shè)備，由于軸系貫穿耐壓船體，其除承受推進(jìn)器的推力以外，還需承受舷外高壓海水產(chǎn)生的靜推力，該靜推力與推進(jìn)器激勵(lì)力的傳遞通道一致，需通過隔振系統(tǒng)傳遞至船體。這種靜推力的存在制約了減振元件的選用，限制了系統(tǒng)振動(dòng)控制效果的進(jìn)一步提高。

針對上述問題，本文提出一種基于主動(dòng)推力平衡原理的軸系縱向減振結(jié)構(gòu)，研究其剛度特性，并分析應(yīng)用該減振結(jié)構(gòu)對軸系縱向振動(dòng)控制效果。

1 基于主動(dòng)推力平衡原理的軸系縱向減振思路

船舶軸系縱向振動(dòng)模型可簡化為單自由度系統(tǒng)，減振結(jié)構(gòu)剛度是該單自由度系統(tǒng)振動(dòng)特性的決定因素。圖1為軸系縱向振動(dòng)模型簡圖，軸系縱向隔振主要是通過在軸系或推力軸承上設(shè)置隔振元件，控制槳軸系統(tǒng)的固有頻率。同時(shí)，軸系縱向振動(dòng)傳遞通道也即是軸系推力傳遞通道，隔振元件在隔離螺旋槳脈動(dòng)激勵(lì)力通過軸系縱向振動(dòng)傳遞的同時(shí)，必須承受軸系靜推力。

圖1 軸系縱向振動(dòng)模型Fig. 1 Longitudinal vibration model of shafting

對于常規(guī)減振結(jié)構(gòu)，如橡膠、碟形彈簧，因其在動(dòng)載荷下存在一定的阻尼作用產(chǎn)生能量損耗，其動(dòng)剛度一般大于靜剛度（即剛度動(dòng)靜比大于1），螺旋彈簧最優(yōu)狀態(tài)也僅能做到接近于1。槳軸系統(tǒng)的低動(dòng)剛度需求就意味著系統(tǒng)必須具有更低靜剛度。

但由于軸系推進(jìn)載荷的存在，系統(tǒng)靜剛度的降低將引起軸系縱向位移的增加，對密封裝置、聯(lián)軸器、齒輪箱等相關(guān)設(shè)備的正常使用極為不利，特別是對于潛器一類特殊船舶裝備，其需承受舷外海水的靜推力，且靜水推力將隨潛器深度逐漸增加，甚至數(shù)倍于推進(jìn)器推力。該推力下減振結(jié)構(gòu)的壓縮量受到安裝空間和其他設(shè)備尺寸的限制，需要其構(gòu)具有較高靜剛度。

上述低動(dòng)剛度和高靜剛度之間的矛盾成為軸系被動(dòng)隔振技術(shù)的瓶頸，限制了槳軸系統(tǒng)低頻隔振控制效果。

針對上述技術(shù)問題，本文提出應(yīng)用一種主動(dòng)推力平衡原理的縱向減振技術(shù)。其通過采集推進(jìn)器推力、海水靜推力等參數(shù)，針對槳軸系統(tǒng)中靜態(tài)載荷分量，在推力傳遞通道中設(shè)置主動(dòng)推力平衡單元，對軸系施加相反的靜態(tài)推力，平衡軸系所受的推進(jìn)器推力和靜水推力。該推力主動(dòng)推力平衡單元與軸系減振元件并聯(lián)布置，共同處于推力傳遞通道中，其力傳遞路線如圖2所示。

圖2 基于主動(dòng)推力平衡原理的軸系力傳遞路線Fig. 2 Force transmission route of shaft based on active thrust balance principle

該主動(dòng)推力平衡技術(shù)應(yīng)用后，由于軸系所受靜推力分量得到平衡，該主動(dòng)推力平衡系統(tǒng)產(chǎn)生的靜推力僅與液體壓力相關(guān)，而推進(jìn)器脈動(dòng)激勵(lì)力仍通過減振元件傳遞，理論上相當(dāng)于系統(tǒng)并聯(lián)一個(gè)動(dòng)剛度為零、靜剛度極大的減振元件，使得系統(tǒng)整體剛度動(dòng)靜比參數(shù)大幅降低。

應(yīng)用主動(dòng)推力平衡技術(shù)后，理論上可實(shí)現(xiàn)軸系靜推力和推進(jìn)器脈動(dòng)激勵(lì)力的解耦，使得縱向減振不再受軸系縱向位移的制約，可實(shí)現(xiàn)槳軸系統(tǒng)的固有頻率達(dá)到極低，從而使其隔振頻帶加寬，可實(shí)現(xiàn)低頻隔振的目的。

2 軸系縱向減振結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

圖3 縱向減振結(jié)構(gòu)Fig. 3 Longitudinal vibration reduction structure

根據(jù)上述思路，設(shè)計(jì)了基于主動(dòng)推力平衡原理的軸系縱向減振結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)方案如圖3所示。其減振缸內(nèi)腔1、腔2、腔3通過導(dǎo)流孔與艙內(nèi)空氣環(huán)境聯(lián)通，腔4、腔5通過管路聯(lián)通，腔5與腔6間通過隔膜隔離，腔4、腔5、腔6與舷外海水環(huán)境壓力一致。減振桿2上部傳遞軸系推力和振動(dòng)，軸系推力分量由腔體4內(nèi)高壓油產(chǎn)生的推力平衡，而振動(dòng)分量通過螺旋彈簧3傳遞至減振缸4，用于控制軸系縱向振動(dòng)固有頻率。其中腔6通過管路與蓄能器、伺服液壓機(jī)連接，伺服液壓機(jī)提供產(chǎn)生平衡推力所需的油壓，蓄能器在保證減振缸隨軸系振動(dòng)過程中對高壓腔內(nèi)油壓波動(dòng)的干擾。

本方案中縱向減振作用主要通過螺旋彈簧實(shí)現(xiàn)，但因密封件、管路流體阻尼等因素的干擾，可能會(huì)對結(jié)構(gòu)整體剛度產(chǎn)生一定影響，故通過理論分析和試驗(yàn)研究減振結(jié)構(gòu)剛度特性。

本文設(shè)計(jì)的減振結(jié)構(gòu)主要?jiǎng)偠仍槁菪龔椈?，其相關(guān)性能參數(shù)見表1。彈簧剛度計(jì)算：

式中：G為彈簧材料切變模量，GPa；d為鋼絲直徑，mm；D2為彈簧中徑，mm；n為有效圈數(shù)。

表1 螺旋彈簧參數(shù)表Tab. 1 Parameter table of spiral spring

按上式計(jì)算，螺旋彈簧靜剛度約6.29 kN/mm。

通過對螺所選的螺旋彈簧進(jìn)行靜態(tài)剛度測試和5～30 Hz范圍內(nèi)的動(dòng)剛度測試，獲得其剛度特性曲線，如圖4所示。測試結(jié)果表明，所選的螺旋彈簧靜態(tài)剛度為6.25 kN/mm，與理論分析結(jié)果一致，螺旋彈簧動(dòng)靜比約為1，動(dòng)剛度隨激勵(lì)頻率的變化存在微量的波動(dòng)。

圖4 螺旋彈簧剛度特性Fig. 4 Stiffness characteristic of spiral spring

3 縱向減振結(jié)構(gòu)特性研究

3.1 單減振缸剛度特性研究

按圖3所示，將螺旋彈簧安裝在減振結(jié)構(gòu)減振缸內(nèi)，減振缸暫不與壓力補(bǔ)償器連接，減振缸內(nèi)表面涂覆潤滑油，研究安裝螺旋彈簧后單減振缸的剛度特性。

系統(tǒng)靜態(tài)剛度與純彈簧一致，但由于導(dǎo)向銅套、密封圈等結(jié)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過程中存在接觸，可能對系統(tǒng)動(dòng)剛度特性產(chǎn)生一定影響。

通過增減密封圈的安裝數(shù)量，測試不同狀態(tài)下系統(tǒng)動(dòng)剛度特性，測試結(jié)果如圖5所示。可以看出：

圖5 單減振缸剛度測試結(jié)果Fig. 5 Stiffness test result of one vibration reduction structure

1）隨著摩擦面數(shù)量的逐步增加，系統(tǒng)動(dòng)剛度數(shù)值也逐步增加，當(dāng)減振缸內(nèi)設(shè)置2組密封圈時(shí)，系統(tǒng)動(dòng)剛度相對彈簧元件動(dòng)剛度最大上升了61%，這說明減振結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過程中需盡量控制密封圈數(shù)量，避免摩擦損耗對系統(tǒng)動(dòng)剛度的影響；

2）增加摩擦面后系統(tǒng)動(dòng)剛度隨激振頻率的升高也存在微量波動(dòng)，波動(dòng)量級約±15%，該狀態(tài)與純彈簧動(dòng)剛度測試規(guī)律基本相當(dāng)（±10%），這說明與單彈簧剛度特性一致，低頻范圍內(nèi)動(dòng)剛度隨頻率變化不敏感。

3.2 減振缸-蓄能器組合系統(tǒng)剛度特性研究

將減振結(jié)構(gòu)（僅設(shè)置一組密封件）通過管路與蓄能器連接，模擬減振桿一端與高壓油聯(lián)通狀態(tài)，測試系統(tǒng)聯(lián)通后減振結(jié)構(gòu)剛度特性。

系統(tǒng)靜態(tài)剛度與純彈簧狀態(tài)也一致，但由于減振缸在運(yùn)行過程中存在接觸摩擦作用、液壓油的流阻作用等，使得系統(tǒng)動(dòng)剛度特性產(chǎn)生一定影響，測試結(jié)果如圖6所示。其中，“常壓”為蓄能器內(nèi)無壓力，“1 MP”為蓄能器內(nèi)施加1 MPa壓力。從測試結(jié)果可以看出：

圖6 減振缸-蓄能器組合系統(tǒng)剛度測試結(jié)果Fig. 6 Stiffness test result of vibration reduction structure and energy accumulator system

1）減振缸與蓄能器聯(lián)通并充壓后，系統(tǒng)動(dòng)剛度進(jìn)一步增加約5%～7%，分析增加的原因可能是激振過程中管路內(nèi)液體流動(dòng)阻力導(dǎo)致；

2）激振頻率對減振結(jié)構(gòu)系統(tǒng)動(dòng)剛度影響不明顯，與單螺旋彈簧特性一致；

3）對比圖5可知，管路流動(dòng)阻尼對動(dòng)剛度的影響低于密封圈摩擦面影響。

4 減振器應(yīng)用試驗(yàn)研究

將本文提出的縱向減振結(jié)構(gòu)裝入推力軸承內(nèi)推力塊之后的非旋轉(zhuǎn)部件中，通過液壓管路將減振結(jié)構(gòu)與壓力補(bǔ)償器聯(lián)通，再通過壓力補(bǔ)償器與蓄能器-半主動(dòng)伺服液壓機(jī)聯(lián)通，即可實(shí)現(xiàn)軸系縱向推力的主動(dòng)補(bǔ)償和縱向振動(dòng)的被動(dòng)控制。

建立某軸系理論分析模型，將上述含縱向減振結(jié)構(gòu)的推力軸承裝入軸系中，針對性分析應(yīng)用該縱向減振結(jié)構(gòu)前后軸系縱向振動(dòng)特性變化情況?；谥鲃?dòng)推力平衡技術(shù)軸系縱向振動(dòng)模型見圖7所示。

圖7 基于主動(dòng)推力平衡技術(shù)軸系縱向振動(dòng)模型Fig. 7 Longitudinal vibration model of shafting based on active thrust balance principle

在螺旋槳部位時(shí)間縱向激勵(lì)力，獲取安裝普通推力軸承和縱向減振推力軸承時(shí)軸系縱向振動(dòng)在推力軸承機(jī)角處的響應(yīng)情況。計(jì)算中取推力軸承處加速度導(dǎo)納作為振動(dòng)響應(yīng)評價(jià)點(diǎn)，分析結(jié)果如圖8所示?？梢钥闯?，軸系應(yīng)用縱向減振推力軸承后，軸系一階縱振固有頻率向低頻偏移約32 Hz，低頻全頻段振動(dòng)響應(yīng)均有明顯降低，一階固有頻率附近振動(dòng)響應(yīng)下降約54 dB，0～200 Hz低頻段范圍內(nèi)振動(dòng)加速度級降低約26 dB，振動(dòng)控制效果明顯。

5 結(jié) 語

提出了基于主動(dòng)推力平衡原理的軸系縱向減振技術(shù)，完成了基于主動(dòng)推力平衡原理的軸系縱向減振結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并利用試驗(yàn)研究了該結(jié)構(gòu)在不同狀態(tài)下的剛度特性，結(jié)合軸系布置案例對比研究了安裝主動(dòng)推力平衡式縱向減振結(jié)構(gòu)前后軸系的振動(dòng)特性，通過研究可得到如下結(jié)論：

圖8 應(yīng)用縱向減振結(jié)構(gòu)前后軸系縱向振動(dòng)對比Fig. 8 Shafting vibration response by using vibration reduction thrust bearing

1）提出的基于主動(dòng)推力平衡原理的軸系縱向減振技術(shù)，可有效化解減振結(jié)構(gòu)低動(dòng)剛度和高靜剛度之間的矛盾，有利于擴(kuò)大槳軸系統(tǒng)向低頻范圍擴(kuò)展；

2）通過試驗(yàn)研究，設(shè)計(jì)的縱向減振結(jié)構(gòu)剛度特性與單螺旋彈簧一致，單結(jié)構(gòu)內(nèi)密封圈摩擦面數(shù)量、管路均會(huì)對整體剛度產(chǎn)生一定影響；

3）分析安裝主動(dòng)推力平衡式縱向減振結(jié)構(gòu)前后軸系的振動(dòng)特性。結(jié)果表明，應(yīng)用半主動(dòng)式縱向減振推力軸承后，軸系一階縱振固有頻率向低頻偏移約32 Hz，低頻全頻段振動(dòng)響應(yīng)均有明顯降低，一階固有頻率附近振動(dòng)響應(yīng)下降約54 dB，0～200 Hz低頻段范圍內(nèi)振動(dòng)加速度級降低約26 dB，振動(dòng)控制效果明顯。