李曉武，郭昕，王燁，王剛

(1.交通運(yùn)輸部煙臺打撈局，山東 煙臺 264012；2.中國艦船研究院，北京 100192；3.中國船舶集團(tuán)有限公司第七一一研究所，上海 201108；4.蘇州大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，江蘇 蘇州 215131)

0 引言

全回轉(zhuǎn)舵槳通過傘形齒輪裝置、蝸輪蝸桿裝置等作用使螺旋槳繞豎軸作360°轉(zhuǎn)動，能隨位置的變化任意改變推力的方向，使船舶原地掉頭，進(jìn)退自如，具有推進(jìn)和操縱船舶2 種功能的推進(jìn)器，是一些工程船和港作船舶上的重要動力裝置，對船舶海上航行及海上平臺的安全性起著至關(guān)重要的作用。隨著人們對船舶操縱性的要求不斷提高，全回轉(zhuǎn)舵槳不斷應(yīng)用于各類工程船舶。為了消除設(shè)備的安全隱患，使得設(shè)備性能得到充分發(fā)揮，為船舶安全作業(yè)提供可靠保障，船舵槳的振動故障分析及相關(guān)的問題一直是相關(guān)工程領(lǐng)域中重要研究課題。對此，國內(nèi)外學(xué)者對船槳結(jié)構(gòu)分析和振動響應(yīng)問題進(jìn)行了諸多研究[1–4]。

葉志堅(jiān)等[5]設(shè)計了一套全回轉(zhuǎn)舵槳的振動故障診斷系統(tǒng)。該系統(tǒng)主要采用頻域分析的方法，將測量所得的時域圖譜通過傅里葉變換法轉(zhuǎn)化為頻域譜進(jìn)行分析，通過分析頻譜中存在的峰值頻域以及各個測量點(diǎn)間的相互關(guān)系，對引起振動的主要頻率進(jìn)行分析，尋找關(guān)鍵的振動源。另外由于舵槳裝置的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，以及船舶航行中受力狀態(tài)的多樣多變化，周林等[6]為確保舵槳裝置基座及加強(qiáng)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足要求，應(yīng)用有限元方法，全面研究舵槳裝置基座及加強(qiáng)結(jié)構(gòu)在外載荷作用下的響應(yīng)。馬天帥等[7]針對某全回轉(zhuǎn)舵槳的電機(jī)振動問題，經(jīng)過振動位移傳遞分析發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)存在重根模態(tài)。孫營輝等[8]基于模態(tài)分析角度，提出了一種低噪聲液壓油站的設(shè)計方法。藍(lán)志云等[9]采用轉(zhuǎn)舵試驗(yàn)，通過得到的噪聲變化，確定了螺旋槳唱音。而陳煥國等[10]通過測量分析，識別螺旋槳唱音，提出通過切削隨邊的有效消除方案并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。

本文針對某工程船的舵槳振動故障問題，進(jìn)行振動測試，建模進(jìn)行模態(tài)分析和振動響應(yīng)計算，測試舵槳結(jié)構(gòu)振動傳遞函數(shù)，并進(jìn)行結(jié)構(gòu)有限元分析[11–13]，給出振動故障問題解決方案。在實(shí)施優(yōu)化措施后，振動故障問題成功解決，消除了設(shè)備的安全隱患，使得設(shè)備性能得到充分發(fā)揮，為船舶安全作業(yè)提供可靠保障。

1 舵槳振動測試和分析

某工程船交船后電推全回轉(zhuǎn)舵槳存在振動故障問題，舵槳工作時在螺旋槳轉(zhuǎn)速達(dá)到210 r/min 時，電機(jī)開始出現(xiàn)明顯振動，并且隨著轉(zhuǎn)速的升高，振動增大。電機(jī)最大轉(zhuǎn)速為900 r/min，對應(yīng)舵槳最大轉(zhuǎn)速為316 r/min。螺旋槳為4 葉槳，換向齒輪減速比為0.35∶1。

經(jīng)過振動測試發(fā)現(xiàn)，舵槳轉(zhuǎn)速從210 r/min 提升到292 r/min，振動先增大后減小，在245 r/min 時達(dá)到最大，電機(jī)頂部振動速度為22 mm/s，水平方向振動最大，垂向振動較小。推進(jìn)電機(jī)和其安裝基座上的4 處測點(diǎn)的振動速度總值如表1 所示。

表1 推進(jìn)電機(jī)測點(diǎn)的10～1000 Hz 頻帶內(nèi)振動速度總值（mm/s）Tab.1 The vibration amplitude of the electric machine within the frequency from 10 Hz to 1000 Hz

測點(diǎn)位置說明：1#電機(jī)頂部。2#電機(jī)底部。3#電機(jī)基座上端。4#電機(jī)基座下端。X為首尾方向，Y為船寬方向，Z為高度方向。

為了得到更詳細(xì)的振動數(shù)據(jù)，測試舵槳結(jié)構(gòu)的振動傳遞函數(shù)。圖 2 為電機(jī)頂部到舵槳座、電機(jī)基座、電機(jī)機(jī)體的振動傳遞函數(shù)。力錘敲擊電機(jī)頂部時，電機(jī)機(jī)體、電機(jī)基座振動傳遞函數(shù)出現(xiàn)了17 Hz的共振峰。根據(jù)舵槳系統(tǒng)運(yùn)行時的振動測試結(jié)果，電機(jī)在245～273r/min時振動最大，對應(yīng)頻率范圍為16.3～18.2Hz，與結(jié)構(gòu)的共振頻率吻合，可以認(rèn)為電機(jī)振動較大的故障是由于電機(jī)-基座結(jié)構(gòu)發(fā)生了結(jié)構(gòu)共振導(dǎo)致的。

圖1 舵槳布置圖Fig.1 The system of the propeller of the ship

圖2 振動傳遞函數(shù)測量結(jié)果Fig.2 The vibrational transformation function of the structure

2 舵槳結(jié)構(gòu)的局部模態(tài)分析和振動響應(yīng)計算

根據(jù)測量數(shù)據(jù)，進(jìn)行舵槳結(jié)構(gòu)的局部模態(tài)分析和振動響應(yīng)計算來進(jìn)一步分析振動原因。

2.1 計算模型

計算坐標(biāo)系采用笛卡爾直角坐標(biāo)系，坐標(biāo)系X軸正向?yàn)樽源仓赶虼祝琘軸正向?yàn)樽杂蚁现赶蜃笙?，Z軸正向?yàn)樽曰€指向垂直正上方。

模型選取舵槳安裝基座局部結(jié)構(gòu)，模型的具體范圍為縱向選取Fr0.5～Fr2.5的范圍，橫向從左舷距中9 600 mm 至左舷距中14 400 mm，垂向?yàn)榇住?/p>

2.2 有限元模型及局部模態(tài)分析

船體外板、外板上的桁架結(jié)構(gòu)均采用二維板單元模擬，外板、桁架結(jié)構(gòu)上的加強(qiáng)筋采用1 維梁單元模擬，鋼材的物理參數(shù)為楊氏模量為E=2.06×1011N/m2，泊松比μ=0.3，密度ρ=7 850 kg/m3。局部模態(tài)分析采用簡支邊界的約束條件，約束平動自由度，具體模型邊界如圖3 所示。

圖3 邊界條件示意圖Fig.3 The boundary conditions of the structures

根據(jù)舵槳局部結(jié)構(gòu)模態(tài)分析結(jié)果，舵槳局部結(jié)構(gòu)的縱搖模態(tài)頻率為15.7 Hz，橫搖模態(tài)頻率19.3 Hz。

圖4 1 階模態(tài)（15.7 Hz）Fig.4 The modal shape of the first order

圖5 2 階模態(tài)（19.3 Hz）Fig.5 The modal shape of the second order

分析模態(tài)分析結(jié)果與實(shí)船測試數(shù)據(jù)，可以看出，電機(jī)振動響應(yīng)過大的原因系舵槳局部結(jié)構(gòu)共振。在螺旋槳葉頻激勵下，轉(zhuǎn)速位于210～245 r/min 區(qū)間時，舵槳基座局部結(jié)構(gòu)縱搖模態(tài)共振，轉(zhuǎn)速位于285～292 r/min區(qū)間時，舵槳基座局部結(jié)構(gòu)橫搖模態(tài)共振。

2.3 振動響應(yīng)計算

振動響應(yīng)計算采用簡支邊界的約束條件，與局部模態(tài)分析相同，約束平動自由度，具體模型邊界如圖6所示。

圖6 邊界條件示意圖Fig.6 The boundary conditions of the structures

綜合局部結(jié)構(gòu)模態(tài)分析與實(shí)船測試數(shù)據(jù)，計算中僅計入螺旋槳激勵，不考慮發(fā)電機(jī)組等其他振動激勵。螺旋槳對船體的振動激勵主要來自于脈動壓力，該激勵作用在螺旋槳正上方船體底部，面積為D×D（直徑）。在脈動壓力作用結(jié)構(gòu)區(qū)域內(nèi)，施加在船體外底板上的脈動壓力從中心向外遞減。中心區(qū)脈動壓力如表2 所示。

表2 脈動壓力Tab.2 The fluctuating pressure

在螺旋槳上方響應(yīng)位置施加脈動壓力后，計算分析舵槳局部結(jié)構(gòu)的振動響應(yīng)，不同工況下對應(yīng)的振動速度如見表3 所示。

表3 電機(jī)三向最大振動速度Tab.3 The maximum vibration of the electric machine for the 3 directions

圖7 螺旋槳轉(zhuǎn)速為245 r/min 時的舵槳結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)Fig.7 The vibration of the propeller with the rotating speed of 245 r/min

根據(jù)上述計算分析，舵槳系統(tǒng)振動過大是由于舵槳系統(tǒng)模態(tài)與螺旋槳激勵頻率吻合，導(dǎo)致發(fā)生了共振。

3 電機(jī)-基座結(jié)構(gòu)有限元分析及優(yōu)化建議

建立電機(jī)-基座有限元模型并進(jìn)行模態(tài)分析，驗(yàn)證電機(jī)-基座結(jié)構(gòu)存在17Hz的模態(tài)頻率。進(jìn)一步對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，開展電機(jī)基座優(yōu)化設(shè)計工作，增大基座的剛度從而改變電機(jī)-基座結(jié)構(gòu)的共振頻率，從根本上解決共振問題。

3.1 模態(tài)驗(yàn)證

基座主要由下底板、側(cè)壁、上面板和加強(qiáng)筋組成，根據(jù)電機(jī)基座結(jié)構(gòu)圖，建立了三維實(shí)體模型，考慮電機(jī)的質(zhì)量以及邊界約束條件，進(jìn)行有限元分析，如圖8所示。

圖8 基座三維模型Fig.8 The mode of the base structure

其中電機(jī)的重量5.4 t，重心高度850 mm，轉(zhuǎn)動慣量Ixx=1 828 kg·m2，Iyy=1 828 kg·m2，Izz=900 kg·m2；基座的材質(zhì)為鋼鐵，密度7 850 kg/m3，彈性模量2E11 Pa，泊松比0.3。

對模型劃分10 節(jié)點(diǎn)四面體單元，單元數(shù)量為55 684，節(jié)點(diǎn)數(shù)為101 276，如圖9 所示。將帶有重量和轉(zhuǎn)動慣量信息的質(zhì)量單元放置在電機(jī)重心位置。由于電機(jī)是通過螺栓與基座固定連接，因此將質(zhì)量單元與四周螺栓孔建立MPC 連接?？紤]到電機(jī)基座通過螺栓與螺旋槳基座相連接，對電機(jī)基座下底面平動和轉(zhuǎn)動方向施加全約束，進(jìn)行模態(tài)分析，前3 階模態(tài)如圖10～圖12 所示。

圖9 有限元模型Fig.9 The finite element of the structure

圖10 1 階模態(tài)Fig.10 The first order modal shape

圖11 2 階模態(tài)Fig.11 The second order modal shape

圖12 3 階模態(tài)Fig.12 The third order modal shape

可以看出，電機(jī)-基座系統(tǒng)的1 階模態(tài)頻率為17Hz，陣型方向?yàn)閭?cè)壁支撐薄弱方向的左右擺動，這與出現(xiàn)的振動故障相吻合，并且驗(yàn)證了實(shí)船測試發(fā)現(xiàn)電機(jī)-基座在17Hz 附近有共振峰（見圖2），振動故障應(yīng)是由結(jié)構(gòu)共振所致。通過陣型方向和變形最大的地方可以看出，基座結(jié)構(gòu)本身強(qiáng)度比較薄弱，需要對電機(jī)基座進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，增大基座的剛度，改變電機(jī)-基座結(jié)構(gòu)的共振頻率，從根本上解決共振問題。

圖13 優(yōu)化模型Fig.13 The modified structures

圖14 原電機(jī)底座圖Fig.14 The original structure

圖15 新電機(jī)底座圖Fig.15 The new modified structure

3.2 優(yōu)化設(shè)計

舵槳最大轉(zhuǎn)速為316 r/min，對應(yīng)頻率為21 Hz，根據(jù)共振的半功率帶寬影響規(guī)律，需要將系統(tǒng)的模態(tài)頻率提高到24 Hz 以后。

根據(jù)原電機(jī)底座圖紙，對底座結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，下底板厚度增至為25 mm，側(cè)壁厚度增至為30 mm，上面板厚度增至為45 mm，上面板外徑增至為1 545 mm，側(cè)壁內(nèi)環(huán)面的加強(qiáng)筋延伸至下底板平面附近（孔的上沿），上面板內(nèi)圓端附近增加厚度為40 mm 環(huán)形筋，同時將上面板開半圓孔附近區(qū)域加厚，與環(huán)形筋直接相連。

根據(jù)模態(tài)計算結(jié)果（見圖16）可以看出其1 階模態(tài)頻率提高至24.5 Hz，2 階為26.2 Hz，3 階為71.4 Hz?？梢钥闯?，其避開了基頻（17 Hz）和2 倍頻（34 Hz），避免引起其他頻段的共振。

圖16 優(yōu)化后前3 階模態(tài)結(jié)果Fig.16 The first three orders of the modal shapes

通過模型計算，驗(yàn)證了前面分析的結(jié)果，即電機(jī)在舵槳轉(zhuǎn)速達(dá)到245～273 r/min 產(chǎn)生的振動是由于電機(jī)基座結(jié)構(gòu)剛度較弱，使得由電機(jī)和基座組成的整體結(jié)構(gòu)具有了17 Hz的共振頻率，電機(jī)及基座系統(tǒng)在舵槳轉(zhuǎn)動的激勵（245 r/min 對應(yīng)激勵頻率為245/60*4 葉=16.3 Hz）下產(chǎn)生共振。

4 電機(jī)底座更換后效果分析

根據(jù)優(yōu)化方案重新設(shè)計電機(jī)底座圖紙，制作安裝完成后進(jìn)行效果驗(yàn)證測試。將振動速度傳感器布置在電機(jī)機(jī)體上，開啟舵槳電機(jī)，兩側(cè)的螺旋槳互相頂推保持船的位置不變，逐步提高電機(jī)轉(zhuǎn)速，測試電機(jī)機(jī)體的振動速度。圖 17～圖19 分別給出 210 r/min，250 r/min 以及 270 r/min 下的電機(jī)頂部振動速度，高轉(zhuǎn)速下電機(jī)振動速度約為 8 mm/s，處于正常水平。

圖17 210 r/min 時電機(jī)頂部振動烈度Fig.17 The vibration of the head of the electric machine with the speed of 210 r/min

圖18 250 r/min 時電機(jī)頂部振動烈度Fig.18 The vibration of the head of the electric machine with the speed of 250 r/min

圖19 270 r/min 時電機(jī)頂部振動烈度Fig.19 The vibration of the head of the electric machine with the speed of 270 r/min

電機(jī)的最大振動頻率與電機(jī)轉(zhuǎn)速對應(yīng)關(guān)系明顯，為電機(jī)轉(zhuǎn)頻的4 倍，可以判斷此時的振動屬于強(qiáng)迫振動，是由于電機(jī)自身的電磁振動導(dǎo)致的，基座加強(qiáng)后，共振問題已經(jīng)得到解決。

5 結(jié)語

通過對該船舵槳設(shè)備的振動故障的測試、分析和處理，可得出以下結(jié)論：

1）對舵槳設(shè)備的振動測試，得到了設(shè)備實(shí)際的振動響應(yīng)數(shù)值和方向，振動的主要頻率為螺旋槳的葉頻或者倍葉頻。

2）通過測試確定舵槳結(jié)構(gòu)的振動傳遞函數(shù)結(jié)果，電機(jī)在245～273 r/min 時振動最大，對應(yīng)頻率范圍為16.3～18.2 Hz，與結(jié)構(gòu)的共振頻率吻合，證明了電機(jī)振動較大的故障是由于電機(jī)-基座結(jié)構(gòu)發(fā)生了結(jié)構(gòu)共振導(dǎo)致的，確定了激勵源。

3）對舵槳結(jié)構(gòu)進(jìn)行的局部模態(tài)分析和振動響應(yīng)計算結(jié)果說明，電機(jī)振動響應(yīng)過大的原因系舵槳局部結(jié)構(gòu)共振。在螺旋槳葉頻激勵下，轉(zhuǎn)速位于210～245 r/min 區(qū)間時，舵槳基座局部結(jié)構(gòu)縱搖模態(tài)共振，轉(zhuǎn)速位于285～292 r/min 區(qū)間時，舵槳基座局部結(jié)構(gòu)橫搖模態(tài)共振。舵槳系統(tǒng)模態(tài)與與螺旋槳激勵頻率吻合，導(dǎo)致發(fā)生了共振。

4）通過有限元分析進(jìn)行模態(tài)驗(yàn)證了電機(jī)基座由于結(jié)構(gòu)本身強(qiáng)度比較薄弱導(dǎo)致發(fā)生結(jié)構(gòu)共振，給出了優(yōu)化設(shè)計解決方案，對電機(jī)基座結(jié)構(gòu)進(jìn)行了加強(qiáng)優(yōu)化。

5）根據(jù)優(yōu)化設(shè)計解決方案，重新制作安裝了新的電機(jī)基座，并進(jìn)行實(shí)船實(shí)驗(yàn)測試，在高轉(zhuǎn)速下電機(jī)頂部振動速度約為8 mm/s，已發(fā)生了明顯的降幅，降至正常水平內(nèi)，此時的振動已屬于強(qiáng)迫振動，舵槳的振動故障成功得到解決，消除了設(shè)備的安全隱患，使得設(shè)備性能得到充分發(fā)揮，為船舶安全作業(yè)提供可靠保障，也為船舶動力設(shè)備的設(shè)計和船舶振動故障的診斷提供了寶貴的經(jīng)驗(yàn)，具有較好的借鑒意義。