劉東濤，柯周軍，鄭 建

（1. 海軍裝備部沈陽局駐大連地區(qū)第一軍事代表室，遼寧大連 116000；2. 上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031）

0 引言

船舶的轉(zhuǎn)向、定位一般都是通過在艏部或艉部橫向管遂內(nèi)安裝一個側(cè)向推進器來實現(xiàn)。傳統(tǒng)的側(cè)向推進器主要通過軸系傳動，并采用密封系統(tǒng)防止?jié)櫥托孤?，所需安裝空間大、噪聲大、能耗損失大。無軸推進器作為一款新型電力推進器[1-2]，通過將永磁電機集成在導(dǎo)管內(nèi)部，槳葉則直接固定在轉(zhuǎn)子內(nèi)圈，并隨轉(zhuǎn)子一起轉(zhuǎn)動，所產(chǎn)生的推力由水潤滑軸承進行傳遞，從而完成動力驅(qū)動[3]。與傳統(tǒng)側(cè)向推進器相比而言，該推進器具有集成度較高、安裝空間小和推進效率高等優(yōu)點，屬于綠色環(huán)保型推進器。

關(guān)于無軸推進器，國內(nèi)外研究機構(gòu)均進行了相應(yīng)研究。嚴新平等[4]通過對國內(nèi)外無軸推進器產(chǎn)品進行調(diào)研分析，表明大功率永磁電機以及高承載水潤滑軸承是提高無軸推進器性能的關(guān)鍵部件。HASSANNIA等[5]通過建立無軸推進器電機的模型，對電機的結(jié)構(gòu)特性進行了研究，適當降低電機厚度可以減小水下阻力；曹慶明等[6-7]在驗證k-ωSST湍流模型和網(wǎng)格形式有效的基礎(chǔ)上，分析了有/無壓差的工況下軸向、徑向間隙比對水動力的影響，表明壓差對間隙流動形態(tài)、扭矩影響較大。蘭加芬等[8]在確認經(jīng)驗公式驗算無軸推進器摩擦扭矩合理的基礎(chǔ)上，進行槳葉的再設(shè)計，結(jié)果表明所設(shè)計的槳葉效率得到一定提高，強度依舊滿足要求。劉報等[9]對無軸推進器功耗以及電機散熱問題進行了研究，間隙尺寸越大，其摩擦功耗越大，但有利于電機散熱，因此在設(shè)計時需要綜合考慮。

目前，無軸推進器的研究主要集中在電機電磁特性優(yōu)化以及過流部件水動力[10]、噪聲性能的研究上，并針對推進器間隙流動特性以及摩擦扭矩進行了一定研究。推進器的振動噪聲不僅影響航行的舒適性，對于科考類船舶而言，還會對數(shù)據(jù)的測量和收集造成干擾，因此一直是船東和國內(nèi)外研究學(xué)者關(guān)注的重點。無軸推進器的振動噪聲除了水下噪聲外，還包括推進器結(jié)構(gòu)件的振動特性，因此在進行結(jié)構(gòu)設(shè)計時需要主動避免由于推進器機械件設(shè)計不合理所導(dǎo)致的共振現(xiàn)象。本文將借助ANSYS軟件，對某目標船側(cè)推裝置-無軸推進器進行振動特性分析，在模態(tài)分析的基礎(chǔ)上開展諧響應(yīng)分析，為國內(nèi)無軸推進器的設(shè)計研究提供技術(shù)支撐。

1 有限元模型建立

本文中無軸推進器的結(jié)構(gòu)主要包括推進器殼體、端蓋、電機、水潤滑軸承、支撐環(huán)和槳葉等零件，模型已通過三維建模軟件UG完成，考慮到實際模型較為復(fù)雜，直接分析對計算機性能要求較高，因此需要對用于仿真計算的模型進行適當簡化，去除小孔、倒角和圓角等不影響整體結(jié)構(gòu)性能的細小結(jié)構(gòu)，從而提高計算效率，保證計算結(jié)果的準確性。三維模型網(wǎng)格劃分見圖1。

圖1 三維模型網(wǎng)格劃分

本模型中所涉及到的材料性能參數(shù)見表1，模型的網(wǎng)格劃分主要采用四面體和六面體網(wǎng)格，鑒于四面體網(wǎng)格適應(yīng)性高，因此可用于槳葉等不規(guī)則零件的網(wǎng)格劃分，而支撐環(huán)等簡化結(jié)構(gòu)則可以采用劃分質(zhì)量比較高的六面體網(wǎng)格進行劃分，最終得到無軸推進器網(wǎng)格單元總數(shù)為184 371個，節(jié)點數(shù)量為493 123個。

表1 材料參數(shù)表

2 模態(tài)分析

2.1 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析作為結(jié)構(gòu)件振動分析的關(guān)鍵步驟，可以計算出結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型，通過將結(jié)構(gòu)件的固有頻率與外界激勵頻率進行比較分析，避免發(fā)生由于二者模態(tài)相近所引起的共振現(xiàn)象，同時可根據(jù)振型結(jié)果所顯示的薄弱環(huán)節(jié)，進行結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計。無軸推進器作為船舶推進裝備，應(yīng)盡可能避開可能存在的激振力固有頻率范圍，降低水下振動噪聲，保證無軸推進器運行的穩(wěn)定性。

對于一般結(jié)構(gòu)而言，其動力學(xué)方程可表示為

2.2 模態(tài)分析結(jié)果

有限元模型邊界條件約束的合理性直接關(guān)系到模態(tài)分析求解的準確性[11]，通過對無軸推進器實際安裝方式進行綜合分析，最終對推進器殼體螺栓孔進行固定約束，并約束殼體安裝面的y方向位移，轉(zhuǎn)子及槳葉等轉(zhuǎn)動件與水潤滑軸承之間建立接觸約束，摩擦系數(shù)為0.1，其余固定部件直接與殼體建立綁定約束。經(jīng)求解可得到推進器模型的前10階模態(tài)，振型見圖2，對應(yīng)的振型分析詳見表2。

表2 前10 階振型特征分析

圖2 模態(tài)振型圖

圖2 模態(tài)振型圖（續(xù)）

經(jīng)過分析可以發(fā)現(xiàn)，無軸推進器整機除剛體模態(tài)外，最小頻率為80.23 Hz，2階～4階主要是推進器整體發(fā)生變形，變形量均較小，最大值為1.3 mm，5階～10階的固有頻率下主要是槳葉局部發(fā)生變形。由于無軸推進器槳葉葉梢無槳轂支撐，而槳葉葉梢相比葉根厚度較小[8]，因此在槳葉高階頻率下容易發(fā)生變形，變形方向主要為推力方向，因此在設(shè)計時需要將槳葉葉梢處的變形量作為關(guān)鍵要素，進行局部剛度加強。

3 諧響應(yīng)分析

3.1 諧響應(yīng)分析理論

諧響應(yīng)分析以模態(tài)分析為基礎(chǔ)，可以確定機構(gòu)在承受按照正弦（簡諧）規(guī)律變化的載荷時的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)技術(shù)，可以反映出結(jié)構(gòu)在受到不同頻率簡諧載荷作用下自身的運動特性[12]?？紤]到無軸推進器在工作模式下是通過驅(qū)動槳葉產(chǎn)生推力，因此會受到水流的周期性激振力，而當該激振力的頻率與推進器本身的固有頻率一致時，會出現(xiàn)共振現(xiàn)象，不僅會導(dǎo)致推進器的振動噪聲突增，還會加速推進器的磨損破壞，直接影響推進器本身使用壽命。為了消除該隱患，有必要進行無軸推進器基于模態(tài)分析的諧響應(yīng)分析，為無軸推進器模型的性能優(yōu)化提供依據(jù)。

結(jié)構(gòu)在簡諧載荷作用下的受迫振動的微分方程可表示為

式中：{F} 為簡諧載荷的副值向量；θ為激振力頻率。

3.2 諧響應(yīng)分析結(jié)果

通過模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)，無軸推進器的固有頻率范圍在0～195.11 Hz，因此本次諧響應(yīng)分析所定義的頻率范圍為0～200 Hz，分析間隔為10 Hz，并在槳葉上添加激勵力，幅值為20 000 N，邊界約束與模態(tài)分析一致，求解完畢后對主要受力部件進行頻譜圖提取，考慮到槳葉作為無軸推進器推力源，其結(jié)構(gòu)性能直接影響到整機的推進性能，而端蓋為槳葉的推力以及徑向力支撐件，并負責將槳葉發(fā)出的推力傳遞給船體本身，因此其性能的穩(wěn)定性同樣需要重點關(guān)注，故這里將主要受力部件定位槳葉和端蓋，對槳葉，端蓋x、y、z方向上的應(yīng)力、變形、加速度頻譜圖進行提取，提取結(jié)果見圖3～圖5。

圖3 槳葉（左）、端蓋（右）應(yīng)力頻譜圖

圖4 槳葉（左）、端蓋（右）變形頻譜圖

圖5 槳葉（左）、端蓋（右）振動加速度頻譜圖

對圖5進行分析可以發(fā)現(xiàn)，應(yīng)力、位移、加速度幅值基本出現(xiàn)在80 Hz、195 Hz附近，其中80 Hz為主要峰值點，與模態(tài)分析中的第2階以及第5階以后的固有頻率相近，該現(xiàn)象表明采用模態(tài)以及諧響應(yīng)分析方法可靠。經(jīng)過分析發(fā)現(xiàn)，就應(yīng)力頻譜圖而言，槳葉和端蓋最大應(yīng)力幅值均出現(xiàn)在y方向，該方向最大幅值出現(xiàn)在80 Hz，依次為0.37 MPa、103.4 MPa，而變形與振動加速度則是x方向上的測量值遠大于其余2個方向上的測量值，該方向上的變形幅值依次為12.57 mm、11.5 mm，振動加速度幅值依次為3.2×106mm/s2、2.9×106mm/s2，因此該無軸推進器在使用時應(yīng)避免在80 Hz附近的激振力載荷下運行，整機工作頻率不宜過高，避免發(fā)生共振現(xiàn)象，見圖6和圖7。

圖6 槳葉80 Hz 頻率激勵下的應(yīng)力和變形云圖

圖7 端蓋80 Hz 頻率激勵下的應(yīng)力和變形云圖

為了進行一步展示當無軸推進器出現(xiàn)共振現(xiàn)象時的應(yīng)力、應(yīng)變狀態(tài)，通過在后處理界面對槳葉以及端蓋的應(yīng)力、應(yīng)變云圖進行提取，激振力載荷定為80 Hz，提取云圖見圖7，可見槳葉以及最大應(yīng)力以及變形為381 MPa、23.031 mm，最大應(yīng)力出現(xiàn)在槳葉葉根處，而端蓋的最大應(yīng)力以及變形為697.4 MPa、25.866 mm，最大應(yīng)力出現(xiàn)在槳葉推力支撐區(qū)域的內(nèi)環(huán)部分，顯然已經(jīng)超過材料本身所允許的屈服強度，以及整機穩(wěn)定運行所允許的最大變形，對無軸推進器整機危害較大。

采取上述分析方式，這里對無軸推進器在常用工況下整機的應(yīng)力、應(yīng)變云圖進行提取，進而對整機工作狀態(tài)進行預(yù)測。已知槳葉額定轉(zhuǎn)速為300 r/min，槳葉數(shù)為7葉，可知葉頻為35 Hz，計算結(jié)果見圖8?？梢娬麢C應(yīng)力較大處為槳葉葉根以及殼體安裝位置附近，最大應(yīng)力為10.17 MPa，安全系數(shù)較高，整機最大變形發(fā)生在槳葉葉梢，最大值僅為0.304 5 mm，符合使用要求。

圖8 整機額定工況下的應(yīng)力和變形云圖

4 結(jié)論

本文通過以某目標船進行設(shè)計的無軸推進器進行振動特性分析，在對模型進行合理簡化的基礎(chǔ)上依次進行了模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析，通過對計算結(jié)果及云圖進行分析，所得結(jié)論如下：

1）經(jīng)計算得出無軸推進器有限元模型固有頻率最小值為80.23 Hz，由于槳葉葉梢無槳轂支撐，因此在高階頻率下容易出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)、變形；整機應(yīng)力、應(yīng)變云圖表明槳葉葉根附件容易出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，而葉梢處往往變形較大，可通過在葉根增加倒圓角的方式，同時對槳葉厚度進行合理調(diào)整，對槳葉強度、剛度進行優(yōu)化協(xié)調(diào)。

2）諧響應(yīng)分析中，在0～200 Hz范圍內(nèi)激振力作用下，共振頻率主要出現(xiàn)在無軸推進器整機第固有頻率附近，表明仿真結(jié)果是合理的，由于應(yīng)力、變形、振動加速度頻譜圖均在整機第2階固有頻率附件出現(xiàn)最大幅值，在實際運行中需要避免在80 Hz附近以及高頻負載下進行工作，防止發(fā)生共振所引起的不利影響。