船舶推力軸承縱向液壓減振技術(shù)研究

劉　偉，王　磊，俞　強(qiáng)，劉義軍（中國艦船研究設(shè)計(jì)中心，湖北　武漢 430064）

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船舶推力軸承縱向液壓減振技術(shù)研究

劉偉，王磊，俞強(qiáng)，劉義軍
（中國艦船研究設(shè)計(jì)中心，湖北武漢 430064）

摘要:針對船舶軸系的縱向振動情況，研究一種嵌入式船舶推力軸承縱向液壓減振器，以隔離螺旋槳脈動激勵(lì)而引起的船舶軸系縱向振動。首先，建立槳軸系統(tǒng)的動力學(xué)模型，分析船舶推進(jìn)軸系縱向減振特點(diǎn)；其次，提出液壓減振器模型，開展動力學(xué)分析并提出動剛度計(jì)算方法；最后開展系統(tǒng)減振效果驗(yàn)證試驗(yàn)，結(jié)果表明推力軸承集成縱向液壓減振器后可明顯降低軸系縱向振動，為船舶軸系聲學(xué)設(shè)計(jì)提供方法。

關(guān)鍵詞：船舶推力軸承；液壓減振；縱向振動；臺架試驗(yàn)

0　引　言

在船舶航行過程中，不可避免地在尾部形成不均勻伴流場，螺旋槳在伴流場中會產(chǎn)生脈動激振力，該縱向力經(jīng)推力軸承傳遞到船體，引起船體產(chǎn)生振動，降低船舶的舒適性和聲學(xué)性能。近年來，國內(nèi)外學(xué)者針對螺旋槳縱向激勵(lì)通過軸系傳遞引起的船體振動聲輻射開展了大量研究。

Goodwin[1]提出基于液力吸振原理的推進(jìn)軸系的縱向振動控制技術(shù)研究，Dylejko[2]與Merz[3]等在此基礎(chǔ)上進(jìn)行深化，建立聲輻射計(jì)算模型并提出半主動控制等優(yōu)化方法。劉義軍等[4]開展了碟簧式推力軸承理論與試驗(yàn)研究，取得了較好的減振效果。沈建平等[5]研究了采用艙壁式推力軸承減小軸系縱向振動。張金國等[6]提出應(yīng)用法蘭盤式推力軸承降低縱向激勵(lì)向艇體的傳遞。楊志榮等[7]提出一種應(yīng)用集成橡膠隔振元件的推力軸承隔離螺旋槳脈動的措施。曹貽鵬等[8]開展了基于動力吸振器的潛艇推進(jìn)軸系軸向減振技術(shù)研究。

上述研究在軸系縱向振動控制措施方面取得較大成果，但在大剛度、低動靜比推力軸承減振技術(shù)方面研究不足。為此，本文結(jié)合船舶推進(jìn)軸系特點(diǎn)，研究集成液壓減振技術(shù)的推力軸承。通過理論與試驗(yàn)分析液壓減振結(jié)構(gòu)的動、靜態(tài)特性，提出液壓減振推力軸承設(shè)計(jì)方法，并通過試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。

1　槳-軸系統(tǒng)縱向振動特性分析

船舶推力軸承將動力裝置的輸出功率傳遞螺旋槳，并將螺旋槳產(chǎn)生的動力傳遞給船體，推動船舶航行。工作中，推力軸承不僅是船舶航行動力傳遞樞紐，同時(shí)也是螺旋槳縱向激勵(lì)向艇體傳遞的主要路徑。

為了降低螺旋槳縱向激勵(lì)向艇體的傳遞，在軸系上應(yīng)用隔振器是最有效的方式之一，如在軸上加裝縱向減振器或減振推力軸承等。其中在推力軸承內(nèi)部非旋轉(zhuǎn)部件中集成縱向隔振結(jié)構(gòu)是最合理的方式，因?yàn)榧珊蟛粌H可實(shí)現(xiàn)隔振，還可避免增加回旋振動。

由于推力軸承需傳遞大推力，軸系縱向位移又有嚴(yán)格要求，因此減振元件需要較高的靜剛度。但從隔振原理分析，又要求減振元件的動剛度盡量低，以提高隔振效果。目前常用的橡膠、圓柱形彈簧、氣囊等彈性減振元件的動、靜剛度都難于同時(shí)滿足上述要求。碟形彈簧具有軸向尺寸小、承載能力大、加壓均勻和緩沖及減振能力強(qiáng)的特點(diǎn)?？赏ㄟ^不同的組合(疊合或?qū)?得到不同剛度特性，可實(shí)現(xiàn)在小變形條件下承受大范圍變化的載荷。但是，碟簧減振器動剛度不僅與碟簧自身結(jié)構(gòu)參數(shù)相關(guān)，還與靜載荷、粘性阻尼、碟簧片之間摩擦形成的庫侖阻尼力密切相關(guān)，動剛度非線性特性比較明顯。考慮到阻尼特性自身極其復(fù)雜，難于建立準(zhǔn)確的映射關(guān)系，而且試驗(yàn)表明其動、靜比也較高。因此，有必要開展其他減振元件設(shè)計(jì)，獲得動態(tài)特性更合理的設(shè)計(jì)方案。

2　液壓減振技術(shù)分析

2.1液壓減振模型

液力減振的基本原理利用流體“可壓縮性”調(diào)節(jié)系統(tǒng)剛度特性。如圖1 所示的活塞-活塞缸式液壓減振器，活塞直徑為 d（面積為 A），液壓油深度為 h，液壓油的體積彈性模量為 B。液壓減振器的靜剛度可根據(jù)外部作用力 F 及其引起的活塞位移 S 計(jì)算得到。

根據(jù)體積彈性模量 B 的定義：

進(jìn)而可得到靜剛度 Ks計(jì)算公式：

其中體積彈性模量的主要影響因素有包括油液中混入的空氣量、結(jié)構(gòu)剛度、液壓油溫度、液壓油壓力等[9]。其中含氣量是最主要的影響因素，油溫和油壓變化所帶來的影響很大程度上通過改變含氣量而產(chǎn)生，當(dāng)結(jié)構(gòu)剛度足夠強(qiáng)時(shí)可忽略因結(jié)構(gòu)變形引起的剛度變化，可得出體積彈性模量的準(zhǔn)確計(jì)算方法，具體如下：

圖1　靜剛度測試及其結(jié)果Fig. 1　Test model and result of static stiff

其中，p0，T0，γ 分別為假設(shè)初始狀態(tài)大氣壓力下、初始溫度與氣體絕熱指數(shù)；βl為純液壓油的體積彈性模量；α 為油液的含氣量。為此液壓減振器的靜剛度可表述為：

綜上分析可知，理論上液壓減振器的靜剛度是與壓力、溫度、氣態(tài)絕熱系數(shù)密切相關(guān)的非線性函數(shù)。在工程應(yīng)用中，體積彈性模量通常取值（0.9～1.4） × 109Pa。以 d = 100 mm、h = 80 mm的減振器模型開展靜剛度試驗(yàn)，試驗(yàn)中采用專用真空裝置進(jìn)行抽氣，測試結(jié)果如圖2 所示。

從測試數(shù)據(jù)可知，液壓減振器的靜剛度約 91 kN/mm。取彈性模量 1.0 × 109Pa 進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算值為 98 kN/mm，對比分析可知，計(jì)算值與測試值接近，說明前面的靜剛度計(jì)算方法可行。同時(shí)，通過圖2 的靜剛度曲線可知，在大于 0.2 mm 之后的行程內(nèi)，靜剛度線性很強(qiáng)，與壓力沒有明顯的關(guān)系，因此在液壓減振器靜力學(xué)分析中，可采用某一合理的體積彈性模量值，可不考慮壓力等因素。通過對比液壓減振器的結(jié)構(gòu)尺寸（直徑100 mm）與靜剛度，說明液壓減振器的靜剛度較大，并且可通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)獲得優(yōu)化方案。

圖2　動剛度與阻尼測試結(jié)果Fig. 2　Test result of dynamic stiff and damping

2.2液壓減振動態(tài)特性

在振動控制中，動剛度是表征動力學(xué)特性更準(zhǔn)確的參數(shù)。相對于靜剛度，動剛度影響因素更多、更復(fù)雜。以圖1 實(shí)例為模型，建立動力學(xué)方程如下：

式中：M 為系統(tǒng)質(zhì)量；K1為液壓油剛度；C1為系統(tǒng)的粘性阻尼系數(shù)；Fc2為 Coulomb 阻尼力(庫侖阻尼力)；ζ為動靜比；Fk2為摩擦力。與一般彈簧減振器不同，液壓減振器的阻尼力由 2 部分構(gòu)成：1）粘性阻尼力，主要由油液粘性決定；2）庫侖阻尼力，主要由活塞與活塞缸之間的摩擦形成。與剛度相關(guān)的反作用力也由2部分構(gòu)成：1）液壓油剛度，主要由油液彈性決定；2）摩擦剛度，主要由活塞與活塞缸之間的摩擦形成。其中與摩擦力相關(guān)的阻尼和剛度很難通過計(jì)算獲得。

由振動微分方程可知，液壓減振器動剛度不僅與自身結(jié)構(gòu)參數(shù)相關(guān)，還與靜載荷、粘性阻尼、活塞與活塞缸之間摩擦形成的庫侖阻尼力、摩擦力密切相關(guān)，動剛度非線性特性比較明顯，無法準(zhǔn)確通過計(jì)算獲得，為此在專用試驗(yàn)機(jī)上進(jìn)行試驗(yàn)測試，結(jié)果如圖2所示。

從圖3 的動剛度、阻尼曲線可知，在外部結(jié)構(gòu)參數(shù)確定的動剛度、阻尼與載荷、頻率具有密切關(guān)系，可歸納如下：對于同一載荷下的掃頻試驗(yàn)，動剛度隨頻率的增加呈增加的趨勢，但總體上比較穩(wěn)定。而阻尼隨頻率增加而降低，最后趨于穩(wěn)定；對于同一頻率下的掃載荷試驗(yàn)，動剛度隨載荷的增加而增加，趨勢也是越來越平緩。而阻尼隨頻率增加而降低，最后也趨于穩(wěn)定。從試驗(yàn)結(jié)果分析，動剛度、阻尼具有較強(qiáng)的非線性，難以直接從理論上建立計(jì)算公式，需通過試驗(yàn)測試數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合。

圖3　液壓減振推力軸承及其試驗(yàn)插入損失、振級落差Fig. 3　Structure and test result of hydraulic thrust bearing

由結(jié)果可知 20 Hz 時(shí) 30 kN 與 60 kN 的動剛度分別為 108 kN/mm 與 116 kN/mm，而靜剛度為 91 kN/mm，因此可分別計(jì)算出2種狀態(tài)下的動靜比分別為 1.18 與1.27。與碟簧、橡膠減振器的動靜比 1.6 相比，在設(shè)計(jì)中具有明顯優(yōu)勢。從前面的分析也可看出，可將動靜比 ζ 簡化為一常數(shù)進(jìn)行初步設(shè)計(jì)，最終通過試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證并修正。

3　液壓減振推力軸承設(shè)計(jì)及試驗(yàn)

推力軸承一般由推力軸、推力塊、推力平衡傳遞機(jī)構(gòu)、殼體、支撐軸承和管路附件等組成。推力通常通過以下路徑傳遞：推力軸→推力塊→推力平衡傳遞機(jī)構(gòu)→殼體→基座→艇體。液壓減振推力軸承是在推力傳遞路徑之間，即推力軸至推力軸承殼體之間設(shè)置減振元件，調(diào)節(jié)推力軸承縱向剛度，達(dá)到縱向減振目的。

根據(jù)螺旋槳縱向激勵(lì)特性，為了達(dá)到縱向減振目的，推力軸承縱向剛度需小于 200 kN/mm，為此在推力軸承內(nèi)部設(shè)置 8 個(gè)液壓減振器，每個(gè)液壓減振器的剛度不大于 25 kN/mm。結(jié)合推力軸承自身結(jié)構(gòu)，最終確定活塞缸直徑 50 mm，深度 105 mm，參考前面液壓減振器動、靜剛度計(jì)算方法，8 個(gè)液壓減振器的系統(tǒng)靜剛度為 142.4 kN/mm。由于布置 8 個(gè)活塞孔的套環(huán)模型尺寸超過動剛度試驗(yàn)機(jī)平臺，無法專用試驗(yàn)機(jī)上進(jìn)行測試。為此在試驗(yàn)平臺中通過加載力、測試變形的方法獲得靜剛度約 134.4 kN/mm。初步設(shè)計(jì)中取動靜比1.3，估算系統(tǒng)動剛度為 194 kN/mm。

為了進(jìn)一步分析碟簧減振推力軸承的振動傳遞特性，在試驗(yàn)臺架對推力軸承進(jìn)行振動試驗(yàn)。試驗(yàn)臺包括推進(jìn)電機(jī)、彈性聯(lián)軸器、中間軸承、中間軸、推力軸承、推力加載裝置等。通過推力加載裝置對推力軸承施加靜態(tài)力，在推力軸尾端法蘭進(jìn)行錘擊，在推力軸尾端與推力軸承殼體上布置測點(diǎn)，測量振動加速度，分析振級落差。試驗(yàn)臺架各主要部分的參數(shù)見表 1。

為了更有效地驗(yàn)證減振效果，同時(shí)進(jìn)行無液壓減振功能的推力軸承試驗(yàn)，對比分析液壓減振器的插入損失與振級落差，結(jié)果如圖3 所示。

表1　主要參數(shù)Tab. 1　Design parameter of test platform

從測試結(jié)果可知，安裝液壓減振推力軸承前后系統(tǒng)一階固有頻率分別為 25.2 Hz 與 38.5 Hz。根據(jù)系統(tǒng)剛度與質(zhì)量計(jì)算值分別為 26.4 Hz與 40.4 Hz，測試與計(jì)算值接近，前面動剛度估算值 194 kN/mm 準(zhǔn)確可行。同時(shí)由測試結(jié)果可知，集成液壓減振器后的推力軸承明顯降低了軸系縱向激勵(lì)向艇體的傳遞，對推進(jìn)系統(tǒng)縱向振動控制提供了有效途徑。

4　結(jié)　語

分析船舶推進(jìn)系統(tǒng)縱向減振特點(diǎn)，總結(jié)現(xiàn)有減振元件靜、動態(tài)特性并提出液壓減振器模型，研究液壓減振器動力學(xué)模型并通過試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，最后對集成液壓減振器的推力軸承進(jìn)行理論計(jì)算與試驗(yàn)分析，通過研究可得出以下結(jié)論：

1）液壓減振器靜剛度線性特性較好，理論計(jì)算與試驗(yàn)測試值吻合。

2）液壓減振器動態(tài)特性復(fù)雜，不僅與結(jié)構(gòu)參數(shù)相關(guān)，還與外部靜載荷、頻率等密切相關(guān)，準(zhǔn)確值難以直接通過理論計(jì)算獲得。但考慮動靜比較小，可通過靜剛度與動靜比值進(jìn)行估算。

3）液壓減振推力軸承在減少尾部縱向激勵(lì)向艇體傳遞方面具有明顯效果，可為船舶軸系減振降噪設(shè)計(jì)提供技術(shù)基礎(chǔ)。

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Research of reducing axial vibration with hydraulic shock absorber in ship’s thrust bearing

LIU Wei, WANG Lei, YU Qiang, LIU Yi-jun
(China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China)

Abstract:To reducing axial vibration induced by the pulse thrust excitation from propellera hydraulic shock absorber embedded in ship's thrust bearing was introduced. Firstly, the model of propeller-shaft isolation system was set up, and the characteristic of axial vibration was analyzed. Secondly, the dynamic model of hydraulic shock absorber was designed and the computing method of stiffness was proposed. Finally, experiment analysis of thrust bearing with hydraulic shock absorber was developed, the result demonstrated that the designed absorber can reduce the axial vibration effectively, providing a method for the acoustic design of ship's shaft.

Key words:propeller rubber bearing；pressure distribution；structure optimization；finite element analysis

作者簡介：劉偉(1985–)，男，碩士，工程師，從事船舶推進(jìn)技術(shù)研究。

收稿日期：2015–06–29； 修回日期：2015–07–20

文章編號：1673–3185(2012)03–0059–04

doi：10.3404/j.issn.1672–7619.2016.03.013

中圖分類號：U664.21

文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A