中空軸系多模態縱向減振研究

趙　帥， 陳　前， 黃志偉， 姚　冰

(1.南京航空航天大學 機械結構力學及控制國家重點實驗室, 南京　210016；2.中國艦船研究設計中心，武漢　430064)

中空軸系多模態縱向減振研究

趙帥1， 陳前1， 黃志偉2， 姚冰1

(1.南京航空航天大學 機械結構力學及控制國家重點實驗室, 南京210016；2.中國艦船研究設計中心，武漢430064)

采用阻尼動力吸振器對中空軸系縱向多階模態進行振動控制，結合子結構綜合法和傳遞矩陣法，建立了多個阻尼動力吸振器-軸系耦合系統的動力學模型，并進行了動力學特性分析。考慮到各階阻尼動力吸振器間的相互影響，以極小化目標頻段范圍內軸系位移響應的均方值為目標函數，對各階阻尼動力吸振器的參數進行了聯合優化;針對軸系中空特點，設計了阻尼動力吸振器的具體結構形式，利用有限元仿真對理論計算進行了驗證。研究表明：軸系多模態控制時，在多階阻尼動力吸振器作用下，目標頻段范圍內的軸系縱向共振峰得到抑制，頻響曲線趨于平緩；對多階吸振器進行聯合優化后，吸振器的吸振效果得到進一步提升；提出的多階吸振器設計方法能為連續系統多模態振動控制提供參考。

中空軸系；縱向振動；傳遞矩陣法；阻尼動力吸振器

隨著船舶動力系統的功率越來越大，推進軸系的縱向振動固有頻率也隨之越來越低，螺旋槳在船體尾部產生的不均勻伴流會使船舶推進軸系產生縱向共振。推進軸系的縱向振動不僅影響到推進軸系的工作壽命，而且會影響到船員的作息生活。對于軍事艦艇來說，推進軸系振動還會通過軸承基座傳遞到船體，引起船體的振動，進而在船體周圍形成輻射聲場，嚴重影響艦艇的聲隱身性。

動力吸振器結構簡單，減振效果好，可以作為船舶推進軸系縱向振動控制的有效手段[1]。利用動力吸振器減振的措施是在推進軸系上添加一個子結構，通過優化設計子結構的參數可以顯著減小軸系特定頻段上的振動響應[2]。Goodwin[3]率先提出采用共振轉換器調諧吸振來減小推進軸系的縱向振動，不過其需要安裝在軸系和推力軸承之間，而且具體結構形式還尚未真正形成。Dylejko等[4-7]在Goodwin基礎上，對共振轉換器的結構參數進行了優化，并研究了其對推進軸系縱振引起的水下輻射噪聲的控制效果。近年來，國內一些學者也開始了利用共振轉換器進行軸系縱向減振的研究。劉耀宗等[8]用功率流法分析了推進軸系縱振傳遞到船體的能量以及動力吸振器對縱向的減振效果，分析表明縱向動力吸振器能夠有效地衰減一定頻率范圍內的共振峰值。李良偉等[9]采用優化算法得到了吸振器參數的最優值。

事實上，隨著船舶推進軸系結構的大型化，利用吸振器對軸系的一階縱振模態進行控制已逐漸不能滿足軸系減振要求。所以針對船舶推進軸系多模態縱向振動控制的研究顯得很有必要。目前，針對此方面的研究尚不多見。此外，上述的動力吸振器由于需要安裝在推力軸承基座上，對結構變動較大。實際上，由于中空軸在保證結構強度的前提下能大量減輕重量，早已廣泛應用于船舶領域?；谶@一特點，本文提出將吸振器安置在軸系空腔內，避免對軸系結構進行改動，可以作為船舶推進軸系振動控制的一種在工程上可行的方式。

本文針對中空軸系縱向振動多階模態，采用阻尼動力吸振器對軸系進行縱向減振，運用子結構綜合法以及傳遞矩陣法建立了附加多個阻尼動力吸振器的軸系動力學模型，結合軸系的中空特點，設計了阻尼吸振器的具體結構形式?？紤]到各階吸振器間的相互耦合，以軸系目標頻段范圍內的位移響應的均方值為目標函數，對吸振器的參數進行了聯合優化，從而獲得最優的減振效果。

1附加多個阻尼動力吸振器軸系的動力學模型

在研究阻尼動力吸振器的減振效果時，需要對主振系-吸振器系統進行動力學建模，通常將主振系簡化為單自由度系統，但對于連續彈性體的推進軸系而言，為了計算出更接近實際情況的減振效果，不能簡單地將主振系簡化為單自由度系統。而且采用多個吸振器對軸系多個模態進行振動控制時，要求對多個吸振器的總體減振效果進行綜合評估，因此需要建立較復雜的軸系模型。

對于連續彈性體的軸系，一般都采用傳遞矩陣法計算軸系的動力學響應，但對于局部含有多個并聯結構的耦合系統則無法直接采用傳遞矩陣法進行響應計算。本文結合子結構綜合法和傳遞矩陣法，將軸系離散成若干個軸段單元，把吸振器作為子結構，先將并聯子結構的軸段單元化為二自由度系統單獨考慮，得到子系統與其所依附的單元在對接點處的關系，再利用傳遞矩陣法得到含有子結構的軸段單元與余下各軸段單元之間的關系，進而建立子系統與軸系各個單元之間的聯系。最后將子系統對軸系的作用等效為軸段單元在對接點處的外力，整個耦合系統進而等效為受到若干外力作用下的鏈式結構，再結合傳遞矩陣法計算耦合系統的動力學特性。

圖1為并聯多個阻尼動力吸振器軸系的復雜系統，軸系離散為p個軸段單元，吸振器的位置分別在第iP1,…,iPj,…,iPn個單元，數量為n。同時，軸系還在第t個軸段單元處受到簡諧外力F0sinωt的作用。對于軸系主系統而言，吸振器質量塊運動產生的反作用力會傳遞到軸系，相當于軸系在第iP1,…,iPj,…,iPn個單元處會產生附加的外激勵力P1sin(ωt),…,Pjsin(ωt),…,Pnsin(ωt)，這些激勵力方向與軸系在單元iP1,…,iPj,…,iPn處的運動方向相反，頻率相同。故先將n個附加阻尼動力吸振器的軸段單元單獨考慮，根據基礎簡諧激勵受迫振動理論，對接點處各吸振器產生的作用反力Pk可表示為：

Pk=Dk(ω)AiPk

(1)

圖1　附加多個阻尼吸振器軸系的簡化模型Fig.1 Simplified model of a shafting with multiple damped DVAs

對于單元iPj處的第j個吸振器而言，其對接點處的基礎位移與外激勵力和n個吸振器產生的對接力有關，即

(2)

式中：uiPj,F0為外力F0作用下單元iPj處所產生的位移；uiPj,Pk為對接力Pk作用下單元iPj處所產生的位移。求解uiPj,Pk需要得到n個對接力Pk(k=1,2,…,n)，而由式(1)知Pk為AiPk的函數，從而需要經過推導得到對接力Pk的表達式。

對于軸系縱向振動，定義各軸段單元的狀態矢量為z=[X,N,1]T，式中X,N分別表示位移和力。假設僅在第iPj個單元的對接點處施加單位力，該單元的傳遞矩陣則表示為

UPj,iPj=

此時，余下的p-1個單元的傳遞矩陣表示為

(k=1,2,…,iPj-1,iPj+1,…,p)

(4)

同樣，僅當第t個單元上受到外力F0作用時，該單元的傳遞矩陣表示為

(5)

此時，余下p-1單元的傳遞矩陣可以表示為

(k=1,2,…,t-1,t+1,…,p)

(6)

為了簡化后續的推導，令

(7)

(k=1,2,…,p)

(8)

從而根據式(3)和式(4)可以得到，僅在軸系第iPj個單元施加單位力時，軸系總傳遞矩陣為

(9)

同樣，根據式(5)和式(6)可知，僅在軸系第t個單元施加外力F0時，軸系總傳遞矩陣為

(10)

再令

(k=1,2,…,iPj)

(11)

根據傳遞矩陣關系可得，當軸系僅在第iPj個單元受到對接力Pj作用時，使得第iPj個單元對接點處產生的位移為

(12)

同樣，當軸系僅在第t個單元受到外力F0作用時，使得第iPj個單元對接點處產生的位移為

(13)

將式(12)和(13)代入式(2)可知第j個吸振器的對接點處的縱向位移幅值為

等式兩邊同乘以Dk，并將n個對接力展開成矩陣形式，則得到

(15)

令

(16)

(17)

(18)

此時，式(15)可表示為

P=D[XPP-XF]

(20)

從而得到

P=[XP-D-1]-1XF

(21)

至此，可得到n個吸振器產生的對接力，進而可知軸系在iP1,…,iPj,…,iPn單元處受到n個對接力作用下的總傳遞矩陣表示為

(22)

其中第iP1,…,iPj,…,iPn個單元的傳遞矩陣表示為

UP,iPk=

(k=1,2,…,n)

(23)

余下p-n個單元的傳遞矩陣表示為

(k=1,2,…,p且k≠iP1,iP2,…,iPn)

(24)

根據式(22)可得軸系在n個吸振器的作用下任意單元位置處的位移，再通過式(10)可得軸系在外力作用下任意單元位置處的位移，根據疊加原理，可以得到軸系在n個阻尼動力吸振器和外力共同作用下任意位置處的響應。對于兩端自由的邊界條件，即X0≠0，N0=0，Xp≠0，Np=0，可求得軸系左端點的位移響應為:

(25)

軸系右端點的位移響應為

Xn=xF0,n-xP,n=

(26)

2吸振器設計

對于圖2所示的兩端自由的船舶推進軸系，軸段材料為45號鋼，密度為7 850 kg/m3，各軸段具體尺寸見圖2。針對推進軸系的前三階縱振模態，在軸系內部空間分別布置三個阻尼動力吸振器對其進行縱向減振。

圖2　推進軸系尺寸參數Fig.2 Parameters of the shafting

2.1吸振器結構形式

考慮到軸系的中空特點，吸振器設計見圖3,其由芯棒和黏彈性材料組成。吸振器的質量由芯棒提供，芯棒材料為45號鋼。黏彈性材料提供吸振器所需的剛度和阻尼。圖3中R1和R2分別為芯棒和黏彈性材料的外半徑，l為黏彈性材料長度。

圖3　吸振器結構示意圖Fig.3 Schematic diagram of the DVA

對于圓柱形黏彈性材料，其受到剪切力時的縱向剛度可近似表示為[10]

(27)

式中：G為黏彈性材料的剪切模量，R1、R2和l分別為圓柱形黏彈性材料的內、外半徑和長度。

2.2吸振器參數設計

根據軸系縱向振動前三階振型(見圖4)可知，前三階阻尼動力吸振器均可安放在軸系左端部。吸振器安裝順序從左到右依次為三階、二階和一階，從而盡可

能地避開各階節點。

對各階阻尼動力吸振器進行設計時，需要將軸系等效為各階縱振頻率下的單自由度系統，從而獲得軸系在吸振器各安裝位置處的等效質量。根據等效原理可以得到軸系的前三階縱振等效質量，并設定各階阻尼動力吸振器的質量比u，具體參數見表1。根據吸振器最佳調諧頻率比

(28)

可得各階吸振器的固有頻率f，再結合吸振器的最優阻尼比

(29)

圖4　軸系前三階縱振振型Fig.4 First three modes of longitudinal vibration of the shafting

求得各階吸振器的阻尼，綜上可得各階吸振器的參數，見表2。

表1　吸振器質量比

表2　吸振器參數

2.3吸振器參數優化

對于附加多個吸振器的軸系，各階動力吸振器之間會相互影響，對于單個吸振器的優化設計方法不能完全適用于多吸振器的優化設計，為了達到最優的減振效果，有必要對各階吸振器的參數進行整體的優化設計。

2.3.1優化方法

由于各階動力吸振器的質量已經確定，將吸振器的剛度和阻尼作為設計變量，優化選用的目標函數為極小化目標頻段范圍內系統位移響應的均方值y：

(30)

式中：ω1為目標頻段的起始角頻率，ω2為終止角頻率，X(ω)為位移響應。

對于多階阻尼動力吸振器的優化屬于多變量、非線性約束最優化問題，針對這一問題的求解方法有很多，本文采用Matlab工具箱中提供的fimncon求解函數。

2.3.2優化結果

由于本文考察多階縱向振動的寬頻減振效果，故選取極小化300～1 700 Hz范圍內軸系右端點的均方響應為目標函數對各階吸振器的剛度和阻尼進行聯合優化，優化后的結果見表3。表4給出了吸振器聯合優化前后軸系右端點的位移插入損失，結果表明吸振器聯合優化后插入損失進一步增大。

表3　優化后吸振器參數

表4　優化后插入損失

3減振效果分析

根據聯合優化后的吸振器參數，可以計算得到附加三個阻尼動力吸振器后軸系的動力學響應，計算時，在軸系的最右端施加單位縱向激勵力。圖5為吸振器加入前后軸系右端點的位移頻響函數曲線，從圖5可知,阻尼動力吸振器加入前的軸系在前三階縱向共振頻率(424.5 Hz，1 048 Hz，1 373 Hz)處出現很尖銳的共振峰。在加入三個吸振器后，軸系的前三階縱向共振峰均得到抑制，頻響函數曲線趨于平緩，結果表明所設計的前三階阻尼動力吸振器對軸系縱向振動具有明顯的減振效果。

圖5　吸振器加入前后軸系右端點的位移頻響曲線Fig.5 Calculated results of FRF of displacement of the shafting

為了驗證理論計算結果，利用有限元軟件對附加阻尼動力吸振器的軸系進行仿真計算，有限元仿真計算時吸振器的建模采用實體單元建模，根據優化參數所確定的吸振器的具體結構參數見表5。將有限元軟件仿真結果同傳遞矩陣法計算結果進行對比，結果見圖6，從圖6可知,理論和仿真結果吻合良好，只是共振峰大小有些差異，但對應的頻率基本沒有偏差，從而也進一步驗證了理論建模的準確性。值得說明的是，對于軸系這樣的大型結構而言，傳遞矩陣法計算相比于有限元軟件仿真可以節省大量的時間。

表5　吸振器結構參數

圖6　理論計算與仿真結果對比Fig.6 Comparison between calculated and stimulated results of FRF of displacement of the shafting

4結論

(1) 對于附加多個阻尼動力吸振器軸系的耦合系統，將各個阻尼動力吸振器對軸系的作用等效成反作用力，進而結合子結構綜合法和傳遞矩陣法得到系統的動力學特性，此方法可以作為連續系統吸振器設計的一種參考方法。

(2) 采用多階吸振器對軸系進行多模態振動控制時，各階吸振器之間會通過軸系相互影響，不能孤立地進行各階吸振器的設計，需要對各階吸振器進行整體優化，進而獲得最優的減振效果。

(3) 軸系加入多階阻尼動力吸振器后，理論和仿真結果都表明軸系的縱向共振峰得到抑制，能夠在相當寬的頻帶范圍內衰減振動，減振效果非常明顯。考慮到大型船舶推進軸系的中空特點，本文采用的芯棒式阻尼動力吸振器，能在不增加安裝空間的前提下，擁有好的減振效果，具有一定的工程應用前景。

[1] 楊志榮，秦春云，饒柱石，等.船舶推進軸系縱振動力吸振器設計及參數影響規律研究[J].振動與沖擊, 2012,31(16):48-51．

YANG Zhi-rong,QIN Chun-yun,RAO Zhu-shi,et al.Design and analysis of a dynamic absorber for reducing axial vibration of ship shafting [J].Journal of Vibration and Shock,2012,31(16):48-51．

[2] 劉耀宗,郁殿龍,趙宏剛,等.被動式動力吸振技術研究進展[J].機械工程學報, 2007, 43(3): 14-21.

LIU Yao-zong，YU Dian-long，ZHAO Hong-gang，et al.Review of passive dynamic vibration absorbers[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2007, 43(3): 14-21.

[3] Goodwin A J H.The design of a resonance changer to overcome excessive axial vibration of propeller shafting[J].Institute of Marine Engineers Transactions,1960,72:37-63．

[4] Dylejko P G,Kessissoglou N.Minimization of the vibration transmission through the propeller-shafting system in a submarine[J].Journal of the Acoustical Society of America,2004,116(4):25-69．

[5] Dylejko P G,Kessissoglou N,Tso Y,et al.Optimization of a resonance changer to minimize the vibration transmission in marine vessels[J].Journal of Sound and Vibration,2007,300:101-116．

[6] Dylejko P G.Optimum resonance changer for submerged vessel signature reduction[D].Sydney:University of New South Wales,2007．

[7] Merz S, Kessissoglou N,Kinns R,et al.Minimization of the sound power radiated by a submarine through optimization of its resonance changer[J].Journal of Sound and Vibration,2010,329:980-993．

[8] 劉耀宗,王寧,孟浩,等.基于動力吸振器的潛艇推進軸系軸向減振研究[J].振動與沖擊, 2009,28(5):184-187.

LIU Yao-zong, WANG Ning, MENG Hao，et al.Design of dynamic vibration absorbers to reduce axial vibration of propelling shafts of submarines[J]. Journal of Vibration and Shock,2009,28(5):184-187．

[9] 李良偉,趙耀,陸坡,等.減小船舶軸系縱向振動的動力減振器參數優化[J].中國造船,2010,51(2):139-148．

LI Liang-wei,ZHAO Yao,LU Po，et al.Optimization of dynamic absorber parameters for reducing axial vibration of ship shafting[J]. Shipbuilding of China,2010,51(2):139-148．

[10] Ernst F G. Rubber Springs Design[M]. London: Newnes-Butterworths, Wiley, 1974.

Research on reduction of multi-mode longitudinal vibration of hollow shafting

ZHAO Shuai1， CHEN Qian1， HUANG Zhi-wei2， YAO Bing1

(1.State Key Laboratory of Mechanics and Control of Mechanical Structures，Nanjing University of Aeronautics and Astronautics, Nanjing 210016,China; 2. China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China)

Damped dynamic vibration absorbers are adopted to attenuate the multi-mode longitudinal vibration of the hollow shafting. A dynamic model of the shafting with multiple dynamic vibration absorbers is established using the transfer matrix method combined with the substructure synthetic method. The dynamic behavior of the shafting under harmonic excitation is then analyzed. Considering the coupling behavior of the dynamic vibration absorbers, the parameters of the dynamic vibration absorbers are optimized, specifically relating to the mean square of the displacement response in a targeted frequency range as an object function. Based on the hollow characteristic of the shafting, a specific structure of the dynamic vibration absorber is designed, and finite element stimulation is used to verify the theoretical calculation. The research results showed that the resonance peak is strongly attenuated and that the frequency response function curve turned smooth when multiple dynamic vibration absorbers were attached to the shafting. Furthermore, the absorption effect is improved after an optimization of the dynamic vibration absorbers.

hollow shafting；longitudinal vibration；transfer matrix method; dynamic vibration absorber

10.13465/j.cnki.jvs.2016.12.015

江蘇高校優勢學科建設工程資助項目；中央高校基本科研業務費專項資金資助；江蘇省普通高校研究生科研創新計劃資助項目(KYLX_0242)

2015-05-20修改稿收到日期：2015-07-08

趙帥 男，博士生，1990年生

陳前 男，教授，博士生導師，1951年生

TB532

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