船舵槳振動故障分析及結構優化

李曉武，郭昕，王燁，王剛

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

0 引言

全回轉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，進退自如，具有推進和操縱船舶2 種功能的推進器，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，全回轉舵槳不斷應用于各類工程船舶。為了消除設備的安全隱患，使得設備性能得到充分發揮，為船舶安全作業提供可靠保障，船舵槳的振動故障分析及相關的問題一直是相關工程領域中重要研究課題。對此，國內外學者對船槳結構分析和振動響應問題進行了諸多研究[1–4]。

葉志堅等[5]設計了一套全回轉舵槳的振動故障診斷系統。該系統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化為頻域譜進行分析，通過分析頻譜中存在的峰值頻域以及各個測量點間的相互關系，對引起振動的主要頻率進行分析，尋找關鍵的振動源。另外由于舵槳裝置的結構復雜，以及船舶航行中受力狀態的多樣多變化，周林等[6]為確保舵槳裝置基座及加強結構強度滿足要求，應用有限元方法，全面研究舵槳裝置基座及加強結構在外載荷作用下的響應。馬天帥等[7]針對某全回轉舵槳的電機振動問題，經過振動位移傳遞分析發現系統存在重根模態。孫營輝等[8]基于模態分析角度，提出了一種低噪聲液壓油站的設計方法。藍志云等[9]采用轉舵試驗，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行了試驗驗證。

本文針對某工程船的舵槳振動故障問題，進行振動測試，建模進行模態分析和振動響應計算，測試舵槳結構振動傳遞函數，并進行結構有限元分析[11–13]，給出振動故障問題解決方案。在實施優化措施后，振動故障問題成功解決，消除了設備的安全隱患，使得設備性能得到充分發揮，為船舶安全作業提供可靠保障。

1 舵槳振動測試和分析

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

經過振動測試發現，舵槳轉速從210 r/min 提升到292 r/min，振動先增大后減小，在245 r/min 時達到最大，電機頂部振動速度為22 mm/s，水平方向振動最大，垂向振動較小。推進電機和其安裝基座上的4 處測點的振動速度總值如表1 所示。

表1 推進電機測點的10～1000 Hz 頻帶內振動速度總值（mm/s）Tab.1 The vibration amplitude of the electric machine within the frequency from 10 Hz to 1000 Hz

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

為了得到更詳細的振動數據，測試舵槳結構的振動傳遞函數。圖 2 為電機頂部到舵槳座、電機基座、電機機體的振動傳遞函數。力錘敲擊電機頂部時，電機機體、電機基座振動傳遞函數出現了17 Hz的共振峰。根據舵槳系統運行時的振動測試結果，電機在245～273r/min時振動最大，對應頻率范圍為16.3～18.2Hz，與結構的共振頻率吻合，可以認為電機振動較大的故障是由于電機-基座結構發生了結構共振導致的。

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

圖2 振動傳遞函數測量結果Fig.2 The vibrational transformation function of the structure

2 舵槳結構的局部模態分析和振動響應計算

根據測量數據，進行舵槳結構的局部模態分析和振動響應計算來進一步分析振動原因。

2.1 計算模型

計算坐標系采用笛卡爾直角坐標系，坐標系X軸正向為自船尾指向船首，Y軸正向為自右舷指向左舷，Z軸正向為自基線指向垂直正上方。

模型選取舵槳安裝基座局部結構，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，垂向為船底。

2.2 有限元模型及局部模態分析

船體外板、外板上的桁架結構均采用二維板單元模擬，外板、桁架結構上的加強筋采用1 維梁單元模擬，鋼材的物理參數為楊氏模量為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

根據舵槳局部結構模態分析結果，舵槳局部結構的縱搖模態頻率為15.7 Hz，橫搖模態頻率19.3 Hz。

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

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

分析模態分析結果與實船測試數據，可以看出，電機振動響應過大的原因系舵槳局部結構共振。在螺旋槳葉頻激勵下，轉速位于210～245 r/min 區間時，舵槳基座局部結構縱搖模態共振，轉速位于285～292 r/min區間時，舵槳基座局部結構橫搖模態共振。

2.3 振動響應計算

振動響應計算采用簡支邊界的約束條件，與局部模態分析相同，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

綜合局部結構模態分析與實船測試數據，計算中僅計入螺旋槳激勵，不考慮發電機組等其他振動激勵。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）。在脈動壓力作用結構區域內，施加在船體外底板上的脈動壓力從中心向外遞減。中心區脈動壓力如表2 所示。

表2 脈動壓力Tab.2 The fluctuating pressure

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

表3 電機三向最大振動速度Tab.3 The maximum vibration of the electric machine for the 3 directions

圖7 螺旋槳轉速為245 r/min 時的舵槳結構振動響應Fig.7 The vibration of the propeller with the rotating speed of 245 r/min

根據上述計算分析，舵槳系統振動過大是由于舵槳系統模態與螺旋槳激勵頻率吻合，導致發生了共振。

3 電機-基座結構有限元分析及優化建議

建立電機-基座有限元模型并進行模態分析，驗證電機-基座結構存在17Hz的模態頻率。進一步對結構進行優化設計，開展電機基座優化設計工作，增大基座的剛度從而改變電機-基座結構的共振頻率，從根本上解決共振問題。

3.1 模態驗證

基座主要由下底板、側壁、上面板和加強筋組成，根據電機基座結構圖，建立了三維實體模型，考慮電機的質量以及邊界約束條件，進行有限元分析，如圖8所示。

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

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

對模型劃分10 節點四面體單元，單元數量為55 684，節點數為101 276，如圖9 所示。將帶有重量和轉動慣量信息的質量單元放置在電機重心位置。由于電機是通過螺栓與基座固定連接，因此將質量單元與四周螺栓孔建立MPC 連接。考慮到電機基座通過螺栓與螺旋槳基座相連接，對電機基座下底面平動和轉動方向施加全約束，進行模態分析，前3 階模態如圖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Fig.10 The first order modal shape

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

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

可以看出，電機-基座系統的1 階模態頻率為17Hz，陣型方向為側壁支撐薄弱方向的左右擺動，這與出現的振動故障相吻合，并且驗證了實船測試發現電機-基座在17Hz 附近有共振峰（見圖2），振動故障應是由結構共振所致。通過陣型方向和變形最大的地方可以看出，基座結構本身強度比較薄弱，需要對電機基座進行優化設計，增大基座的剛度，改變電機-基座結構的共振頻率，從根本上解決共振問題。

圖13 優化模型Fig.13 The modified structures

圖14 原電機底座圖Fig.14 The original structure

圖15 新電機底座圖Fig.15 The new modified structure

3.2 優化設計

舵槳最大轉速為316 r/min，對應頻率為21 Hz，根據共振的半功率帶寬影響規律，需要將系統的模態頻率提高到24 Hz 以后。

根據原電機底座圖紙，對底座結構進行優化，下底板厚度增至為25 mm，側壁厚度增至為30 mm，上面板厚度增至為45 mm，上面板外徑增至為1 545 mm，側壁內環面的加強筋延伸至下底板平面附近（孔的上沿），上面板內圓端附近增加厚度為40 mm 環形筋，同時將上面板開半圓孔附近區域加厚，與環形筋直接相連。

根據模態計算結果（見圖16）可以看出其1 階模態頻率提高至24.5 Hz，2 階為26.2 Hz，3 階為71.4 Hz。可以看出，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 優化后前3 階模態結果Fig.16 The first three orders of the modal shapes

通過模型計算，驗證了前面分析的結果，即電機在舵槳轉速達到245～273 r/min 產生的振動是由于電機基座結構剛度較弱，使得由電機和基座組成的整體結構具有了17 Hz的共振頻率，電機及基座系統在舵槳轉動的激勵（245 r/min 對應激勵頻率為245/60*4 葉=16.3 Hz）下產生共振。

4 電機底座更換后效果分析

根據優化方案重新設計電機底座圖紙，制作安裝完成后進行效果驗證測試。將振動速度傳感器布置在電機機體上，開啟舵槳電機，兩側的螺旋槳互相頂推保持船的位置不變，逐步提高電機轉速，測試電機機體的振動速度。圖 17～圖19 分別給出 210 r/min，250 r/min 以及 270 r/min 下的電機頂部振動速度，高轉速下電機振動速度約為 8 mm/s，處于正常水平。

圖17 210 r/min 時電機頂部振動烈度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

電機的最大振動頻率與電機轉速對應關系明顯，為電機轉頻的4 倍，可以判斷此時的振動屬于強迫振動，是由于電機自身的電磁振動導致的，基座加強后，共振問題已經得到解決。

5 結語

通過對該船舵槳設備的振動故障的測試、分析和處理，可得出以下結論：

1）對舵槳設備的振動測試，得到了設備實際的振動響應數值和方向，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構的振動傳遞函數結果，電機在245～273 r/min 時振動最大，對應頻率范圍為16.3～18.2 Hz，與結構的共振頻率吻合，證明了電機振動較大的故障是由于電機-基座結構發生了結構共振導致的，確定了激勵源。

3）對舵槳結構進行的局部模態分析和振動響應計算結果說明，電機振動響應過大的原因系舵槳局部結構共振。在螺旋槳葉頻激勵下，轉速位于210～245 r/min 區間時，舵槳基座局部結構縱搖模態共振，轉速位于285～292 r/min 區間時，舵槳基座局部結構橫搖模態共振。舵槳系統模態與與螺旋槳激勵頻率吻合，導致發生了共振。

4）通過有限元分析進行模態驗證了電機基座由于結構本身強度比較薄弱導致發生結構共振，給出了優化設計解決方案，對電機基座結構進行了加強優化。

5）根據優化設計解決方案，重新制作安裝了新的電機基座，并進行實船實驗測試，在高轉速下電機頂部振動速度約為8 mm/s，已發生了明顯的降幅，降至正常水平內，此時的振動已屬于強迫振動，舵槳的振動故障成功得到解決，消除了設備的安全隱患，使得設備性能得到充分發揮，為船舶安全作業提供可靠保障，也為船舶動力設備的設計和船舶振動故障的診斷提供了寶貴的經驗，具有較好的借鑒意義。