船舶推进轴系振动控制研究_杨俊.pdf

 振动与冲击 第 39 卷第 10 期JOURNAL OF VIBRATION AND SHOCKVol．39 No．10 2020 收稿日期2018 －11 －22修改稿收到日期2019 －02 －24 第一作者 杨俊 男， 博士， 高级工程师， 1981 年生 通信作者 刘正林 男， 教授， 博士生导师， 1949 年生 船舶推进轴系振动控制研究 杨俊1， 2，王刚伟1，田佳彬1，刘正林2 1． 武汉第二船舶设计研究所， 武汉430064; 2． 武汉理工大学能动学院， 武汉 430063 摘要推进轴系运行引起的振动是船舶艉部振动噪声的主要噪声源， 轴系振动控制对船舶振动噪声控制有重要 意义。从系统动力特性设计角度出发， 对影响轴系振动的因素进行了理论分析， 提出了控制轴系纵向一阶叶频临界转速、 缩短推进器悬臂长度、 开展轴系与结构动力学匹配设计等振动控制措施。通过台架试验对理论研究结果进行了验证， 结 果表明所提出的振动控制措施切实有效， 对实船推进轴系振动控制具有实际指导意义。 关键词振动控制; 纵向刚度; 临界转速; 推进轴系 中图分类号TH212; TH213． 3文献标志码ADOI 10． 13465/j． cnki． jvs． 2020． 10． 004 Study on vibration control of marine shaft YANG Jun1， 2，WANG Gangwei1，TIAN Jiabin1，LIU Zhenglin2 1． Wuhan Second Ship Research Institute，Wuhan 430064，China; 2． School of Energy and Power，Wuhan University of Technology，Wuhan 430063，China Abstract Vibration caused by propulsion shafting operation is the main noise source of ship stern noise． Shafting vibration control is of great significance to ship vibration and noise control．From the view of system dynamic characteristic，the factors affecting shafting vibration were analyzed theoretically． Vibration control measures were put forward，such as controlling the axial critical speed of first- order blade frequency of shafting，shortening the cantilever length of propeller，and developing the matching design of shafting and structural dynamics． The theoretical research results were verified through a series of trials． The results show that the proposed vibration control measures are effective and have practical guiding significance for the vibration control of ship propulsion shafting． Key wordsvibration control;axial stiffness;critical speed;propulsion shafting 推进轴系是船舶艉部质量最大、 跨度最长的旋转 机械， 其运行时产生的振动是船舶艉舱主要振源［1 ］。 来自推进器、 动力装置以及轴系自身的各种激励力耦 合作用于推进轴系， 并通过径向轴承、 推力轴承等向艇 体传播， 激起结构振动， 形成辐射噪声。相关研究表 明， 90以上的推进器激励都通过推进轴系传递至艇 体 ［2 ］。因此， 如何采取措施减少通过轴系传递至船体 的激励力成为各学者广泛讨论的议题。 目前国内外采取了很多有效方法来减少传递至船 体的激励力。比如从减少激励力产生的源头着手来减 少传递至船体的激励力。这类方法采取的措施包括通 过使用大侧斜螺旋桨 ［3 ］、 复合材料螺旋桨［4 ］及泵喷推 进器等 ［5 ］来取代传统的螺旋桨， 或者通过改善尾流 场 ［6 ］来减少螺旋桨进流场的不均匀性等等。有的学者 从激励力传递途径着手， 通过降低激励传递效率来减 少船体振动， 这类方法是目前研究最多的也是最有效 的。刘耀宗等 ［7 ］研究了用动力吸振器实现推进轴系纵 向减振的设计方法， 其研究表明用动力吸振器在轴系 各固有频率附近有很好的减振效果， 而在其它频段效 果不佳。针对这种被动式吸振器的局限性， Yang 等 ［8 －11 ］利用磁流变弹性体材料制作了刚度可调的动力 吸振器安装在推进轴系上， 通过调节弹性体的刚度来 改变吸振器固有频率， 从而使动力吸振器固有频率能 够跟踪轴系的工作转速。这种刚度可调的半主动式动 力吸振器对不同工作转速下的轴系都有最佳的吸振效 果， 具有更宽的工作频段。还有部分学者通过在轴上 安装电磁作动器 ［12 －13 ］， 利用主动控制方法对推进轴系 纵振进行了有效控制。张阳阳等 ［14 ］讨论了被动式动力 吸振器和主动控制方法对轴系纵向振动的控制效果， 其研究表明主动控制方法对于轴系振动控制有更好的 效果， 但是同时也需要更好的控制策略， 因而在稳定 性、 安 全 性 方 面 不 如 被 动 式 动 力 吸 振 器。Dylejko ChaoXing 等 ［15 －17 ］通过在推进轴系上安装 RC 共振转换器以降低 轴系纵向振动， 并从多个角度对 RC 共振器进行了参数 优化设计。RC 共振转换器的基本原理是通过改变轴 系纵向固有频率来减小纵向振动峰值， 同时也引入额 外的阻尼。何琳等 ［18 ］基于智能气囊隔振装置技术研制 了一种适用于推进动力系统的新型隔振装置， 并完成 了样机试验。试验结果验证了理论模型的正确性， 表 明各项技术性能完全满足推进动力系统使用要求。张 维等 ［19 ］研究了液压阻尼减振器在推进轴系纵向控制中 的可行性。研究表明合理选择液压阻尼减振器的参数 能有效地实现轴系纵向减振。 综上所述， 目前抑制船体振动的最有效措施是通 过控制轴系振动来减少传递至船体的激励力。而目前 绝大多数针对轴系振动控制的研究文献都是通过减隔 振方法， 或主动控制方法， 很少有文献从轴系动力学特 性出发， 通过合理选择轴系结构设计参数来控制轴系 振动。因此本文通过对轴系结构设计所引起的动力学 特性变化对轴系振动影响研究， 提出了缩短推进器悬 臂长度、 选择合适的轴系纵向刚度等振动控制方法。 1轴系振动分析建模 1． 1轴系纵向振动建模 轴系纵振计算采用集总参数法， 将高弹联轴器至 螺旋桨之间的轴系简化为集中质量和无质量弹簧组成 的离散结构。轴系纵振计算模型如图 1 所示。 图 1轴系纵振计算模型 Fig． 1The mathematical model for shaft axial vibration 轴段的纵向刚度计算公式为 k πD 2E 4L 1 式中E 为材料杨氏模量， N/m2 ;D， L 分别为轴段 的直径和长度， m。 按照上述计算公式及建模方法， 对某船推进轴系 进行纵向振动建模， 数据见表 1。在轴系纵向振动计算 中， 螺旋桨质量附连水系数取 1． 6。 1． 2轴系横向振动建模 轴系横向振动分析采用有限元建模方法， 轴段为 经过抽象处理的弯曲弹性体， 其建模理论为欧拉梁与 Timoshenko 梁理论， 并建立在弹性力学若干基本假定 上， 包括 连续性假设、 均匀性假设、 各向同性假设及完 全弹性假设。 依据有限元理论， 将船舶轴系分成多个轴段、 轮盘 和轴承单元， 然后分别对各种类型的单元进行动力学 特性的推导。 表 1某船轴系纵向振动离散数据 Tab． 1Shaft axial vibration data of a ship 序号名称质量/kg弹簧序号刚度/ Nm －1 1高弹联轴器7 469． 0k12． 07 107 2轴段2 092． 0k21． 14 1010 3轴段2 171． 0k31． 31 1010 4推力轴2 631． 0k41． 74 1010 5轴段1 273． 5k51． 99 1010 6轴段1 325． 7k66． 40 1010 7轴段774． 7k72． 62 1010 8轴段1 148． 5k81． 21 1010 9轴段2 009． 5k95． 79 109 10轴段2 210． 2k105． 79 109 11轴段1 509． 1k113． 06 1010 12轴段1 442． 7k121． 98 1010 13螺旋桨14 504． 7 1． 2． 1轴段单元的动力学分析 弹性轴段单元如图 2 所示。它的两端节点的位移 即该单元的广义坐标， 则有 { u1} ［ xa ， α ya， xb ， α yb］ T { u2} ［ ya，－ αxa， yb，－ αxb］ { T 2 图 2弹性轴段单元 Fig． 2The shaft element 其中， l 为轴段的长度。该单元内任何一个截面的 位移 x， y， αx ， α y是位置 s 和时间 t 的函数， 用位移插值 函数可表示为 x s， t ［ N］ { u1} 3 式中，位移插值函数［ N］ 为待定的 1 4 的矩阵。 ［ N］ ［ N1 s ， N2 s ， N3 s ， N4 s ］ 4 根据轴段单元的边界条件， 可得 N1 s 1 － 3ε2 2ε3 N2 s l［ ε － 2ε2 ε 3］ N3 s 3ε2－ 2ε3 N4 s l［－ ε2 ε 3        ］ 5 式中，ε s/l。轴段单元的质量阵、 刚度阵、 陀螺矩阵 的表达式为 Mtp∫ l 0μ［ N］ T［ N］ ds Mrp∫ l 0jd［ N］ T［ N］ ds Je∫ l 0jp［ N］ T［ N］ ds Ke∫ l 0EI［ N″］ T［ N″］ d            s 6 52第 10 期杨俊等船舶推进轴系振动控制研究 ChaoXing 由此可以得到单元的质量阵、 刚度阵、 陀螺矩阵。 Mtp μl 420 156 22l 54－ 13l 4l213l － 13l2 156 － 22l syms4l             2 ， Mrp μr 2 120l 363l － 363l 4l2－ 3l － l2 36－ 3l sym4l             2 ， Ke EI l3 126l － 126l 4l2－ 6l 2l2 12－ 6l syms4l             2 ， Je μr 2 60l 363l － 363l 4l2－ 3l － l2 36－ 3l syms4l             2 7 式中Mtp为移动惯性矩阵;Mrp为转动惯性矩阵。 1． 2． 2滑动轴承的处理 对于滑动轴承， 因为线性滑动轴承包括四个刚 度系数， 两个主刚度系数和两个交叉刚度系数， 将四 个刚度系数分别叠加到原刚度矩阵中轴承所在节点 自由度对应的位置上。滑动轴承支撑刚度由设备厂 家提供。 按照有限元方法建模原则， 并结合该轴系的结构 特点， 对轴系进行节点划分， 节点选在各轴段的端点位 置上， 如图 3 所示。美国石油协会标准 API684 对于轴 系横向振动模型划分作出规定 每个轴段单元的长径 比 长度与直径的比值 不超过1． 0 且不小于0． 1， 建议 长径比为 0． 5。考虑到本推进轴系较长， 为避免划分单 元过多， 在计算轴系自由振动时， 选取长径比 1． 0 进行 轴段简化。本轴段共划分 77 个单元。 图 3某船轴系横向振动有限元模性 Fig． 3The finite model for whirling vibration of shaft 2轴系振动影响因素分析 2． 1轴系纵向振动影响因素分析 推进器测试结果表明非定常激励力主要为其各阶 叶频分量， 其中一阶叶频分量占主导地位， 且不同转速 下一阶叶频激励力的幅值与转速平方成正比， 如图 4 所示。因此轴系振动控制的重点是对推进器一阶叶频 及其倍频的激励传递进行控制。 图 4推进器激励力测试结果 Fig． 4Propeller excitation force test 针对某船轴系， 利用前述的轴系纵振模型， 采用有 限元加集总参数法， 计算了其轴系纵向振动特性及响 应。纵向激励的频率为叶频次， 幅值与转速平方成 正比 F纵 1 000 n N 2 8 式中F纵为纵向激励力幅值;n 为转速;N 为额定 转速。 纵向振动计算结果， 如图 5 所示。由图 5 可知， 一 阶叶频临界转速为 65 N， 纵向振动响应在约 65 N 工况点出现一阶叶频激励引起的共振。虽然振幅满足 标准要求， 不会影响轴系运行安全性， 但是出现共振的 工况点为该船常用工况， 必须开展相应的振动控制。 图 5某型船轴系纵向振动计算结果 Fig． 5Shaft axial vibration analysis 由于推进轴系纵向振动的主要激励频率为推进器 叶频及其倍频， 其中一阶叶频影响尤为明显， 因此纵向 振动控制的思路之一就是改变轴系的纵向振动特性， 通过降低推进轴系纵向振动临界转速， 使一阶叶频临 界转速小于 50 N， 这样一方面使轴系在 50 N 以上 的转速运行时能够对一阶叶频及以上的激励频率变成 一个减振系统; 另一方面使轴系的一阶叶频共振转速 控制在小于 50 N 能够大幅降低激励力， 再辅以阻尼 的方法以进一步控制跨临界时的振动。为此， 开展了 轴系纵向临界转速影响因素分析。 轴系纵向临界转速主要由推进轴系质量和纵向刚 度决定。由于系统设计受制于总体要求， 难以对主轴 长度、 轴径、 推进器重量等参数做显著改变， 通过这些 参数对推进轴系纵向振动临界转速影响有限， 实际可 行的措施只能改变纵向刚度。表 2 给出了该船轴系纵 向刚度在 1． 0 107～5． 0 1010N/m 内变化时， 推进轴 62振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 系纵向一阶叶频临界转速变化情况。 表 2轴系一阶叶频临界转速随纵向刚度变化情况 Tab． 2Shaft first natural speed chang with axial stiffness 纵向刚度/ Nm －1 轴系纵向一阶叶频 临界转速/额定转速/ 轴系纵向二阶叶频 临界转速/额定转速/ 1． 0 1076． 1134． 6 5． 0 10713． 6134． 75 1． 0 10819． 15134． 9 1． 5 10823． 35135． 1 5． 0 10841． 2136． 25 1． 0 10955． 55137． 9 1． 5 10965． 015139． 6 5． 0 10991． 25149． 5 1． 0 1010100． 4157． 85 5． 0 1010108． 05171． 05 从表 2 可知， 随着纵向刚度的降低， 轴系一阶、 二 阶叶频临界转速均降低， 当纵向刚度为 5． 0 108N/m 时， 推进轴系一阶叶频临界转速降至 41． 2 N， 且二阶 叶频临界转速为 136． 25N， 高于 115N， 能够保证轴 系在额定转速范围内不会出现二阶叶频共振。 将纵向刚度分别取5．0 108N/m 和1．5 109N/m， 计算两种情况下叶频激励作用的轴系纵向振动响应情 况并对比分析， 如图 6 所示。 图 6轴系艉部振动响应对比 Fig． 6Axial vibration with different axial stiffness 由图 6 对比可知， 将纵向刚度由 1． 5 109N/m 降 低至 5． 0 108N/m， 有两个明显好处 ①一阶叶频共振 峰从约 65N 移至约 41N， 且振动峰值大幅降低; ② 显著降低了 50 N 以上转速范围的振动响应。通过降 低纵向刚度， 使轴系纵向一阶叶频临界转速降至 50 N 以下， 并确保二阶叶频临界转速高于 115 N 能够有 效控制轴系纵向振动。 2． 2轴系横向振动影响因素分析 针对上述某船， 利用前述所建立的轴系横向振动 模型， 计算其轴系横向振动特性及响应。横向激励同 纵向激励取值相同。 全转速工况范围内各支承轴承最大振动幅值、 振 动传递及轴承动载如表 3 所示。 计算结果表明 最靠近推进器的艉轴承是横向振 动向艇体结构传递的主要途径， 所传递能量占比达 84． 7， 因此横向振动控制的主要措施应针对艉部轴 表 3横向振动各轴承处最大振动响应情况 Tab． 3Shaft lateral vibration at different bearings 位置艉后轴承艉前轴承推力轴承2中间轴承 1中间轴承 最大振幅 3．19 10 －2 3．66 10 －2 3．48 10 －2 2．50 10 －3 8．64 10 －4 传递能量 占比/ 51．0533．6515．220．070．01 承区域开展。该区域可控制的相关设计参数主要包 括 ①推进器悬臂长度; ②艉轴承支撑刚度。 2． 2． 1推进器悬臂长度对轴系振动影响 推进器悬臂长度定义为 推进器轮毂艏端面至艉 轴后轴承轴毂艉端面的距离。该参数的变化直接影响 系统刚度。下表给出了215 mm 和620 mm 两种不同悬 臂长度方案下轴系横向振动计算情况。 表 4轴承横向振动响应幅值 Tab． 4Shaft lateral vibration at bearing nodesmm 位置艉后轴承艉前轴承推力轴承2中间轴承 1中间轴承 悬臂 2153．19 10 －2 3．66 10 －2 3．48 10 －2 2．50 10 －3 8．64 10 －4 悬臂 6205．23 10 －2 5．34 10 －2 4．78 10 －2 3．98 10 －3 1．50 10 －3 图 7艉轴前/后轴承振动响应对比 Fig． 7Vibration at after ＆ forward bearings 从计算结果可知 悬臂长度增大后， 各轴承处的横 向振动响应幅值均增大。因此缩短推进器悬臂长度有 利于降低轴系横向振动。 2． 2． 2艉轴承支撑刚度对轴系振动影响 艉部轴承为横向振动能量传递主要途径， 其支撑刚 度对系统振动响应情况有重要影响。如表5 给出了不同 支撑刚度下轴系通过支承传递于基座的振动能量。 表 5不同支承刚度轴系振动传递及轴承动载 Tab． 5Vibration translation with different bearing stiffness 支承刚度/ Nm －1 振动能量传递占比 艉后轴承/艉前轴承/ 5． 0 10931． 1547． 31 2． 0 10957． 8030． 06 1． 0 10959． 7027． 39 1． 0 10827． 4549． 73 由计算结果可知 随着艉轴前/后轴承支承刚度的 降低， 轴系向结构传递的振动变化趋势不明显， 两个艉 轴承之间振动能量传递分配有所变化， 但是总的能量 占比基本不变。因此通过改变艉轴承刚度， 能够一定 程度上影响振动传递特性， 需要结合船体结构特性进 一步开展动力特性匹配研究。 72第 10 期杨俊等船舶推进轴系振动控制研究 ChaoXing 3轴系振动控制台架试验 3． 1试验台架介绍 为了验证上述理论分析所得控制措施的有效性， 开展了轴系振动控制台架试验研究。试验台架布置如 图 8 所示。 图 8轴系试验台架 Fig． 8Shaft experimental system 本试验台架主要由拖动电机、 减速器、 推力轴承、 水 箱、 螺旋桨、 各轴段及支撑轴承等组成。轴系试验台架基 本性能参数如下 轴径 Ф70 mm， 最大转速 300 r/min， 电 机功率 55 kW， 齿轮箱减速比 5． 095 ∶ 1， 推力轴承最大 轴向推力 12 kN， 轴系总长度约为 5 m。试验轴系运行 时带动螺旋桨在水箱中运转来模拟实船螺旋桨激励。 如图 9 ～ 图 11 所示， 为开展轴系振动试验的相关 条件 ①图 9 为通过在推进器轴艏端加装一个轴段来 实现推进器长悬臂结构和短悬臂结构的试验条件， 悬 臂长度相差 150 mm; ②图 10 为橡胶纵向减振器， 用其 替换图 1 中的过渡轴段来实现纵向刚度变化的试验条 件， 通过测量可知过渡轴段的刚度为 2． 25 109N/m， 纵向减振器的刚度为 2． 0 106N/m; ③图 11 为径向弹 性支撑座和刚性支撑座， 将其安装于图 8 中的螺旋桨 轴承部位来实现径向支撑刚度变化的试验条件。 图 9不同推进器悬臂长度试验方案 Fig． 9Test scheme for cantilever length of different propellers 图 10纵向减振器 Fig． 10Vibration reducer 图 11螺旋桨轴承支撑座 Fig． 11Basement of propeller bearing 3． 2试验情况概述 台架试验按照以下几个状态开展 ①试验台架的 初始状态， 螺旋桨轴承刚性支撑、 长悬臂、 纵向刚性支 撑， 此为状态 a; ②卸下增长轴段以缩短螺旋桨的悬臂 长度， 此时试验台架的状态为螺旋桨轴承刚性支撑、 短 悬臂、 纵向刚性支撑， 此为状态 b; ③将螺旋桨轴承更换 为弹性支撑座， 此时试验台架试验状态为 螺旋桨轴 承弹性支撑、 短悬臂、 纵向刚性支撑， 此为状态 c; ④将螺 旋桨轴承更换为刚性支撑座， 将过渡轴承更换为纵向弹 性联轴器， 此时试验台架的状态为螺旋桨轴承刚性支撑、 短悬臂、 纵向弹性支撑， 此为状态 d。如图12 所示。 图 12轴系振动台架试验方案 Fig． 12Shaft vibration experiment plan 状态 a 与状态 b 试验结果对比， 可获得推进器悬臂 长度对轴系振动的影响; 状态 b 与状态 c 试验结果对比， 可获得径向支撑刚度对轴系振动的影响; 状态 b 与状态 d 对比， 可获得纵向刚度对轴系振动的影响。每种状态 下的运行工况均为 50 r/min， 100 r/min， 150 r/min， 200 r/min， 250 r/min。试验台架的测点布置见表6。 表 6轴系试验台架测点布置情况 Tab． 6Sensor distribution on shaft experimental system 测点编号位置测点属性 1螺旋桨轴承机脚垂向加速度传感器 2推力轴承机脚垂向加速度传感器 3推力轴承基座艏端面纵向加速度传感器 4中间轴承机脚垂向加速度传感器 5轴毂端面 水箱外纵向加速度传感器 6螺旋桨轴 水箱内横向位移传感器 7艉轴垂向位移传感器 8艉轴横向位移传感器 试验采用东华的 DH5922 动态信号测试分析系统， 共 32 通道， 采用 24 位 A/D 转换器， 可长时间实时、 无 间断记录多通道信号， 所有通道并行同步工作， 最高采 样速率 256 kHz/通道 ， 通过千兆以太网与测试计算 82振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 机进行数据通讯。 为了更直接体现振动变化情况， 在试验数据处理 时， 按照下面的公式将振动加速度和位移转换为振级。 总振级 dB 20lg ∑a 2 槡 i a0 9 式中ai为对应频率的振动加速度或振动位移幅值， i 1， 2， 3， ;a0为加速度或位移参考值。 3． 3螺旋桨悬臂长度对轴系振动影响试验 在艉轴和螺旋桨轴之间设置 150 mm 调整轴段， 以 改变螺旋桨悬臂长度。两种不同悬臂长度状态下的轴 系运行测试结果， 如图 13 所示。 图 13各转速下艉轴横向位移频谱 8 Fig． 13Shaft displacement at different speeds 由于悬臂长度变化对水箱内流场影响较大， 因此 本试验选取布置在水箱外的测点进行结果分析。图 13 为艉轴横向振动 8测点 在各转速下的响应频谱， 图 中结果反映出， 不同悬臂长度下， 测点的横向振动在各 转速下均以轴频及其倍频响应为主， 轴频的响应始终 最大， 将长悬臂与短悬臂状态下的轴频响应幅值进行 对比可知， 减小螺旋桨的悬臂长度能够较明显降低轴 频的振动响应幅值， 如表 7 所示。 表 7艉轴横向测点 8 的轴频响应幅值 Tab． 7The response of first shaft frequency on the eighth sensor 转速/ rmin －1 短悬臂/mm 长悬臂/mm增幅/dB 500． 0190． 0262． 724 1000． 0180． 0252． 853 1500． 0210． 0261． 855 2000． 0140． 0192． 653 2500． 0210． 0272． 183 试验结果表明， 缩短螺旋桨悬臂长度能够有效降 低推进轴系的轴频振动， 这与理论分析结果基本一致。 3． 4螺旋桨轴承刚度对轴系振动影响试验 本试验中， 在同样悬臂长度状态下， 先后进行了螺 旋桨轴承刚性支撑和弹性支撑两种状态下的轴系运行 测试， 结果对比如图 14 所示。选取距离螺旋桨轴承最 近的测点 6 进行对比分析。 图 14螺旋桨轴承刚性支撑/弹性支撑振动对比 6测点 Fig． 14The frequency response contrast between elastic bearing and rigid bearing 92第 10 期杨俊等船舶推进轴系振动控制研究 ChaoXing 对比分析可知， 螺旋桨轴承变为弹性支撑后， 6测点 各转速下的轴频位移幅值增大， 50 r/min 为 0．029 mm→ 0．088 mm， 100 r/min 为0．046 mm→0．088 mm， 150 r/min 为 0． 06 mm→0． 065 mm， 250 r/min 为 0． 054 mm→ 0． 104 mm。这是由于弹性支撑下对轴系约束降低所 导致。 进一步对比了本试验中三个轴承基座加速度测点 1， 2， 4 在各转速下的总振级， 如图 15 所示。 图 151， 2和 4测点总振级对比 Fig． 15The vibration reduce of 1， 2 and 4 sensors at different speeds 结果表明改变螺旋桨轴承刚度， 振动无明显变化 趋势， 这与理论分析结果是基本一致的。在 150 r/min 工况时， 弹性支撑有明显振动降幅， 经分析这是由于该 转速下的叶频激励与试验轴系横向振动一阶固有频率 为 17 ～19 Hz， 橡胶弹性支撑的阻尼效果有效抑制了共 振峰值。 3． 5纵向刚度对轴系振动影响试验 在同样悬臂长度和艉轴承刚度状态下， 进行了纵 向刚度对轴系振动影响试验。首先开展了刚性轴段的 轴系运行试验， 然后换装了橡胶纵向减振器开展了轴 系运行试验。 通过测量， 刚性轴段的纵向刚度为 2． 25 109N/m， 橡胶纵向减振器的纵向刚度为 2． 0 106N/m。台架试 验结果如图 16 所示。数据分析重点参考推力轴承基 座艏端面 3测点 的振动加速度。 由时域对比结果可知， 换装橡胶纵向减振器之后， 推力轴承基座处的振动加速度响应明显降低， 且降幅 随着转速的增加而增加。 推力轴承基座端面振动加速度的频谱， 如图 17 所示。 由频域对比可知， 加入橡胶纵向减振器之后， 推力 轴承基座处的振动加速度响应幅值在中高频段降低较 为明显， 特别是在 170 ～270 Hz; 此外， 在高转速工况叶 频次的响应也有一定程度的降低， 分别为 200 r/min 由 0． 034 m/s2降至 0． 026 m/s2， 250 r/min 由 0． 009 m/s2 降至 0． 007 m/s2， 降幅分别为 2． 33 dB 和 2． 19 dB。 如图 18 所示， 提取并对比了推力轴承基座处测点 的振动加速度总振级 10 ～1 000 Hz 。采用纵向减振 器后， 推力轴承基座处振动加速度总级在所有转速下 均有明显降低， 总振级降幅随着转速的提高而逐渐增 大， 在 250 r/min 时， 降幅达到 10． 6 dB。 图16 推力轴承基座端面振动加速度时域响应对比 3测点 Fig． 16The acceleration of thrust bearing basement in time domain 图 17推力轴承基座端面振动加速度频谱 3测点 Fig． 17The acceleration of thrust bearing basement in frequency domain 试验结果与理论计算结果的趋势基本一致 通过 降低轴系纵向刚度能够有效控制轴系纵向振动， 尤其 是对中高转速范围的振动控制效果最为明显。 03振 动 与 冲 击2020 年第 39 卷 ChaoXing 图 18推力轴承基座端面总振级降幅 3测点 Fig． 18The decreasing amplitude of total vibration level at thrust bearing basement 4结论 本文通过理论分析结合台架试验研究， 提出了通 过推进系统动力特性设计实现振动控制的方法 1通过控制轴系纵向刚度， 使纵向振动一阶叶 频临界转速小于额定转速 50， 同时二阶叶频临界转 速大于额定转速 115， 能够有效控制轴系纵向振动， 尤其是对中高转速范围的振动控制效果最为明显。对 于较低转速下出现的一倍叶频共振， 可结合阻尼技术 开展进一步的振动控制。 2通过缩短推进器悬臂长度能够有效降低推进 轴系的轴频振动; 降低艉轴承支撑刚度的减振效果不 明显， 但是能够改变振动传递特性， 需要结合船体结构 特性进一步开展动力特性匹配研究。 参 考 文 献 ［1］ 华宏星， 俞强． 船舶艉部激励耦合振动噪声机理研究进展 与展望［ J］ ． 中国舰艇研究， 2017 4 6 －16． HUA Hongxing，YU Qiang． Structural and acoustic response 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