某型工作船轴系振动特性及响应分析

苏朝君，李　梓，徐逸然

(中国船舶重工集团公司第七〇四研究所，上海 200031)



某型工作船轴系振动特性及响应分析

苏朝君，李梓，徐逸然

(中国船舶重工集团公司第七〇四研究所，上海 200031)

为了评估某工作船轴系轴承参数变化对振动特性的影响，利用有限元软件进行轴系建模、模态和谐响应计算，分析推力轴承纵向刚度、后艉轴承支撑刚度和位置变化对固有频率的影响，并计算轴系的振动响应。结果表明，推力轴承纵向刚度主要影响轴系纵向固有特性，后艉轴承刚度影响中、高阶固有频率，后艉轴承位置影响低、中、高阶固有频率，轴系在激振力作用下后艉轴承处位移最大；建议在轴系设计中优化轴承参数，降低轴系异常振动风险。

船舶推进轴系；有限元分析；振动特性；激振力；振动响应

船舶螺旋桨推进轴系是实现发动机与螺旋桨的能量传递，同时又是传递螺旋桨推进力的重要部件。当轴系受到发动机或螺旋桨等受功部件的激振力作用下会出现振动，若轴系设计不合理将产生异常振动，导致机械故障及船体异常振动[1]。目前国内船舶推进轴系设计时主要使用基于霍尔茨法(Holzer)或传递矩阵法发展起来的方法进行轴系振动特性分析，其计算结果精度一般不高，在计算结果满足规范要求的情况下，船舶推进轴系还是时常出现异常振动的情况。以某型工作船轴系设计为工程背景，引入有限元方法分析轴承参数变化对轴系固有频率的影响及轴系在激励的响应情况，探讨轴系振动控制设计的注意事项。

1　某型工作船推进轴系简介

所述工作船为国家统一规划建造的系列新型船舶，主推进系统为双机双桨，中速柴油机通过高弹性联轴器与齿轮箱输入轴连接，齿轮箱为单输入双输出形式。通过减速齿轮箱后主输出通过唱轴系带动螺旋桨，左右两舷齿轮箱PTO输出分别通过高弹性联轴器带动消防泵和轴带发电机。该船主推进系统简图见图1。

图1　某工作船主推进系统组成示意

因该船轴系较为细长且螺旋桨通过人字架支撑远离船体，艉轴支撑结构较弱，导致轴系容易受到外界激振力的影响产生异常轴系振动，故在轴系设计阶段就需要进行振动特性及相应情况分析。

该型工作船螺旋桨轴系的主要部件有：螺旋桨、螺旋桨轴、中间轴、推力轴，以及轴承等。轴系振动主要激励源有发动机激振力、齿轮箱激振力和螺旋桨激振力。而其中的螺旋桨激振力主要产生原因为螺旋桨在船艉不均匀流场中运行，产生不均匀的推力、交变旋转力矩和交变弯曲力矩，构成船舶艉部的主要扰动源，故本文着重考虑螺旋桨激振力，对轴系进行振动响应分析。

2　推进轴系模态分析

2.1三维建模

利用ANSYS该软件进行轴系振动特性分析。工作船轴系支撑轴承都为滑动轴承。描述滑动轴承的重要参数有轴承刚度和阻尼，轴承刚度和阻尼直接影响着轴系系统的振动响应特性[2]。将工作船轴系支撑简化，见图2。

图2　工作船轴系支撑示意

轴系有限元建模除需轴系各部分尺寸、轴承支撑位置和螺旋桨参数外，尚需要考虑轴承座刚度、油膜刚度、船体刚度、螺旋桨附水质量等，通常这些数据难以计算或测量，故计算时常以母型船或经验值代替。将每个滑动轴承支承上的上述各参数以等效弹簧替代。中间轴承支持结构较强，可取得大一些，后艉轴承和中艉轴承通过人字架支撑远离船体，刚度需要取得小一些[3]。推力轴承主要承受轴系正倒车推力，一般船舶设计时推力轴承结构有所加强，故推力轴承纵向刚度取大一些。根据工作船情况本文对各支撑轴承等效弹簧刚度取值见表1。

表1　等效弹簧刚度取值

根据轴系外形和螺旋桨尺寸参数，对轴系采用三维实体SOLIDE185单元进行网格划分。支撑滑动轴承采用Combine14进行模拟，其中后艉轴承的支点建模时设在轴承轴承长度靠船艉1/3处，其他轴承支点选在轴承中心位置[4]。螺旋桨建模时将其等效为一个与螺旋桨质量与转动惯量相等的圆盘，并加上附水质量(螺旋桨质量附水系数取1.3)。轴系的有限元模型见图3。

图3　轴系有限元模型

2.2模态计算结果

计算轴系前10阶模态固有频率，见表2。

从ANSYS后处理器观察动态振型图可以看出，第1阶振型主要是扭振振型为主，第2～7阶主要为横振振型为主，第8阶以纵向振动振型为主，第9、10阶同时存在横向与纵向振动振型。

表2　螺旋桨推进轴系前10阶模态固有频率

3　轴承参数变化对轴系振动特性影响

3.1推力轴承支承刚度

推力轴承将螺旋桨产生的推力或拉力传递给船体，与此同时也将齿轮箱和螺旋桨激振力传递到船体，是轴系振动传递的重要节点之一。由此可见，推力轴承结构参数的合理选取将直接影响轴系振动传递特性，也影响了船舶艉部结构振动水平[5]。通过软件模拟不同推力轴承纵向刚度对船舶轴系振动特性的影响，计算结果见图4。

图4　不同纵向刚度的影响

由图4可见，推力轴承纵向刚度对轴系固有振动频率影响主要体现在第8、13、14、20阶固有振动频率上，刚度越高固有频率也随之升高，对于其他模态阶数振动频率影响很小，基本可以忽略。影响较大的几阶模态都存在纵向振动振型，说明推力轴承纵向刚度对轴系纵向振动固有频率有较大影响[6]。

3.2后艉轴承刚度

后艉轴承一般安装位置远离船体，通过人字架支撑，导致该轴承支撑刚度低；该轴承为水润滑轴承，渔网缠绕和泥沙侵入，容易导致轴承磨损不均，所以后艉轴承工作情况非常恶劣[7]。通过软件模拟不同后艉轴承轴承支撑刚度对船舶轴系振动特性的影响，计算结果见图5。

图5　后艉轴承不同刚度的影响

由图5可见，后艉轴承刚度对轴系固有振动频率影响主要体现在轴系的中、高阶振动频率上，对于5阶以下的低阶振动频率影响较小。随着后艉轴承支撑刚度的增大，轴系固有频率有增大的趋势。

3.3艉轴承不同支撑位置

后艉轴承支撑位置的变化直接影响螺旋桨轴悬挂部分的长度，螺旋桨的质量主要由后艉轴承支撑，考虑到还有螺旋桨附水质量，所以后艉轴承支撑位置必须给予关注。本文通过软件模拟不同后艉轴承支撑位置对船舶轴系振动特性的影响，分别计算了后艉轴承支撑位置离螺旋桨中心730、870、1 010、1 150、1 290 mm位置的轴系振动模态，计算结果见图6。

图6　后艉轴承不同支承位置的影响

由图6可见，后艉轴承的支撑位置对轴系的低、中、高阶固有频率都有较大影响。因此从振动的角度看，必须对船舶后艉轴承的安装位置进行校核，在条件允许的情况下，选择轴承的支撑位置以调整轴系的固有频率，避开有害的共振。实际船舶后艉轴承相对其他轴承较宽，随着轴承的磨损，轴承的支撑中心会有所变化，所以应该对后艉轴承的磨损予以重视。

4　激振力作用下的轴系振动响应

螺旋桨激振力是引起船舶轴系产生稳态强迫振动的主要原因，也是船体振动的主要振源[8]。为了简化轴系振动响应分析，暂不考虑轴系其他激振力的影响，并只以螺旋桨激振力进行分析。

4.1螺旋桨激振力计算

螺旋桨在船艉不均匀伴流场中运转时产生的简谐交变激振力，其频率为叶频。简谐纵向激振力和简谐扭转激振力矩也可分解成无数个倍叶频kz(z为叶片数，k=1，2，…)分量，所以简谐纵向激振力Fx和简谐扭转激振力矩Mx表示为[3,9]

(1)

(2)

带入工作船的参数，最终计算得到以时间t为自变量的螺旋桨纵向激振力和扭转激振力矩：

Fx=[166 501+16 650.1sin(4ωt)]

Mx=[98 958.8+17 812.6sin(4ωt)]

4.2螺旋桨激振力作用下船舶轴系振动响应

4.2.1螺旋桨交变纵向力作用下轴系振动响应

根据Fx作用下的各关键节点的振动响应，轴系各轴承处的纵向位移振幅计算结果见图7。

图7　各轴承位纵向振幅

由图7可见，各轴承位的纵向位移在频率为32 Hz，与模态计算32.776 Hz固有频率相符。轴承位置纵向位移最大振幅从船艉向船艏依次减小，其中后艉轴承处纵向振幅最大，CCS《钢质海船入级规范》对中速机轴系并没有衡准要求。工作船的轴系额定转速工作转速对应的螺旋桨叶频为17.33 Hz，在此频率下后艉轴承的纵向最大位移为0.762 mm，齿轮轴后轴承处的纵向位移为0.168 mm，振动幅度较小，满足要求。

4.2.2螺旋桨交变扭转力矩作用下轴系振动响应

根据Mx作用下的轴系振动响应，轴系各轴承处的水平切线方向位移振幅计算结果见图8。

图8　各轴承位水平切线方向位移振幅

由图8可见，各轴承位水平切线方向的振动位移在频率为4 Hz时达到最大，且各轴承位置处水平切向位移从船尾向船首依次减小。船舶推进轴系在螺旋桨处与各个轴承位处在不同螺旋桨激励下发生的水平切线的振动位移都是在4 Hz频率处，因此要注意避免该频率下的轴系共振[10]。

5　结论

1)推力轴承纵向刚度只对轴系纵向振动固有频率有较大影响，且主要影响高阶固有频率。因此对于转速较低的船舶轴系来说，推力轴承的纵向刚度变化对船舶轴系固有振动特性的影响不大。但推力轴承作为船舶传递推力重要设备，其刚度参数还是需要优化和加强。

2)后艉轴承刚度对轴系固有振动频率影响主要体现在轴系的中、高阶振动频率上。对于转速较高，桨叶数量较多的轴系要给予足够重视，同时后艉轴承一般都是水润滑的高分子轴承，工作条件差，其刚度也容易受到影响，因此需要注意轴承间隙和水胀系数的选择。

3)后艉轴承的支撑位置变化对轴系的低、中、高阶固有频率都有较大影响。因此从振动的角度看，所有不同类型的船舶，都必须对船舶后艉轴承的安装位置进行校核，在条件允许的情况下，调整轴承的支承位置以调整轴系的固有频率，避开常用工况下轴系频率。

4)通过分析船船轴系在螺旋桨激振力作用下的响应得到最大位移振幅发生在螺旋桨和艉轴后轴承位置处。因此类似船舶轴系设计时要加强振动响应位移最大处轴系强度，并在维护保养过程中关注该处轴系的跳动情况，排除安全隐患。

[1] 陈可越.船舶设计实用手册[M].北京:中国交通科技出版社,2007.

[2] 王新荣,初旭宏.ANSYS有限元基础教程[M].北京:电子工业出版社,2011.

[3] 赵婷.船舶推进轴系静动态特性及控制研究[D].西安:西安科技大学,2012.

[4] 周春良.船舶轴系振动研究[D].哈尔滨:哈尔滨工程大学,2006.

[5] 王滨.轴承刚度对船舶轴系振动特性的影响研究[J].齐齐哈尔大学学报,2009,25(6):55-60.

[6] 周旭辉,杨俊.推力轴承纵向刚度对船舶轴系振动响应的影响[J].船海工程,2012,41(4):110-112.

[7] 周春良,刘占生,郑洪涛.轴承支承长度及间距对船舶轴系振动特性影响[J].船舶工程,2007,29(5):16-18.

[8] 郭进涛,董威.基于ANSYS的高速艇艉轴架轴系振动响应分析[J].船海工程,2015,44(4):18-20.

[9] 张赣波.船舶主推进轴系纵向振动主动控制方法研究[D].武汉:华中科技大学,2012.

[10] 姚熊亮.船体振动[M].哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社，2004.

Analysis of Vibration Characteristics and Response of the Working Ship Propulsion Shafting

SU Chao-jun, LI Zi, XU Yi-ran

(No. 704 Research Institute of CSIC, Shanghai 200031, China)

To assess the impact of a working ship shafting bearing parameters on the vibration characteristics, the modal analysis and harmonic response are computed by FEM for the shafting to investigate the influence of the thrust bearing longitudinal stiffness, the after stern bearing support stiffness and position upon the natural frequencies, as well as the shafting vibration response. The numerical results show that the main thrust bearing longitudinal stiffness affects the longitudinal natural frequency of shafting, the after stern bearing stiffness impact medium and high natural frequency, the after stern bearing position impact low, medium and high natural frequency, the maximum displacement in place after stern bearing under exciting force. Some suggestions are proposed to optimize the bearing parameters on shafting design process so as to reduce the risk of abnormal vibration.

marine propulsion shafting; finite element analysis; vibration characteristic; exciting force; vibration response

2015-12-29

2016-03-02

国家部委基金资助项目

苏朝君(1985—)，男，硕士，助理工程师

U664.21

A

1671-7953(2016)04-0137-04

DOI:10.3963/j.issn.1671-7953.2016.04.032

研究方向:船舶主推进系统集成设计

E-mail:mycjsu@163.com