隔振推力轴承振动能量泄漏的反演诊断

吴崇建，雷智洋，陈志刚*，杜堃，李全超

1 中国舰船研究设计中心，湖北 武汉 430064

2 船舶振动噪声重点实验室，湖北 武汉 430064

0 引 言

目前，由推进系统产生的水声辐射是舰艇低速工况下的主要噪声源[1]。螺旋桨在非均匀伴流场中产生的非定常激励力激励艇体结构产生辐射，推进轴系是螺旋桨激励力传递的主要通道[2-4]。研究表明，螺旋桨纵向激励力最大[5]，纵向振动传递控制是推进系统振动噪声控制的关键之一[6]。通过研究推进轴系与艇体的耦合振动关系，提出了螺旋桨−轴系与艇体存在“纵向弱耦合”及“横向强耦合”两种耦合振动模式[7]，与之相应匹配应用的纵向隔振器和全翼展式推力轴承基座的纵向振动控制取得了较好的声学效果。但是，纵向隔振器的嵌入降低了轴系弯曲刚度，增加了轴系回转振动，横向振动控制需得到更好的平衡。

鉴此，提出了研制一体化隔振推力轴承的需求，以进一步提高轴系纵向振动控制效果，降低回转振动。在开展轴系台架试验时，发现如下3 种现象：1）试验数据不稳定；2）传递频响共振峰频带过宽；3）振级落差不理想，艉部推进系统水池试验还进一步表明振级插入损失不佳。

为了排查隔振推力轴承隔振性能不佳的原因，本文拟在研究中将轴系分解，聚焦分析隔振推力轴承的隔振缸和弹性部件，分步揭示其动力学特性，并且，设计专用垂向试验台架对隔振部件——螺旋弹簧和隔振缸开展动力学特性的理论与试验研究，反演诊断系统隔振效率未达到预期的因果关系，以此为优化改进螺旋弹簧隔振缸提供技术基础。

1 隔振推力轴承在轴系中的表现

图1 所示为隔振推力轴承轴系台架试验得到的测试结果与理论预估结果的对比。不同试验阶段、试验状态的大量试验数据形成了比较完整的逻辑链。根据声学质量评估，经综合判断，认为该隔振推力轴承样本在桨−轴−艇耦合系统中隔离振动能量传递的性能较差。

图1 轴系纵向振动响应的理论预估与试验测试结果对比Fig. 1 Longitudinal vibration response comparison of the shaft between theoretical and experimental results

2 螺旋弹簧隔振缸结构

隔振推力轴承中用于隔振的核心部件是隔振缸，如图2 所示，其主要由隔振缸套筒、螺旋弹簧、活塞杆、端盖、导向带等部件组成。图中，F1+F0sin(ωt)表示的是隔振缸受到的纵向力，其中F1为 纵 向 静 推力，F0sin(ωt)为纵向 脉 动 激励力，ω为圆频率，t为时间。

图2 隔振缸剖面图Fig. 2 Section view of the coil spring cylinder

螺旋弹簧与活塞杆和隔振缸套筒之间通过预压缩压紧，没有设计固定装置。螺旋弹簧作为弹性元件，主要承载静态推力并衰减脉动推力；活塞杆将推力均匀传递给螺旋弹簧；聚四氟乙烯导向带主要支撑活塞杆，防止螺旋弹簧和隔振缸受重力影响产生偏斜，并约束活塞杆位置处于中轴线附近；端盖将整个结构封装在隔振缸套筒内；隔振缸套筒主要起到安装和支撑的作用。

推力轴承内部周向均匀安装有多个隔振缸，轴系通过推力盘将推力传递给活塞杆，再经隔振缸内的螺旋弹簧传递静态推力及隔离脉动推力，从而降低轴系纵向振动向艇体的传递。

3 垂向试验台架设计

为了对导致系统出现不良结果的环节或者元件进行诊断，将螺旋桨和轴系简化为集中质量，针对隔振推力轴承中的拆分部件——螺旋弹簧和隔振缸开展细分试验，并结合理论设计值进行对比分析，以追踪引起系统隔振性能恶化的原因。

3.1 一般隔振试验方法

采用国标GB/T 15168-2013《振动与冲击隔离器静、动态性能测试方法》对完整的隔振系统或者隔振器进行动态特性试验。试验方法如图3所示。系统的振动方程如下：

图3 国标GB/T 15168-2013 中的动态特性试验方法Fig. 3 The dynamic characteristic test method stipulated in the national standards of GB/T 15168-2013

式中：M为轴系简化质量；x为 振动位移；K∗为隔振

隔振缸与螺旋弹簧构成一个隔振器，理论上其与质量块共同构成了一个独立的质量−弹簧系统。系统的理论振动加速度响应如图4 所示，其中fr为系统的固有频率。国标GB/T 15168-2013 规定的试验方法在隔振系统和隔振器研究中发挥了广泛的作用，但不是特别适宜对隔振系统内部分拆的弹性元件开展动力学特性测试。

图4 理论振动加速度响应( fr=18.75 Hz)Fig. 4 Theoretical vibration acceleration response ( fr=18.75 Hz)

3.2 垂向试验台架设计

为了研究螺旋弹簧及其与隔振缸装配后的动力学特性，根据隔振原理设计了垂向试验台架来对弹性元件开展试验测试和动力学分析，以甄别隔振性能不佳的原因。

文献[8]证明了隔振缸内的螺旋弹簧轴向受力伴随有不可忽略的横向位移。如图2 所示，在轴向推力作用下，隔振缸内的螺旋弹簧横向压缩可能导致活塞杆与导向带及隔振缸壁发生接触摩擦，从而导致振动传递特性恶化。因此，精确测量及分析隔振缸内的螺旋弹簧横向位移和接触摩擦成为判断的基准。

若要获得准确的判断依据，必须减少外部约束引起的测量误差。根据铅垂原理设计的垂向试验台架如图5 所示。试验中，需要确保质量块沿弹簧轴向加载时引入的外部横向约束最小，以及弹簧轴向压缩范围内不产生额外的质量块偏心、重力矩等外部干扰，方便质量加载调整且能够保证试验的可重复性。质量块M1的质量保持不变，通过调整质量块M2的质量来研究不同静态载荷下隔振缸的动力学特性，并同步开展了系统动力学特性的理论建模分析。

图5 垂向M-K 系统试验台架原理图Fig. 5 Schematic diagram of M - K vertical test system

图6 M 1 −K1∗系统物理模型Fig. 6 Physical model of the M 1 −K1∗ system

4 螺 旋 弹 簧 和 隔 振 缸 的 垂 向 频 响测试

4.1 裸弹簧垂向频响试验

由图7 可见，理论值与试验测试得到的特征频率一致，响应幅值基本相当。此试验是一个简单但被记为重要的试验，通过对理论计算值与试验测试值的对比分析，得到如下结论：

图7 垂向激振试验测试与理论分析结果对比Fig. 7 Comparison of acceleration response between experimental and theoretical results under vertical excitation

4.2 隔振缸垂向频响试验

基于上述螺旋弹簧动力特性，本节对集成螺旋弹簧的隔振缸系统的动力学特性进行了研究。根据螺旋弹簧横向位移和试验测试结果，隔振缸增加了螺旋弹簧与隔振缸套筒缸壁发生接触的可能性。在桨−轴−艇体的复杂受力条件下，这些接触摩擦对系统的影响将变得更加复杂。如图2 所示，活塞杆有可能发生接触的部位是颈部A 和B，在此两处，活塞杆与导向带、隔振缸套筒缸壁分别发生接触摩擦。

图8 隔振缸垂向激振试验结果Fig. 8 Experimental results of the coil spring cylinder under vertical excitation

对比隔振缸频响曲线的理论计算与试验测试结果，经分析得到如下结果：

1） 裸弹簧固有频率的试验测试值最低（fr=18.75 Hz），有/无导向带时裸弹簧固有频率被推高，且分别为 ∆fr=0.25和 ∆fr=0.38 Hz；

2） 隔振缸系统试验结果表明，系统固有频率处的峰值形态与裸弹簧理论分析、试验测试的尖锐状峰值特征之间差异较大，其中有导向带时峰值较宽，无导向带时峰值最宽。

试验研究表明，螺旋弹簧隔振缸给系统引入了“附加阻尼”和“附加刚度”要素，类似于非金属材料之间的“粘滑现象”，结果导致其动力学特性不稳定，这也部分地“复现”了轴系试验台架的试验现象。

图9 M 1 −K1∗ −K2 −ξ系统物理模型Fig. 9 Physical model of the M1 −K1∗ −K2 −ξ system

5 隔振缸结构优化试验研究

图10 和图11 分别为优化方案的垂向激振试验测试结果与理论计算结果的对比。

图10 改进后的加速度频响对比Fig. 10 Comparison of acceleration response after optimization

图11 改进后的位移频响对比Fig. 11 Comparison of displacement response after optimization

6 结 论

本文通过垂向试验台架设计，试验研究了不同程度的“接触”，完成了从系统级现象——轴系共振峰展宽、扁平到元件级成因的初步“复现”和反演，研究得到如下结论：

推力轴承集成“隔振功能”成为隔振推力轴承是一项复杂的研究工作。因此，应像研究隔振器一样，精准拆分隔振推力轴承中的弹性部件，坚持对“隔振”本质特性的坚定认知。同时，还要精细化研究其与其他部件的相互作用，研究其特殊性才有可能从轴系试验“共振峰过宽和偏移”现象中发现错综复杂的成因。

7 致 谢

本文在开展此项研究工作中，得到了卢晓晖、阳世荣、梁利波的支持和资助，王冠、万汉群等完成了大量的测量工作，刘伟、李燎原和张立浩具体完成了试验工作并参与了研究讨论，在此一并致谢！