船舶推力轴承弹性支撑下减振系统与轴系耦合振动研究

作者:何江洋;何琳;徐伟; 刊名:舰船科学技术 上传者:廖原

【摘要】以推力轴承集成减振系统为背景,研究轴系边界条件改变后,集成减振系统与轴系的耦合振动,详细推导集成减振系统纵向、回旋传递矩阵解析表达式,建立了推进轴系与集成减振系统Xoz平面内的三自由度耦合模型,结合试验室搭建的集成减振系统平台参数,重点分析推力轴承非刚性支承后,轴系纵向回旋耦合振动原因是减振系统刚度矩阵的不对称导致的;以纵向力传递率作为评估指标,指出耦合振动频率一定程度上缩小了减振系统的减振频带。

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0引言 对于低转速船舶,在成功控制了尾部动力设备振动后,推力轴承低频振动引发的声辐射问题显得格外突出,必须采取有效的技术手段进行控制。船舶推力轴承振动是轴系纵向振动的延伸,由螺旋桨交变推力引起,其频率多分布在低频段,对应螺旋桨叶频及倍叶频[1]。同时推力轴承作为船舶推进系统的重要部件,对其控制必须以保证轴系运行安全为前提,致使控制系统刚度不能过低,低频减振效果有限,这也是我国减振降噪领域急速突破的关键技术之一[2]。 现阶段对推力轴承振动控制的难点在于,其低频减振需求与小允许变形量相矛盾的难题。作者针对低转速、短轴系船舶,基于大型浮筏减振装置的技术思路,提出的船舶推力轴承及动力设备集成减振系统(见图1),将尾部主要动力设备及推力轴承集成安装在同一大型公共筏体上,利用中间筏体的大阻抗特性,不仅继承了大型浮筏减振系统的技术优势,使得动力设备振动获得较好的宽频衰减量,而且改变了螺旋桨交变推力的传递路径,规避了推力轴承单一部件控制系统刚度较大、低频减振效果有限的问题,有效衰减推力轴承低频振动的同时受螺旋桨推力作用下,减振系统位移特性满足轴系运行安全性[3]。 与传统减振装置不同,集成减振系统因推力轴承的非刚性支撑,螺旋桨交变推力经推力轴承传递至减振系统,经减振器衰减后传递至船体,改变了传统推力轴承力传递路径,影响减振系统动态响应特性;同时对于作为连续体的船舶推进轴系,推力轴承支承刚度的变化,会引起推力轴承附近轴段质量、刚度的分布变化,对轴系动态振动响应造成影响,即在推力轴承处,船舶推进轴系与减振系统形成耦合。 本文针对推力轴承集成减振系统,利用推力轴承处力耦合条件,应用传递矩阵法详细推导减振系统纵向、回旋传递矩阵解析表达式,建立了推进轴系与减振系统耦合振动模型,重点研究推力轴承非刚性支承后引发的轴系纵向回旋耦合振动原因,结合试验室集成减振系统平台参数,分析耦合振动频率对减振效果的影响趋势,丰富集成减振系统与轴系适配性的研究内容,旨在形成参数化的设计方法,为工程实践提供理论指导意义。 1耦合理论模型 推力轴承集成减振系统,针对短轴系、推力轴承前置的船舶动力配置,因推力轴承刚性安装于大型筏体上,可忽略推力轴承与弹性联轴器从动端之间的极短轴段,将研究对象限定在螺旋桨至推力轴承处连续轴段[4]。现依据推力轴承处力耦合条件,运用传递矩阵法建立轴系与集成减振系统耦合模型。 如图2所示,建立总体坐标系。集成减振系统因动力设备、减振器种类规格众多,对其理论建模进行适当简化。本文仅关心低频段推力轴承非刚性支承引发的减振系统与轴系耦合振动,故仅考虑动力设备与筏体刚性连接情况,将大型中间筏体、动力设备、推力轴承安装基座简化为集中质量单元;减振器简化为具有多自由度的弹簧单元;船舶基座看作绝对刚性;将尾轴、推力轴依据刚度与质量相等原则,等效为均匀轴段;螺旋桨、联轴节简化为集中质量块;径向轴承简化为单点支承弹簧,其中尾轴后轴承支点取其轴承1/5处,其余为中点;采用文献[5]中对推力轴承的建模,其中推力轴承质量简化为集中质量单元;油膜刚度、推力滑块、支承结构、轴承壳及安装基座刚度简化为弹簧单元,考虑多自由度时,该弹簧单元为 本文假定推进轴系各支承同向,忽略扭转振动,此时轴系纵向、回旋振动耦合模型可用Xoz平面内三自由度模型表示;根据轴系振动经典理论[6],各单元可用下式表示: 其中:下标m,s,rb分别表示质量单元,轴段单元,径向轴承单元;L,W分别为纵向传递矩阵,回旋传递矩阵;I为单位矩阵。此外,表示螺旋桨传递矩阵Tp时,质量及转动惯量需考虑附连水效应;忽略轴段单

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