吳崇建，雷智洋，陳志剛*，杜堃，李全超

1 中國艦船研究設(shè)計(jì)中心，湖北 武漢 430064

2 船舶振動(dòng)噪聲重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北 武漢 430064

0 引 言

目前，由推進(jìn)系統(tǒng)產(chǎn)生的水聲輻射是艦艇低速工況下的主要噪聲源[1]。螺旋槳在非均勻伴流場中產(chǎn)生的非定常激勵(lì)力激勵(lì)艇體結(jié)構(gòu)產(chǎn)生輻射，推進(jìn)軸系是螺旋槳激勵(lì)力傳遞的主要通道[2-4]。研究表明，螺旋槳縱向激勵(lì)力最大[5]，縱向振動(dòng)傳遞控制是推進(jìn)系統(tǒng)振動(dòng)噪聲控制的關(guān)鍵之一[6]。通過研究推進(jìn)軸系與艇體的耦合振動(dòng)關(guān)系，提出了螺旋槳?軸系與艇體存在“縱向弱耦合”及“橫向強(qiáng)耦合”兩種耦合振動(dòng)模式[7]，與之相應(yīng)匹配應(yīng)用的縱向隔振器和全翼展式推力軸承基座的縱向振動(dòng)控制取得了較好的聲學(xué)效果。但是，縱向隔振器的嵌入降低了軸系彎曲剛度，增加了軸系回轉(zhuǎn)振動(dòng)，橫向振動(dòng)控制需得到更好的平衡。

鑒此，提出了研制一體化隔振推力軸承的需求，以進(jìn)一步提高軸系縱向振動(dòng)控制效果，降低回轉(zhuǎn)振動(dòng)。在開展軸系臺(tái)架試驗(yàn)時(shí)，發(fā)現(xiàn)如下3 種現(xiàn)象：1）試驗(yàn)數(shù)據(jù)不穩(wěn)定；2）傳遞頻響共振峰頻帶過寬；3）振級落差不理想，艉部推進(jìn)系統(tǒng)水池試驗(yàn)還進(jìn)一步表明振級插入損失不佳。

為了排查隔振推力軸承隔振性能不佳的原因，本文擬在研究中將軸系分解，聚焦分析隔振推力軸承的隔振缸和彈性部件，分步揭示其動(dòng)力學(xué)特性，并且，設(shè)計(jì)專用垂向試驗(yàn)臺(tái)架對隔振部件——螺旋彈簧和隔振缸開展動(dòng)力學(xué)特性的理論與試驗(yàn)研究，反演診斷系統(tǒng)隔振效率未達(dá)到預(yù)期的因果關(guān)系，以此為優(yōu)化改進(jìn)螺旋彈簧隔振缸提供技術(shù)基礎(chǔ)。

1 隔振推力軸承在軸系中的表現(xiàn)

圖1 所示為隔振推力軸承軸系臺(tái)架試驗(yàn)得到的測試結(jié)果與理論預(yù)估結(jié)果的對比。不同試驗(yàn)階段、試驗(yàn)狀態(tài)的大量試驗(yàn)數(shù)據(jù)形成了比較完整的邏輯鏈。根據(jù)聲學(xué)質(zhì)量評估，經(jīng)綜合判斷，認(rèn)為該隔振推力軸承樣本在槳?軸?艇耦合系統(tǒng)中隔離振動(dòng)能量傳遞的性能較差。

圖1 軸系縱向振動(dòng)響應(yīng)的理論預(yù)估與試驗(yàn)測試結(jié)果對比Fig. 1 Longitudinal vibration response comparison of the shaft between theoretical and experimental results

2 螺旋彈簧隔振缸結(jié)構(gòu)

隔振推力軸承中用于隔振的核心部件是隔振缸，如圖2 所示，其主要由隔振缸套筒、螺旋彈簧、活塞桿、端蓋、導(dǎo)向帶等部件組成。圖中，F(xiàn)1+F0sin(ωt)表示的是隔振缸受到的縱向力，其中F1為 縱 向 靜 推力，F(xiàn)0sin(ωt)為縱向 脈 動(dòng) 激勵(lì)力，ω為圓頻率，t為時(shí)間。

圖2 隔振缸剖面圖Fig. 2 Section view of the coil spring cylinder

螺旋彈簧與活塞桿和隔振缸套筒之間通過預(yù)壓縮壓緊，沒有設(shè)計(jì)固定裝置。螺旋彈簧作為彈性元件，主要承載靜態(tài)推力并衰減脈動(dòng)推力；活塞桿將推力均勻傳遞給螺旋彈簧；聚四氟乙烯導(dǎo)向帶主要支撐活塞桿，防止螺旋彈簧和隔振缸受重力影響產(chǎn)生偏斜，并約束活塞桿位置處于中軸線附近；端蓋將整個(gè)結(jié)構(gòu)封裝在隔振缸套筒內(nèi)；隔振缸套筒主要起到安裝和支撐的作用。

推力軸承內(nèi)部周向均勻安裝有多個(gè)隔振缸，軸系通過推力盤將推力傳遞給活塞桿，再經(jīng)隔振缸內(nèi)的螺旋彈簧傳遞靜態(tài)推力及隔離脈動(dòng)推力，從而降低軸系縱向振動(dòng)向艇體的傳遞。

3 垂向試驗(yàn)臺(tái)架設(shè)計(jì)

為了對導(dǎo)致系統(tǒng)出現(xiàn)不良結(jié)果的環(huán)節(jié)或者元件進(jìn)行診斷，將螺旋槳和軸系簡化為集中質(zhì)量，針對隔振推力軸承中的拆分部件——螺旋彈簧和隔振缸開展細(xì)分試驗(yàn)，并結(jié)合理論設(shè)計(jì)值進(jìn)行對比分析，以追蹤引起系統(tǒng)隔振性能惡化的原因。

3.1 一般隔振試驗(yàn)方法

采用國標(biāo)GB/T 15168-2013《振動(dòng)與沖擊隔離器靜、動(dòng)態(tài)性能測試方法》對完整的隔振系統(tǒng)或者隔振器進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性試驗(yàn)。試驗(yàn)方法如圖3所示。系統(tǒng)的振動(dòng)方程如下：

圖3 國標(biāo)GB/T 15168-2013 中的動(dòng)態(tài)特性試驗(yàn)方法Fig. 3 The dynamic characteristic test method stipulated in the national standards of GB/T 15168-2013

式中：M為軸系簡化質(zhì)量；x為 振動(dòng)位移；K?為隔振

隔振缸與螺旋彈簧構(gòu)成一個(gè)隔振器，理論上其與質(zhì)量塊共同構(gòu)成了一個(gè)獨(dú)立的質(zhì)量?彈簧系統(tǒng)。系統(tǒng)的理論振動(dòng)加速度響應(yīng)如圖4 所示，其中fr為系統(tǒng)的固有頻率。國標(biāo)GB/T 15168-2013 規(guī)定的試驗(yàn)方法在隔振系統(tǒng)和隔振器研究中發(fā)揮了廣泛的作用，但不是特別適宜對隔振系統(tǒng)內(nèi)部分拆的彈性元件開展動(dòng)力學(xué)特性測試。

圖4 理論振動(dòng)加速度響應(yīng)( fr=18.75 Hz)Fig. 4 Theoretical vibration acceleration response ( fr=18.75 Hz)

3.2 垂向試驗(yàn)臺(tái)架設(shè)計(jì)

為了研究螺旋彈簧及其與隔振缸裝配后的動(dòng)力學(xué)特性，根據(jù)隔振原理設(shè)計(jì)了垂向試驗(yàn)臺(tái)架來對彈性元件開展試驗(yàn)測試和動(dòng)力學(xué)分析，以甄別隔振性能不佳的原因。

文獻(xiàn)[8]證明了隔振缸內(nèi)的螺旋彈簧軸向受力伴隨有不可忽略的橫向位移。如圖2 所示，在軸向推力作用下，隔振缸內(nèi)的螺旋彈簧橫向壓縮可能導(dǎo)致活塞桿與導(dǎo)向帶及隔振缸壁發(fā)生接觸摩擦，從而導(dǎo)致振動(dòng)傳遞特性惡化。因此，精確測量及分析隔振缸內(nèi)的螺旋彈簧橫向位移和接觸摩擦成為判斷的基準(zhǔn)。

若要獲得準(zhǔn)確的判斷依據(jù)，必須減少外部約束引起的測量誤差。根據(jù)鉛垂原理設(shè)計(jì)的垂向試驗(yàn)臺(tái)架如圖5 所示。試驗(yàn)中，需要確保質(zhì)量塊沿彈簧軸向加載時(shí)引入的外部橫向約束最小，以及彈簧軸向壓縮范圍內(nèi)不產(chǎn)生額外的質(zhì)量塊偏心、重力矩等外部干擾，方便質(zhì)量加載調(diào)整且能夠保證試驗(yàn)的可重復(fù)性。質(zhì)量塊M1的質(zhì)量保持不變，通過調(diào)整質(zhì)量塊M2的質(zhì)量來研究不同靜態(tài)載荷下隔振缸的動(dòng)力學(xué)特性，并同步開展了系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性的理論建模分析。

圖5 垂向M-K 系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)架原理圖Fig. 5 Schematic diagram of M - K vertical test system

圖6 M 1 ?K1?系統(tǒng)物理模型Fig. 6 Physical model of the M 1 ?K1? system

4 螺 旋 彈 簧 和 隔 振 缸 的 垂 向 頻 響測試

4.1 裸彈簧垂向頻響試驗(yàn)

由圖7 可見，理論值與試驗(yàn)測試得到的特征頻率一致，響應(yīng)幅值基本相當(dāng)。此試驗(yàn)是一個(gè)簡單但被記為重要的試驗(yàn)，通過對理論計(jì)算值與試驗(yàn)測試值的對比分析，得到如下結(jié)論：

圖7 垂向激振試驗(yàn)測試與理論分析結(jié)果對比Fig. 7 Comparison of acceleration response between experimental and theoretical results under vertical excitation

4.2 隔振缸垂向頻響試驗(yàn)

基于上述螺旋彈簧動(dòng)力特性，本節(jié)對集成螺旋彈簧的隔振缸系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行了研究。根據(jù)螺旋彈簧橫向位移和試驗(yàn)測試結(jié)果，隔振缸增加了螺旋彈簧與隔振缸套筒缸壁發(fā)生接觸的可能性。在槳?軸?艇體的復(fù)雜受力條件下，這些接觸摩擦對系統(tǒng)的影響將變得更加復(fù)雜。如圖2 所示，活塞桿有可能發(fā)生接觸的部位是頸部A 和B，在此兩處，活塞桿與導(dǎo)向帶、隔振缸套筒缸壁分別發(fā)生接觸摩擦。

圖8 隔振缸垂向激振試驗(yàn)結(jié)果Fig. 8 Experimental results of the coil spring cylinder under vertical excitation

對比隔振缸頻響曲線的理論計(jì)算與試驗(yàn)測試結(jié)果，經(jīng)分析得到如下結(jié)果：

1） 裸彈簧固有頻率的試驗(yàn)測試值最低（fr=18.75 Hz），有/無導(dǎo)向帶時(shí)裸彈簧固有頻率被推高，且分別為 ?fr=0.25和 ?fr=0.38 Hz；

2） 隔振缸系統(tǒng)試驗(yàn)結(jié)果表明，系統(tǒng)固有頻率處的峰值形態(tài)與裸彈簧理論分析、試驗(yàn)測試的尖銳狀峰值特征之間差異較大，其中有導(dǎo)向帶時(shí)峰值較寬，無導(dǎo)向帶時(shí)峰值最寬。

試驗(yàn)研究表明，螺旋彈簧隔振缸給系統(tǒng)引入了“附加阻尼”和“附加剛度”要素，類似于非金屬材料之間的“粘滑現(xiàn)象”，結(jié)果導(dǎo)致其動(dòng)力學(xué)特性不穩(wěn)定，這也部分地“復(fù)現(xiàn)”了軸系試驗(yàn)臺(tái)架的試驗(yàn)現(xiàn)象。

圖9 M 1 ?K1? ?K2 ?ξ系統(tǒng)物理模型Fig. 9 Physical model of the M1 ?K1? ?K2 ?ξ system

5 隔振缸結(jié)構(gòu)優(yōu)化試驗(yàn)研究

圖10 和圖11 分別為優(yōu)化方案的垂向激振試驗(yàn)測試結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果的對比。

圖10 改進(jìn)后的加速度頻響對比Fig. 10 Comparison of acceleration response after optimization

圖11 改進(jìn)后的位移頻響對比Fig. 11 Comparison of displacement response after optimization

6 結(jié) 論

本文通過垂向試驗(yàn)臺(tái)架設(shè)計(jì)，試驗(yàn)研究了不同程度的“接觸”，完成了從系統(tǒng)級現(xiàn)象——軸系共振峰展寬、扁平到元件級成因的初步“復(fù)現(xiàn)”和反演，研究得到如下結(jié)論：

推力軸承集成“隔振功能”成為隔振推力軸承是一項(xiàng)復(fù)雜的研究工作。因此，應(yīng)像研究隔振器一樣，精準(zhǔn)拆分隔振推力軸承中的彈性部件，堅(jiān)持對“隔振”本質(zhì)特性的堅(jiān)定認(rèn)知。同時(shí)，還要精細(xì)化研究其與其他部件的相互作用，研究其特殊性才有可能從軸系試驗(yàn)“共振峰過寬和偏移”現(xiàn)象中發(fā)現(xiàn)錯(cuò)綜復(fù)雜的成因。

7 致 謝

本文在開展此項(xiàng)研究工作中，得到了盧曉暉、陽世榮、梁利波的支持和資助，王冠、萬漢群等完成了大量的測量工作，劉偉、李燎原和張立浩具體完成了試驗(yàn)工作并參與了研究討論，在此一并致謝！