陳 悅 李岳峰 李松山 程曉明

(1.中船重工第七一一所動力裝置事業(yè)部,上海 201108;2.船舶與海洋工程動力系統(tǒng)國家工程實驗室，上海 201108)

0 引言

隨著現(xiàn)代人們對于舒適性的追求，船舶的安靜性已經(jīng)成為影響其舒適性的重要指標。推進軸系是螺旋槳激勵力向船體傳遞的必經(jīng)路徑，其振動會繼發(fā)性地激勵起船體結構的振動。在主機和后傳動裝置相繼應用彈性安裝技術后，船體的振動水平得到顯著的控制。隨著減振技術的進一步深化應用[1]，推力軸承振動逐漸凸顯為危害船體安靜性的主要貢獻因素。因此，降低推力軸承振動水平是進一步提升船舶舒適性的重要治理目標。

近年來，電力推進系統(tǒng)船舶成為發(fā)展趨勢，采用具有低噪聲特征的推進電機代替了柴油機、燃機等主動力，因而主動力對船舶噪聲的貢獻量大幅降低，使得推進軸系脈動激勵通過推力軸承產生的機械噪聲凸顯而出，大推力軸承裝置已成為制約船舶安靜性進一步提升的瓶頸。因此，隨著船舶機組功率的提升和船舶低噪聲化的發(fā)展，對推力軸承裝置的功率、推力等性能提出了更高的要求，同時對推力軸承裝置也提出了低噪聲性能要求，減振型大推力軸承裝置需求日益迫切，因此國內外許多學者在此方面進行了大量研究[2-6]，其中，推力軸承裝置減振方式多采用橡膠減振[7]、液壓減振[8]等方式。

目前已開展了針對250型減振型推力軸承技術初步研究，推力250 kN。250減振型推力軸承在推力軸承端蓋上安裝橡膠彈性元件，如圖1所示，推力軸承的推力先傳遞至橡膠元件，再通過橡膠元件傳遞至推力軸承箱體，橡膠元件起到衰減縱向振動的作用。經(jīng)減振試驗實測減振效果約5 dB，與國外7 dB以上的技術指標還有較大差距，試驗方法也有待改進提高。

1.減振組件；2.支承組件；3.箱體；4.推力組件圖1 橡膠減振推力軸承結構圖Fig.1 Structure diagram of rubber damping thrust bearing

總的來說，國內現(xiàn)有的減振型推力軸承產品型號少,推力等級偏低，減振性能指標偏低，同時采用的橡膠減振技術，存在諸多發(fā)展瓶頸：一方面為增加減振效果，勢必要靠提高柔韌性來減小減振元件的剛度，但提高柔韌性后，減振元件在推力作用下必然會產生較大的軸系軸向竄動。若在更大減振要求下，剛度要求更低，同時更大推力下，變形會更大；另一方面就尺寸上來講，受橡膠所受擠壓應力限制，減振元件需要設計得較大，嚴重增加了推力軸承的尺寸。以上問題都為減振推力軸承裝置的設計、制造、應用以及大型化等帶來了困難。

為突破以上瓶頸，亟需開展新的減振技術研究，本文通過理論分析，提出了系統(tǒng)的推力軸承裝置液壓減振設計方法，可以滿足減振需求,具體涵蓋了液壓減振原理分析及設計計算、管路和阻尼系數(shù)分析和設計計算、位置監(jiān)測系統(tǒng)設計方法等研究，致力于追求承壓可調，體積小，并綜合考慮了管路和局部阻尼等對減振的影響，為減振推力軸承裝置的大推力、大功率方向應用奠定了基礎。

1 液壓減振原理分析及設計計算

1.1 固有頻率和減振器剛度分析計算

減振要求：20 Hz～10 kHz頻率內加速度振級落差大于7 dB。

加速度振級落差7 dB意味著：

(1)

式中：a1為減振前，a2為經(jīng)減振后，a0為標準加速度級。

計算式(1)，得：

a2/a1=0.446 7

(2)

減振后加速度需降低為原先的0.446 7倍。

隔振系數(shù)定義：

(3)

式中：ξ為相對阻尼系數(shù)；λ為頻率比。

(4)

計算式(4)，得：

λ=1.8

(5)

頻率比λ定義為：

(6)

式中：ω為激振頻率單位1/s，除以2π轉換為Hz即為激振頻率20 Hz～10 kHz；p為固有頻率單位1/s。

固有頻率p定義為：

(7)

式中：K為減振元件剛度；m為軸系重量。

選取最小激振頻率20 Hz下計算減振效果，即可滿足更高頻率要求，結合式(6)，則單位為Hz的固有頻率f為：

(8)

由式(8)可知，即推力軸系的固有頻率應在11.113 3 Hz或以下才能取得激振頻率20 Hz～10 kHz內加速度振級落差大于7 dB。

同時，結合式(7)，單位為Hz的固有頻率f為：

(9)

根據(jù)式(9)，可得減振元件剛度K為：

K=(2π)2f2m=(2π)2×11.113 32×2 000 N/m=9.752 kN/mm

(10)

1.2 減振油缸和外置油箱分析計算

如果在推力環(huán)后側放置密閉液壓活塞，則剛度主要為液壓油的剛度，石油基液壓油的平均體積彈性模量E值為(1.2～2.0)×103MPa即1.2 GPa～2.0 GPa，考慮到油中不可避免地會混入少許空氣，實際應用時E值可取為(0.7～1.4)GPa，而鋼的彈性模量為206 GPa，盡管油約相當于鋼的1%，但相比橡膠的彈性模量為0.007 84 GPa仍然太大。

如果在活塞后面引出管路，到外置油箱中，則在推力作用下，由于液體壓力的傳遞，整個油箱內的油開始壓縮變形，因油箱和管路相比油的變形基本可以忽略不計，則主要變形集中在活塞的位移上，由此即可通過調節(jié)活塞截面積和油箱大小來改變液壓減振元件的剛度，直至需要的范圍。

1.活塞;2.油缸;3.連接管路;4.油箱圖2 液壓減振基本原理圖Fig.2 Basic principle diagram of hydraulic vibration reduction

如圖2所示，為液壓減振的基本原理圖，共有一圈n個截面積為A0的小油缸支撐在軸瓦上，油缸通過管路連至體積為V1的油箱，油缸、管路和油箱的總體積為V。在推力F的作用下，由于液體壓力的等效傳遞，總體積V的變化如下：

(11)

式中，β為壓縮變形系數(shù)，β=1/E。q為考慮油箱等在油壓作用下的體積變形系數(shù)，考慮管路等影響，此處選取q=0.8。

推力F作用下，油缸的位移s為：

(12)

相應的剛度K為：

(13)

由上式可以得出，在液壓油的平均體積彈性模量E基本不變的情況下，只要通過減小油缸的總面積即nA0，同時通過提高油箱體積V1來增加總體積V，即可將剛度K調整到足夠小值。

選取油缸直徑d=0.1 m，油缸個數(shù)n=6，根據(jù)公式(13)，可得總體積V為：

(14)

2 管路和阻尼系數(shù)分析與計算

按照以上原理進行設計，即可達到液壓減振的效果，管路的孔徑以及在中間可能設置的節(jié)流孔主要影響到相對阻尼系數(shù)ξ。

當推力軸以速度V移動時，帶動油缸內液體運動，其壓力變化為：

(15)

式中兩項分別為整個液壓減振管路的沿程阻力損失，和油缸與管路接口處的局部阻力損失。

對沿程阻力損失，黏性阻尼系數(shù)與管路面積的關系為：

(16)

其中：r為液體黏性阻尼系數(shù)，μ為液體動力黏度，l為管路長度，A0為缸面積，A1為管路面積。

目前的國內外文獻中均只考慮了沿程阻力損失，未考慮局部阻力損失。

相對阻尼系數(shù)ξ為：

(17)

給定液體動力黏度μ=0.089 Pa·s，管路長度l=1 m，油缸直徑d=0.1 m，管路直徑d0=0.01 m，根據(jù)式(16)，得到：

(18)

進而，根據(jù)式(17)，得到：

(19)

由《機械設計手冊》第19篇“機械振動的控制及利用”的“2.5.4隔振器的阻尼”可知[9]，如果單純從隔振角度看，阻尼對隔離振動是不利的，但在生產實際中，常遇見外界沖擊和擾動。為避免彈性支承物體產生大幅度自由振動，人為增加阻尼，抑制振幅，且使自由振動盡快消失，特別是經(jīng)過共振區(qū)時，阻尼作用就更為重要。綜合考慮，從隔振效果來看，實用最佳阻尼比為ξ=0.05～0.20。在此范圍內，共振振幅不會很大，隔振效果也不會降低很多。

故設計管路和管徑時應滿足產生的相對阻尼系數(shù)ξ=0.05～0.20。

可以看出管路沿程阻尼損失帶來的阻尼系數(shù)已經(jīng)很大，故相關外置油箱和蓄能器不能布置得太遠，管路的直徑不能選取得太小，否則不利于減振效果，故可以在推力軸承頂部設置閥塊，將油缸后的細管路轉為比較粗的管路連接外置油箱等部件。

3 實施方案

3.1 液壓減振推力軸承結構設計

針對250型推力軸承裝置在不改變推力軸承裝置箱體、推力軸、推力組件等情況下，將原250型推力軸承裝置6組橡膠減振及支承組件替換為6個液壓油缸。改進后推力軸承主要技術指標為：推力250 kN,減振效果在20 Hz～10 kHz頻率內加速度振級落差大于7 dB。

3.2 液壓減振推力軸承控制系統(tǒng)設計

推力軸承通過6個油缸承受推力，油缸內油壓隨推力不同而變化。油缸通過后方的管接口和管路與液壓系統(tǒng)相連，液壓系統(tǒng)包括外置減振油箱、電動泵、手動泵、閥件、蓄能器、油箱等設備。外置減振油箱設置有多個，利用管路開關控制各個外置油箱的連接調節(jié)體積變化，配合蓄能器，調節(jié)液壓減振剛度，利用節(jié)流閥調節(jié)相對阻尼。油缸設置有位置控制系統(tǒng)，通過調節(jié)油缸中的總油量，動態(tài)調節(jié)油缸活塞軸向位置，使其保持在指定區(qū)間內，從而避免出現(xiàn)一般減振器在承受變動大推力時軸向位移過大的問題，控制系統(tǒng)設計了電動泵與手動泵兩種方式，各自單獨運行，提高系統(tǒng)可靠性。

3.3 位置監(jiān)測系統(tǒng)設計

在6個油缸蓋上各放置有1個位移指示件，中間的導桿與活塞底端緊密貼合，隨活塞的移動而移動。導桿外端與位移傳感器相連接。

4 試驗方法與結果

4.1 試驗裝置

減振性能試驗臺布置如圖3所示，在推力軸承裝置的推力軸法蘭、機腳上布置振動測點。

圖3 減振性能試驗臺布置圖Fig.3 Layout diagram of vibration reduction performance test bench

4.2 試驗方法

采用氣囊加載模擬軸向推力，激振器的激振力模擬軸向脈動力，對推力軸同時施加軸向推力與激振力，使用三向加速度傳感器測量推力軸承裝置的推力軸法蘭(減振前測點)和機腳(減振后測點)振動數(shù)據(jù)，計算推力軸承裝置振級落差。

打開壓力容器管路閥門，用氣囊加載，將液壓減振系統(tǒng)充油加壓至1 MPa，并將推力軸承裝置液壓減振活塞推至液壓缸中間位置附近。采用20 Hz～10 kHz頻率范圍的激勵力對推力軸進行激振，測量推力軸承裝置各測點振動數(shù)據(jù)，記錄并保存數(shù)據(jù)。

將液壓減振系統(tǒng)壓力卸至0 MPa，用氣囊將推力軸承裝置液壓減振活塞推至與液壓缸剛性接觸，采用20 Hz～10 kHz頻率范圍的激勵力對推力軸進行激振，測量推力軸承裝置各測點振動數(shù)據(jù)，記錄并保存數(shù)據(jù)。

4.3 試驗結果

表1 減振性能測試數(shù)據(jù)對比表Tab.1 Vibration reduction performance test data comparison table

250型推力軸承裝置減振組件改造為液壓減振系統(tǒng)，經(jīng)過臺架振動測試，在開啟液壓減振系統(tǒng)時，激振點到推力軸承裝置底座三向(x、y、z)振級落差均在10 dB以上，滿足推力軸承裝置設計指標振級落差大于7 dB的要求。

5 總結

提出了系統(tǒng)的推力軸承裝置液壓減振設計方法，并設計相應的實施方案，通過試驗驗證滿足減振的設計要求。

設計的液壓減振系統(tǒng)承壓可調，體積小，并首次根據(jù)應用實際，綜合考慮了管路和局部阻尼等對減振的影響，可直接用于指導推力軸承裝置液壓減振的具體設計工作，為減振推力軸承裝置在大推力、大功率方向應用打下了基礎。