一種基于尾軸-油膜-艉部結構的試驗臺測試研究

徐 亮，董良雄，劉宇良

（浙江海洋大學港航與交通運輸工程學院，浙江舟山 316022）

一種基于尾軸-油膜-艉部結構的試驗臺測試研究

徐 亮，董良雄，劉宇良

（浙江海洋大學港航與交通運輸工程學院，浙江舟山 316022）

為分析船舶尾軸與艉部結構的異常振動現象，研制了船舶尾軸振動試驗臺以對船舶軸系進行仿真模擬。為了使其接近實船艉部結構工況條件，使用與傳統方法不同的彈性支撐試驗臺結構，建立基于尾軸-油膜-艉部結構的研究范疇，進而采用周期性激勵力激勵尾軸進行了各種試驗，對產生尾軸振動的原因進行了分析，并結合振動傳遞的數值模擬進行佐證。結果表明：各頻率激勵力對尾軸振動試驗臺的影響不同，當干擾頻率與其結構固振頻率接近時，激勵力對尾軸振動產生的影響最大。

振動傳遞；尾軸振動；試驗臺；模擬軸系

船舶尾軸一般由徑向滑動軸承支撐并采用油潤滑的方式，由于油膜壓力和密封力作用使艉軸承承擔著高強度的負荷，因此船舶的軸系、油膜和船體艉部結構之間常常發生異常振動。根據調研及相關機構統計，在國內眾多造船企業中均有一定數量的船舶在不同程度上軸系異常振動導致損壞而返廠修理的事件，帶來了船舶企業在經濟、經營和技術等方面巨大壓力，故分析軸系異常振動對船舶的影響尤為重要，但國內研究一般是把船體結構作為影響軸系的單一因素來簡單分析和考慮，或是作為軸系動態校中考慮的一個因素，并未做系統化的研究。MURAWSK[1]分析了船體在不同外載荷作用下的船體變形對振動系統的影響；張天元等[2]較早開展了的軸系試驗臺的研制工作，試驗臺主要由柴油機與齒輪箱、電力測功器、支撐軸承以及螺旋槳等組成，該試驗臺能模擬軸系不同工況運行特性，可用于軸系振動實測等，但這些研究非常顯著地體現著"子系統性"，常常都是孤立地研究船舶尾軸、油膜和船體結構的特性，導致結論很難完全與實際情況相吻合，數值模擬數據的準確性、可信度和工程適應性存在不足[3]。毫無疑問，搭建成尾軸-油膜-艉部結構大系統特性，是提高研究成果的工程適應性的有效方法。

1 尾軸振動試驗臺的設計

尾軸振動試驗臺的基本設計理念是要求仿真性高，由于船體變形和船舶運動誘發的船體載荷以及不同海洋環境下的波浪載荷過于復雜，故保證試驗臺的仿真性高是實驗成功的基礎。另一基本理念是要求可靠性強，考量引起尾軸振動的因素，最大程度上方便測量引起船舶尾軸振動的因素，處理的數據應該盡可能的直觀便于測量，以免由于主觀性引起的誤差[4]。

根據這些原則本文構建了船舶尾軸-油膜-艉部結構的研究范疇，并利用試驗臺，根據實驗方案模擬軸系振動的不同工況，分析各結構軸系振動的特點。尾軸振動試驗臺主要由模擬軸系、艉部機構、載荷系統、振動測量儀以及電機等部分組成，試驗臺結構如圖1所示，試驗臺的部分實物照片如圖2、圖3所示。

圖1 試驗臺結構圖Fig.1 The block diagram of test bed

圖2 尾軸實物圖Fig.2 The picture of real test bed

圖3 模擬軸系實物圖Fig.3 The picture of simulation shaft

（1）模擬軸系

船舶軸系主要由柴油機曲軸、飛輪、中間軸、尾軸等組成，模擬軸系剛性、彈性、轉動慣量、軸承布置等與實際相同，如圖3所示。本試驗臺根據實船特點搭建的尾軸-油膜-艉部結構與傳統方法不同，利用一定長度的彈性支承系統模擬船舶艉部結構，利用其作為對模擬軸系的支撐，同時模擬軸系對實船的軸系進行按比例縮小，搭建出尾軸-油膜-艉軸承系統的實物模型，并將振動傳感器安裝在模擬軸系上。

（2）艉部結構

試驗臺的中間軸承連接在艉部結構上，尾軸承通過兩個連接點與艉部結構相連。艉部結構通過兩道支承安裝在底座上，其中一道支承設置為活動支承，可利用液壓頂升機構動態調整其高度及其在底座的縱向位置，改變了傳統試驗臺艉部結構的固定結構，利于調整和模擬多種實船工況，并通過試驗優化振動測點傳感器安裝位置。

（3）載荷系統

偏心載荷構成載荷系統，使用載荷系統測試振動特性，將加載塊裝在加載碼盤的內孔中使之變成一個偏心輪，利用加載碼盤在軸上轉動時產生慣性力實現對軸承施加偏心載荷。

（4）其他系統

本試驗臺采用DH5960超高速動態信號采集儀，最高采樣頻率可達10 MHz，更適用于沖擊、爆破等瞬態信號的采集。模塊化設計，每個應變模塊有2個采集通道，具有較高的可靠性、維護性。同時具有瞬態信號捕捉功能，系統設有內觸發（信號觸發）、外觸發、手動觸發功能，正負延時可調，觸發電平可調等優點。

傳感器組選用電磁式傳感器，特點是安裝方便，只需在傳感器底部中心孔用一只雙頭螺釘固定即可。傳感器參數頻率響應5～100 Hz，可測振幅≤2 000 μm(P-P)，測量方向垂直或水平均可，重量200 g，經查各參數均滿足實驗的需要。

變頻器采用0.25～22 kW變頻器系列，集成精密電機制造技術和領先的電機驅動技術，滿足功率滿載設計，保證變頻器與被驅動電機最佳匹配性，最大限度的發揮了電機驅動力。

2 尾軸振動的計算與測試

2.1 實驗方案的制定

在本實驗研究中，試驗研究與數值模擬在構建船舶軸系-油膜-艉部結構系統模型上相互完善，數值模擬與理論研究在揭示振動機理與響應規律上相互補充，具體試驗方案路線如圖4所示。

圖4 實驗設計路線圖Fig.4 The chart of testing procedures

2.2 基于試驗臺的實驗工況設計

在對本實驗的優化設計中，首先確定有意義的振動測點，測點應處在試驗臺尾軸-油膜-艉部結構系統關鍵部位，通過一個或幾個測量點能顯示出試驗臺各位置的振動特點[5]，其次試驗臺應實現激勵力的沖擊，采用激勵源對試驗臺進行沖擊實驗并通過DH5960超高速動態信號采集儀測量艉軸部分的振幅，與此同時試驗臺能夠完成高度仿真的運轉工況。

實驗前應先檢驗實驗設備測得的實驗數據的可靠性，因此測量了當電機為200.0 r/min和400.0 r/min時2倍轉頻和5倍轉頻對應的艉部結構任意位置的實驗頻率，由于轉速與頻率公式為：n=60 f/p故計算其理論頻率，具體數值見表1。

表1 試驗頻率表Tab.1 The table of test frequency

由表1可知，不同倍轉頻對應的實際頻率和理論頻率的誤差均為≤0.1 Hz，在DH5960超高速動態信號采集儀合理范疇內，故實驗設備精密度良好，同時證明了試驗臺研制成功。

2.3 試驗臺尾軸振動的測試

2.3.1 振動測點的選擇

本文利用單點激勵多點采集的方法得到不同測點的振動幅值，采用對艉部結構末端施加縱向周期性激勵。沿傳動軸縱向布置有5個振動傳感器采集縱向響應信號，其中1、2號測點分布在試驗臺艉部結構首末兩端[6]，3、4、5號測點將尾軸平均分成三份，分別位于首中末三點，各測點位置布置示意圖如圖5所示，測點的實際安裝方式如圖6所示。

圖5 測點分布概念圖Fig.5 Schematic diagram of measuring point

2.3.2 激勵源的選擇

確定測點后，在進行沖擊力時為了增強實驗的可靠性需選用多數據，多類型的縱向激勵力進行沖擊，同時考慮到實際船舶運行中尾軸振動既受到高頻干擾又受到低頻的影響，所以選取了1倍轉頻、2倍轉頻、4倍轉頻以及8倍轉頻，分別為2個低倍頻率和2個高倍頻率對振動進行干擾，并分析結果。

2.3.3 實驗數據的采集

試驗中在保持試驗臺對艉部結構末端的激勵作用不變的同時，用變頻器控制和改變尾軸的轉速，當軸的轉速分別穩定在200.0、400.0和800.0 r/min時對艉部結構進行激勵試驗，用218振動測量儀分別測試不同轉速條件下對應的振幅-頻率，在相同的偏心載荷作用下，當模擬軸系的轉速不同時，模擬軸系振動幅值出現不同的變化。

2.4 尾軸-油膜-艉部結構振動特性分析

隨著船舶艉部結構試驗臺運行工況變化的進行，不同倍轉頻干擾船舶艉部結構的振動傳遞到5個測量點，5個測試點受到了不同倍轉頻的激勵振動，其振動幅值均有明顯變化。表2為5個測點在200 r/min的不同轉頻的幅值。

表2 各測點轉頻-幅值表Tab.2 The frequency-amplitude table of measuring point

通過對比發現，表2分布在尾軸的各測點都在1倍轉頻時振動幅值達到最大，分布在艉部結構部分的兩個測點數據基本相同。以此推斷試驗臺分布在相同位置的測點振動特性基本相同，所以選擇了具有代表性的測點1和測點3兩個位置進行下一步的分析，如圖6。

圖6 測量點實物分布圖Fig.6 The picture of measuring point

分析表3表4實驗結果發現，測點3在不同轉速的情況下均在1倍轉頻處振動幅值達到最大，同時越接近1倍轉頻時振動幅值越大，而分布在艉部結構的測點1不存在此類規律。通過對尾軸的固振頻率進行測量，發現試驗臺的尾軸固振頻率為0.5 Hz與1倍轉頻數值對應的0.55 Hz頻率接近，因此得出尾軸部分進行多頻率激勵時，越接近尾軸固振頻率的頻率對尾軸振動的影響越強。

表3 測點1轉頻-幅值數據表Tab.3 The frequency-amplitude table of NO.1 measuring point

表4 測點3轉頻-幅值數據表Tab.4 The frequency-amplitude table of NO.3 measuring poin

3 試驗臺振動特性的數值模擬

由于在本文的試驗臺中，密封激振引起的轉子自激振動問題是導致實驗結果的主要因素。所以本文根據Muszynska密封力模型，對尾軸與艉部結構振動規律，采用數值模擬方法對進行計算與驗證。該模型轉子在中心平衡位置小擾動運動時，密封力呈線性特性，且具有橫向對稱性，其密封力可由式（1）表示：

其中Fx，Fy為密封力；x，y為轉子的水平、垂直方向位移；k1，k2，d1，d2和mf分別為密封剛度、阻尼和慣性系數，統稱動力系數，均為常數。

將式（1）轉換到固定坐標系中，可得到：

式中k為轉子的自轉角速度；K，D和均為擾動位移x，y的非線性函數。

根據該模型對艉部結構后支撐點加周期性激勵力進行振動傳遞的數值模擬，在測點3得到的4個峰值頻率圖如圖7所示，測點5得到的4個峰值大小如圖8所示。

圖7 測點3的縱向測量值圖Fig.7 The amplitude for NO.3 measuring point

圖8 測點5的縱向測量值Fig.8 The amplitude for NO.5 measuring point

如圖7分析測點3，對艉軸部分后支撐處各頻率按比例1:1:1:1時施加周期性激勵力時，在0.5 Hz時頻帶內各測點附近存在明顯的頻率峰值，如圖8對測點5改變各頻率周期力大小比值，當各頻率振幅達到相同時，此時各頻率大小比值為1:1:4:8，振動效果仍然在0.5 Hz頻率峰值處產生的影響最大，峰值頻率與尾軸油膜固振頻率相同，而此時振動效果最強，與試驗臺實驗結果相同。

4 結論

本文基于尾軸-油膜-艉部結構的設計要求與操作規程，進行了尾軸振動試驗臺設計。利用周期性激勵力對尾軸振動試驗臺艉部結構末端施加干擾，對分布在尾軸以及艉部結構的測點進行分析，研究不同工況下的影響振動因素，在此基礎上結合振動數值模擬分析得到結論如下：

（1）船舶艉部結構試驗臺進行船舶尾軸振動實驗中具有與實船艉部結構模擬性相近的特點，并且能實現模擬實船尾軸振動特點和各種工況下對尾軸振動的干擾影響，為運行管理人員及設備管理人員提供船舶尾軸等設備振動狀況的科學依據。

（2）在船舶尾軸一旦有與其結構固振頻率接近的干擾頻率影響其振動時容易發生共振，共振對尾軸影響較大，極易使尾軸艉軸承發生碰擦，導致船舶事故的發生。

（3）在船體中剛性結構不存在與其干擾頻率發生共振的可能，故剛性結構振動危險性相對較小。

[1]MURAWSKI L.Shaft line alignment analysis taking ship construction flexibility and deformation into consideration[J].MarineStructures,2005,18(1):62-84.

[2]張元天,王傳溥,徐伯清,等.船舶柴油機軸系試驗臺的研制[J].內燃機工程,1985(20):10-16.

[3]楊令康.船舶尾軸尾軸承間的潤滑與碰摩特性研究[D].武漢:武漢理工大學,2010.

[4]馮麟涵,汪 玉,張 磊,等.大型艉軸密封裝置沖擊試驗臺架設計[J].潤滑與密封,2012,37(12):96-100.

[5]WEN Xiaofei,YUAN Qiang,LU Jinshu,et al.Analysis of Propulsion Shafting Torsional Vibration of Vessels with Double Engines and Double Propellers[C]//3rd International Conference on Manufacturing Science and Engineering,2012:1423-1428.

[6]董良雄,張 濤,溫小飛,等.船舶艉部結構對尾軸振動特性影響研究[J].船舶工程,2016,38(10):72-75.

Experimental Analysis of Tail Shaft Vibration Test Bench

XU Liang,DONG Liang-xiong,LIU Yu-liang
(School of Port and Transportation Engineering of Zhejiang Ocean University,Zhoushan 316022,China)

In order to solve the rubbing problem of stern bearing caused by the abnormal vibration of vessels stern bearing,the test bench simulation experiment will be applied to the scope of the study of the vessels tail shaft.Through simulation of the ship shaft,for their characteristics and related design concept the ship propeller shaft vibration test stand has been developed.After the analysis of Ships tail shaft vibration test stand structure,and it's established that the relations between the three to tail shaft-film-stern structure,and it's presented and adopted that the method of the periodic excitation force excitation tail shaft vibration.based on the tail shaft-film-the structure of stern.The causes of the tail shaft vibration were evaluated,and the test bench incentives for excitation force with different frequency were tested,and combined the numerical simulation of vibration transmission to carry on the evidence.The experimental results show that the effect of the tail shaft vibration test bench for excitation force with different frequency.

vibration transmission;tail shaft vibration;test bench;simulation shafting

U663.5

A

1008－830X(2016)05－0441－06

2016-07-01

浙江省自然科學基金（Y16E090003)

徐亮（1993-），男，吉林四平人，研究方向：尾軸振動特性分析.

董良雄（1974-），副教授，博士.E-mail:dongliangxiong@163.com