隔振推力軸承振動能量泄漏的反演診斷

吳崇建，雷智洋，陳志剛*，杜堃，李全超

1 中國艦船研究設(shè)計中心，湖北 武漢 430064

2 船舶振動噪聲重點實驗室，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)生的非定常激勵力激勵艇體結(jié)構(gòu)產(chǎn)生輻射，推進(jìn)軸系是螺旋槳激勵力傳遞的主要通道[2-4]。研究表明，螺旋槳縱向激勵力最大[5]，縱向振動傳遞控制是推進(jìn)系統(tǒng)振動噪聲控制的關(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，橫向振動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控制效果，降低回轉(zhuǎn)振動。在開展軸系臺架試驗時，發(fā)現(xiàn)如下3 種現(xiàn)象：1）試驗數(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，分步揭示其動力學(xué)特性，并且，設(shè)計專用垂向試驗臺架對隔振部件——螺旋彈簧和隔振缸開展動力學(xué)特性的理論與試驗研究，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架試驗得到的測試結(jié)果與理論預(yù)估結(jié)果的對比。不同試驗階段、試驗狀態(tài)的大量試驗數(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)中隔離振動能量傳遞的性能較差。

圖1 軸系縱向振動響應(yīng)的理論預(yù)估與試驗測試結(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 激勵力，ω為圓頻率，t為時間。

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)推力及隔離脈動推力，從而降低軸系縱向振動向艇體的傳遞。

3 垂向試驗臺架設(shè)計

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，并結(jié)合理論設(shè)計值進(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 一般隔振試驗方法

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

圖3 國標(biāo)GB/T 15168-2013 中的動態(tài)特性試驗方法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 振動位移；K?為隔振

隔振缸與螺旋彈簧構(gòu)成一個隔振器，理論上其與質(zhì)量塊共同構(gòu)成了一個獨立的質(zhì)量?彈簧系統(tǒng)。系統(tǒng)的理論振動加速度響應(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力學(xué)特性測試。

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

3.2 垂向試驗臺架設(shè)計

為了研究螺旋彈簧及其與隔振缸裝配后的動力學(xué)特性，根據(jù)隔振原理設(shè)計了垂向試驗臺架來對彈性元件開展試驗測試和動力學(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)計的垂向試驗臺架如圖5 所示。試驗中，需要確保質(zhì)量塊沿彈簧軸向加載時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)載荷下隔振缸的動力學(xué)特性，并同步開展了系統(tǒng)動力學(xué)特性的理論建模分析。

圖5 垂向M-K 系統(tǒng)試驗臺架原理圖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

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

圖7 垂向激振試驗測試與理論分析結(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

基于上述螺旋彈簧動力特性，本節(jié)對集成螺旋彈簧的隔振缸系統(tǒng)的動力學(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算與試驗測試結(jié)果，經(jīng)分析得到如下結(jié)果：

1） 裸彈簧固有頻率的試驗測試值最低（fr=18.75 Hz），有/無導(dǎo)向帶時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、試驗測試的尖銳狀峰值特征之間差異較大，其中有導(dǎo)向帶時峰值較寬，無導(dǎo)向帶時峰值最寬。

試驗研究表明，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)致其動力學(xué)特性不穩(wěn)定，這也部分地“復(fù)現(xiàn)”了軸系試驗臺架的試驗現(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)化試驗研究

圖10 和圖11 分別為優(yōu)化方案的垂向激振試驗測試結(jié)果與理論計算結(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

本文通過垂向試驗臺架設(shè)計，試驗研究了不同程度的“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，堅持對“隔振”本質(zhì)特性的堅定認(rèn)知。同時，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“共振峰過寬和偏移”現(xiàn)象中發(fā)現(xiàn)錯綜復(fù)雜的成因。

7 致 謝

本文在開展此項研究工作中，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工作并參與了研究討論，在此一并致謝！