艉置消振推力轴承降噪机理分析及试验验证

段 勇，韦喜忠，周凌波，邱跃统

（1.中国船舶科学研究中心，江苏 无锡214082；2.船舶振动噪声重点实验室，江苏 无锡214082）

0 引 言

螺旋桨作为扭矩和推力的转换装置，工作于船体艉部非均匀伴流场中，不可避免地产生非定常激励力，构成推进轴系振动的主要激励源[1]。螺旋桨非定常力激励推进轴系振动，并通过各支撑轴承及其基座传递至船体，激励起船体振动并向水下辐射噪声，该现象称之为桨-轴-船耦合振动声辐射[2]。

如今，随着其它机械噪声水平的不断降低，螺旋桨-轴系-船体耦合振动产生的辐射噪声已经成为舰船低速航行时的主要噪声源[3]。为了进一步降低我国舰船的辐射噪声，提高其声隐身性能，需要加强对桨-轴-船耦合振动辐射噪声控制问题的研究。按照振动控制原理，控制方法一般有三种：减小螺旋桨非定常脉动激励力、控制激励力沿推进轴系向船体的传递和优化设计船体艉部结构[4]。就减小螺旋桨轴向脉动激励力而言，目前广泛采用的大侧斜螺旋桨是减小螺旋桨脉动激励力和控制螺旋桨空泡噪声的理想推进器；而优化设计船体艉部结构以减小振动响应是一个涉及面很广的综合性难题，受制约因数较多，一般较难实现。因此，减小激励力沿推进轴系及支撑轴承向船体的传递成为控制桨-轴-船耦合振动声辐射的首选。

由于螺旋桨的非定常激励力以纵向为主，因此对推进轴系也以纵向振动控制技术为主要研究方向。降低推进轴系纵向振动传递的主要途径包括设置动力吸振器、设置纵向减振器、设计新型推力轴承结构形式、改变推力轴承纵向刚度以及采取振动主动控制方法等。杨志荣[5]、刘耀宗[6]、曹贻鹏[7]等人均提出采用动力吸振器对推进轴系纵向振动进行控制，分别提出动力吸振器的设计方法以及设计参数对螺旋桨纵向脉动激励导致的船体振动和声辐射的影响。

由于推力轴承及其基座是轴系纵向振动向船体传递的主要通道，因此人们对推力轴承及其基座的振动传递特性进行了大量研究，提出了一些具有低振动传递特性的推力轴承基座形式。冯国平等[8]通过对船体尾部纵向激励传递特性研究表明，纵向激励下推力轴承基座是轴系纵向振动的主要传递途径，改变推力轴承刚度和基座结构形式对船舶尾部的减振降噪有一定作用。沈建平等[9]针对舱壁式推力轴承，通过在舱壁上采取阻尼减振措施减小推进轴系纵向振动向船体的传递，同时对推力轴承基座进行阻尼处理，以进一步衰减中高频振动能量，但文献中未具体说明舱壁式推力轴承的具体结构形式。张金国等[10]提出一种新型法兰盘式推力轴承。法兰盘式推力轴承直接连接到艇体舱壁上，这样可以将推力轴承传递的激励力均匀地传递至舱壁，振动沿舱壁向船体传递过程中会自然衰减，进而减小推进轴系纵向振动引起的艇体振动。谢基榕[11]通过设计新型安装基座来减小主推力轴承的纵向刚度，从而降低艇体纵振固有频率处的力传递效率以达到抑制艇体辐射噪声的目的。李全超[12]针对轴系纵向振动引起的船舶尾部振动噪声问题，提出了集成式推力轴承减振器控制轴系纵向振动的方法，研究了减振元件的刚度特性以及应用减振器后轴系试验台架的振动特性。何江洋[13]针对RC与集成隔振两种推力轴承控制措施，以轴系纵向振动为切入点，运用结构弹性波理论，建立轴系纵振理论模型，对比研究RC与集成隔振系统对轴系纵振的减振性能。

由于推力轴承是推进轴系纵向振动控制的关键所在，因此本文提出了一种新型推力轴承-艉置消振推力轴承技术方案，对该新型推力轴承的降噪机理进行了计算分析，并对其降噪效果进行了模型试验验证。

1 艉置消振推力轴承设计方案

目前我国舰艇上大多采用了传统米契尔式推力轴承，如图1所示。该型推力轴承结构型式上左右对称，壳体为上下剖分结构；其基座为底部基座结构型式，直接和船体刚性连接。

图1 米歇尔式推力轴承Fig.1 Michel type thrust bearing

该型推力轴承结构从声学设计的角度来看，存在如下三个问题：首先，推力轴承单侧安装于船体底部，螺旋桨纵向非定常力经轴系、推力轴承及基座传递至船体时，产生纵向、法向力和弯矩激励，易于激发船体非对称振动模态并产生辐射噪声；其次，桨轴系统的固有频率（主要决定因素为推力轴承动刚度）与艇体结构的固有频率间隔较小，使传递到艇体的激励力易于激起艇体结构的共振辐射声，即容易发生桨-轴-船耦合现象；最后，轴系三点支撑，轴承载荷易受艇体变形影响，增加轴系工作环境的不稳定性，容易产生异常振动噪声。针对现有推力轴承在声学设计上存在的这些问题，本文提出一种新型推力轴承-艉置消振推力轴承装置的设计方案：首先，采用圆周对称的推力轴承基座形式，使轴系、艇体系统更接近于对称结构，从而抑制艇体非对称模态被激发的程度；其次，对主推力轴承进行纵向、径向的隔振设计。一方面，使桨轴系统的固有频率远离艇体声辐射效率较高的前若干阶纵向振动模态，降低螺旋桨纵向激励的传递；另一方面，也使轴系的横向支撑刚度在声学设计上更匹配，抑制横向激励力经推力轴承到艇体的传递作用；最后，将推力轴承向耐压壳艉端移动，使其靠近尾轴前轴承，减短推进轴系的有效长度，轴系的支撑状态更接近于两点支撑，使轴承的工作载荷更加稳定。

图2 传统米歇尔式推力轴承安装方案Fig.2 Installation scheme of traditional Michel type thrust bearing

图3 艉置消振推力轴承设计安装方案Fig.3 Design and installation of the stern damping thrust bearing

图3给出了艉置消振推力轴承的设计及安装方案。艉置消振推力轴承主要由艉置推力轴承主体、纵向隔振装置、径向隔振装置以及圆周对称布置的推力轴承安装基座构成。其中艉置推力轴承主体与推力轴承安装基座之间通过纵向隔振装置连接，纵向隔振装置在将螺旋桨推力传递给船体的同时，隔离轴系纵向振动向船体的传递；而径向隔振装置在承受推力轴承自身重量的同时，隔离横向振动向船体的传递。

2 艉置消振推力轴承降噪机理分析

由于艉置消振推力轴承改变了传统推力轴承的安装位置和安装方式，同时在纵向和径向上均采取了隔振措施，为了揭示艉置消振推力轴承的降噪机理并试验验证其降噪效果，本文设计了一简化的试验模型（试验模型具体参数参见文献[3]和文献[14]），并针对这一简化试验模型，采用有限元软件建立其振动和辐射噪声计算模型，分析推力轴承安装位置和安装方式的改变对艇体振动和辐射噪声的影响规律，同时研究纵向隔振装置的刚度特性对纵向振动传递的影响规律。

图4 试验模型壳体结构Fig.4 Shell structure of the experimental model

试验模型由试验模型壳体结构、传统推力轴承及推进轴系和艉置消振推力轴承及推进轴系三部分组成，用于研究壳体结构的振动声辐射特性，以及分别安装传统推力轴承及艉置消振推力轴承之后，螺旋桨纵向激励力经轴系传递引起的壳体振动及辐射噪声，比较得到艉置消振推力轴承降噪效果。

2.1 轴承安装方式和安装位置对艇体振动和辐射噪声的影响

由于本文主要是针对推力轴承安装位置和安装方式对艇体振动的影响，因此在计算时先不考虑轴系和推力轴承本身的影响，只是将力施加在推力轴承拟安装的位置，通过比较相同激励力在不同位置激励试验模型壳体振动响应，得到推力轴承安装方式和安装位置对艇体振动的影响规律。在计算中，激励位置考虑四种情况（见图5），分别为：

（1）工况1：激励传统推力轴承基座面板中心；

（2）工况2：激励艉部球壳中心；

（3）工况3：激励艉置推力轴承基座面板；

（4）工况4：激励艉部球壳与圆柱壳交点。

图5 激励点位置示意图Fig.5 Different locations of excitations

施加激励力的方向均为纵向，力的总大小为1 N，计算频率范围为20～500 Hz，频率间隔为1 Hz。图5给出了各激励工况下激励点的具体位置，其中激励点1和激励点2处均施加幅值为1 N的激励力，而激励点3处则同时施加4个均布的激励力，每个力的大小为0.25 N，激励点4处半圆弧线上所有节点同时施加均布力，所有节点上力的合力大小为1 N。

在进行各种激励工况下的振动响应比较时，取整个模型外壳上所有节点的法向加速度值的均方根值振级作为评价量。壳体表面法向振动速度均方根振级可由（1）式进行计算：

式中：La为法向加速度均方根振级，为所有节点法向加速度均方根值，aref为振动加速度参考值，N为节点数目。

图6给出了试验模型整个外壳上所有节点的加速度均方根比较曲线，相较于传统推力轴承基座面板中心，激励点后移之后，试验模型外壳上的振动加速度响应除了在壳体一阶纵振频率处外，其它频率点的加速度响应均有大幅度的降低，从图中可以较为明显地看出，激励传统推力轴承面板处时，壳体上的振动加速度最大。从总振级来看（表1），激励艉部球壳中心较激励传统推力轴承面板可降低壳体振动加速度总级7 dB。而将激励点移到艉置推力轴承面板后，可继续降低壳体表面振动加速度1.2 dB；将激励点移到艉部球壳与圆柱壳交点时，壳体上的振动加速度最低，相较于激励传统推力轴承面板，该工况下壳体表面振动加速度均方根值降低了近12 dB。由此可见激励点位置的变化对试验模型整个外壳上的振动加速度有较大的影响，同时可以看出，激励艉部球壳与圆柱壳交点时，试验模型壳体法向振动最小，该处为艉置推力轴承的最佳安装位置。

图6 模型外壳上的加速度均方根值比较Fig.6 Comparison of acceleration RMS on the model shell

表1 四种工况下，壳体表面振动加速度总级（20～500 Hz）Tab.1 Vibration acceleration level of the shell surface under four operating conditions(20-500 Hz)

2.2 纵向隔振装置刚度参数对壳体振动和辐射噪声的影响

为降低螺旋桨纵向激励力向壳体的传递，在新设计的艉置消振推力轴承中设计了纵向隔振装置，该纵向隔振装置的刚度参数对壳体的振动和辐射噪声有着较为重要的影响，因此在上述壳体计算模型的基础上，加入艉置消振推力轴承及轴系计算模型，计算在轴系尾端施加单位激励下壳体的振动响应，通过在计算模型中改变艉置消振推力轴承与安装基座之间的连接弹簧单元的系数，研究纵向隔振装置刚度参数对壳体振动的影响。

根据所设计的艉置桨轴系统结构，建立其计算模型，并将该模型加入到壳体计算模型中，构成艉置桨轴-壳体计算模型。其中轴系与壳体在径向上利用三个弹簧阻尼单元连接，而在纵向上，艉置推力轴承与壳体之间采用多个分布式弹簧阻尼单元连接。该弹簧阻尼单元的刚度系数可调，在计算时取四种不同的刚度系数：（1）k=1×109N/m；（2）k=2.5×108N/m；（3）k=1×107N/m；（4）k=5×106N/m。

图7 艉置推力轴承与壳体的连接处理Fig.7 Connection treatment of stern thrust bearing and shell

图8 连接刚度对艉置推力轴承振动传递特性的影响Fig.8 Influence of connection stiffness on vibration transmission characteristics of the stern thrust bearing

图8给出了艉置推力轴承与壳体之间的连接刚度变化对壳体表面法向加速度的影响。从图中可以看出，连接刚度对激励力经轴系向壳体的传递有较大影响。影响主要体现在：该刚度决定了桨轴子系统的一阶纵振固有频率，连接刚度降低，桨轴子系统的一阶纵振固有频率随之降低，刚度为k=1×109N/m时，桨轴一阶频率比较靠近壳体二阶纵振频率，桨轴一阶纵振和壳体二阶纵振频率处的加速度峰存在一定程度的加强；而当刚度为k=2.5×108N/m时，桨轴一阶纵振频率位于壳体一阶和二阶纵振频率中间，耦合程度有所减弱，加速度曲线存在三个强线谱，但相较于k=1×109N/m时，线谱峰值有所降低；而当刚度降低至k=1×107N/m或k=5×106N/m时，桨轴子系统的一阶纵振频率降低到70 Hz以下，远离了壳体一阶和二阶纵振频率，加速度曲线除了在桨轴一阶纵振频率处有较大峰值外，在壳体一阶和二阶纵振频率处的峰值均较低。由此可知，降低推力轴承与壳体之间的连接刚度，使得桨轴子系统的一阶纵振频率前移，并远离壳体一阶纵振频率，可有效降低激励力经轴系向壳体的传递。

表2 纵向激励力经艉置推力轴承传递引起的壳体振动加速度总级（20～500 Hz）Tab.2 The acceleration level of the shell caused by the transmission of the longitudinal exciting force through the stern thrust bearing(20-500 Hz)

2.3 两种形式推力轴承振动传递特性比较

为比较艉置消振推力轴承和传统推力轴承在螺旋桨纵向非定常力传递上的区别，在试验壳体模型的基础上，加入传统推力轴承及桨轴系统计算模型，计算在其轴系尾端施加单位激励下壳体的振动响应，并将单位激励经传统推力轴承基座面板、传统轴系尾端以及艉置轴系尾端三种途径传递下引起的壳体振动响应进行比较，从比较结果中得到采用艉置推力轴承所取得的减振效果。

图9 纵向激励力经三种途径传递引起的壳体加速度均方根比较Fig.9 Comparison of the shell accelerations caused by longitudinal excitation force

图9给出了三种计算模型下，单位激励经三条传递途径传递引起的试验模型壳体表面振动加速度的比较曲线。从图中可以看出，纵向激励力经传统推力轴承传递时，由于存在轴系一阶纵振与壳体弯曲振动的耦合，在250 Hz附近，壳体表面振动加速度明显增大，而采用艉置消振推力轴承则成功地避免了这种耦合情况，使得250Hz附近的振动加速度响应显著降低。从20～500 Hz频带范围内的总振级看出（表3），采用艉置推力轴承时的总级相较于传统推力轴承降低了10 dB。由此可见，将推力轴承移到试验模型艉部有利于降低壳体振动加速度级。同时，通过上述艉置推力轴承与壳体之间连接刚度对壳体表面振动的影响分析可知，若在艉置推力轴承与壳体之间设置合适的隔振装置，可进一步降低螺旋桨纵向非定常力经轴系向壳体的传递。

表3 纵向激励力经三种传递途径传递引起的壳体振动加速度总级（20～500 Hz）Tab.3 The acceleration level of the shell caused by longitudinal excitation force(20-500 Hz)

3 艉置消振推力轴承降噪效果的模型试验

通过有限元计算分析可知，艉置消振推力轴承在降低螺旋桨纵向非定常激励力引起的壳体表面振动方面有较好的效果。为验证其实际的声学效果，开展了艉置消振推力轴承的模型试验。

为测量试验模型的水下振动传递特性及辐射噪声，将试验模型放置于开阔水域中。为了便于施加稳定的纵向激励力，试验模型采取垂直向下的自由安装方式，即模型的艏部朝下，艉部朝上，安装示意图如图10所示。试验时，在轴系最尾端采用激振器对轴系施加激励，同时测量激励力信号、试验模型壳体上的振动加速度响应信号以及布置在水中的水听器的声压信号，最后得到激励力经轴系及推力轴承传递引起的壳体振动及辐射噪声传递函数。水下辐射噪声采用水听器线阵进行测量，在离模型中心某一位置垂直布放一列水听器线阵，通过对模型进行圆周方向的扫描测试，测量得到整个圆柱面的声压，通过积分求得声功率。通过比较不同试验工况下测得的声功率传递函数，验证艉置消振推力轴承的降噪效果。

图10 辐射噪声测量系统及试验模型安装Fig.10 Radiation noise measurement system and test model installation

图11给出了水下辐射声功率传递函数的线谱对比图。从图中可以看出，传统推力轴承的线谱主要有95 Hz（对应壳体弯曲），110 Hz（对应壳体纵振），179 Hz（对应壳体纵振）和253 Hz（对应桨轴系统纵振），而艉置消振推力轴承的线谱主要有89 Hz（对应轴系统纵振）和113 Hz（对应壳体纵振）。从图中可以明显看出，采用艉置消振推力轴承后，在高于120 Hz频段的范围内，辐射声功率较传统推力轴承有大幅下降，声功率总级降低7.3 dB。

图11 辐射声功率传递函数比较Fig.11 Comparison of radiated acoustical power transfer function

4 结 论

本文针对舰船螺旋桨非定常力经轴系及推力轴承传递引起的船体振动和高辐射噪声问题，从新型推力轴承设计出发，提出了一种艉置消振推力轴承的设计方案，并通过数值计算对艉置消振推力轴承的降噪机理进行了分析，最后开展了该新型推力轴承降噪效果的模型试验，结果表明：

（1）推力轴承的安装位置和安装方式影响纵向力的传递，其中，艉部球壳与平行中体圆柱壳交接位置为推力轴承的最佳安装位置；

（2）艉置推力轴承与船体之间的纵向连接刚度对螺旋桨纵向非定常力经推力轴承传递引起的辐射噪声有重要的影响，降低其刚度系数有利于降低辐射噪声；

（3）模型试验结果充分验证了艉置消振推力轴承的降噪效果，为艉置消振推力轴承的工程应用奠定了基础。