船舶艉部激励耦合振动噪声机理研究进展与展望

Chinese Journal of Ship Research - - 中国舰船研究 -

1,俞强2华宏星1 200240上海交通大学 振动、冲击、噪声研究所,上海2 430064中国舰船研究设计中心,湖北 武汉摘 要:[目的]船舶减振技术经过几十年的发展,降低艉部激励引起的桨—轴—船体振动辐射噪声成为我国现阶段船舶声隐身的紧迫任务。[方法]针对船舶艉部激励耦合振动噪声问题,从船舶螺旋桨激励力特性、桨— 3轴—船体耦合振动噪声特性及其控制方法 个方面对当前研究进展与发展趋势进行综述,[结果]得到了船舶艉部激励与桨—轴—船体系统振动噪声的映射关系,并提出了针对低频振动噪声的控制方法。[结论]在此基础上对在螺旋桨非定常力测试、艉轴承摩擦诱导振动机理和桨—轴系统横向振动控制等方面提出进一步开展研

究的建议。关键词:船舶;艉部;耦合振动噪声中图分类号:U661.44 文献标志码:A DOI:10.3969/j.issn.1673-3185.2017.04.002

Structural and acoustic response due to excitation from ship stern: overview and suggestions for future research

HUA Hongxing 1,YU Qiang2 1 Institute of Vibration,Shock and Noise,Shanghai Jiao Tong University,Shanghai 200240,China 2 China Ship Development and Design Center,Wuhan 430064,China

Abstract:Several decades after the development of acoustic stealth technology for ships, there remains an urgent necessity to reduce low frequency structural and acoustic response due to excitation from the stern. This paper reviews research into the coupled vibration and acoustic problems of the sterns of vessels. Attention is especially paid to three key aspects: the characteristics of propeller forces, the vibration-acoustic signatures of coupled propeller-shaft-hull systems, and vibration/noise controls. Therefore, the mapping relationships of vibration noise from the stern excitation and propeller-shaft-hull system is obtained, and the control approaches for low frequency vibration noise is presented. Thereafter, several suggestions are made for further research work in the testing technology of the unsteady force of propellers, the structural vibration induced by the stern bearing friction and the vibration control of propeller-shaft systems in the future. Key words:ship;stern;coupled vibration and acoustics

0引言

船舶噪声主要由机械噪声、水动力噪声和螺 3旋桨噪声 类噪声组成。随着建造工艺水平的整体提高以及减振消声技术的广泛应用,机械噪声水平逐步下降,使得螺旋桨在艉部伴流场运转时

诱发的艉部噪声逐渐成为船舶辐射噪声的主要因素。研究结果表明,各类水下和水面船舶低频段中的若干线谱或窄带辐射声是辐射噪声的主要特征,这与艉部激励密切相关。因此,降低隐蔽航行工况下由艉部激励引起的桨—轴—船体振动辐射噪声十分必要且重要。桨—轴—船体系统与艉部伴流场构成复杂的流—固—声耦合系统。由于水面船舶的艉部伴流场非常复杂,研究尚不深入,本文将主要针对水下航行器讨论其艉部噪声问题。水下航行体艉部激1励如图 所示,其中旋转的螺旋桨及轴系产生非常复杂的激振力。一方面,时空非均匀伴流场诱导的螺旋桨脉动载荷通过轴承传递激发船体振动声辐射,或通过压力场传递至船体表面激励船体结构振动噪声;另一方面,螺旋桨激励力与桨—轴—船体系统振动相耦合又诱使激励力变化,并可能增强螺旋桨噪声。然而,以往对螺旋桨激励力的研究停留在刚性桨假设下的理论计算层面,忽略了伴流场的时间非定常性和螺旋桨激励力与桨—轴—船体振动的耦合,无法满足低频振动声辐射分析的需求,且对桨—轴—船体系统振动噪声响应特性的研究未能建立起螺旋桨激励力特性与船体结构声辐射频谱结构特征之间的内在联系,导致难以提出有效的振动噪声治理方法。 近年来,针对船舶艉部激励耦合振动噪声问题,国内多家单位在桨—轴—船体系统振动对艉部激励的影响、艉部激励在桨—轴—船体系统上的传递规律,以及船体振动噪声响应规律等方面开展了深入研究,初步明确了艉部激励与桨—轴—船体系统振动噪声间的映射关系,并据此提出了针对低频振动噪声的控制方法。为此,本文将从螺旋桨激励力特性、桨—轴—船体系统振动噪声3响应规律、低频振动声辐射控制这 个方面对近期研究进展进行综述,并在讨论的基础上提出未来研究方向的设想。

1 螺旋桨激励力特性研究

掌握船舶螺旋桨激励力特性可为船舶艉部耦合振动、辐射噪声预报提供输入条件,为船舶声学 性能指标的合理分配、振动噪声响应特性分析及有效控制提供依据,因此螺旋桨激励源特性研究是船舶艉部激励耦合振动噪声机理研究的关键技2术基础。螺旋桨激励力通常分为 类:非均匀伴流场诱导的螺旋桨轴承力和螺旋桨诱导的船体表面脉动压力(表面力)。

1.1 螺旋桨轴承力特性

螺旋桨轴承力是非均匀伴流场诱导的螺旋桨脉动载荷通过轴承传递至船体的力[1],是船体艉部振动最主要的激励源,其量值的大小和变化规律直接影响艉部激励船体振动声辐射评估的准确性。2(a)所示单个刚性桨为研究对以往主要以图象,采用非定常升力面法或拟定常法预估非均匀6伴流场中螺旋桨轴承力 个分量的定常值和脉动幅值与相位,该研究方法仅能给出伴流场空间不均匀性导致螺旋桨出现的叶频或轴频谐调周期力。艉部的舵和翼等附体结构与尾流间存在复杂的干扰作用,使尾流具有随机特性,导致桨叶上非2(b)定常力出现非周期分量。因此,需考虑如图所示的全附体螺旋桨激励力模型,并应用基于RANS方法的全粘流计算来预报非定常力[2]。结CFD合 交界面技术和数值耗散控制,将使预报具有高精度、高分辨率和低耗散等特点。研究表明,螺旋桨非定常力的能量谱由低频窄带谱和宽带随机谱构成,分别反映螺旋桨伴流场的空间不均匀性与时间非定常性;横向宽带力小于纵向宽带力,且轴向推力一阶脉动分量的平均推力系数占比为3‰左右。 在刚性桨假设下,轴承力可通过计算螺旋桨桨叶载荷在桨榖处的合力得到,但其缺陷在于忽略了螺旋桨的弹性特性对载荷从桨叶到桨榖传递的影响,尤其在流体激励和弹性桨振动频率接近时,该问题更为突出。因此,可结合势流理论和弹性力学,利用面元法和伯努利方程计算螺旋桨表面脉动载荷,利用拉格朗日方程建立流—固耦合弹性桨动力学模型,从而对非均匀、非定常来流下弹性桨的轴承力进行理论计算和预报[3]。研究表

明,螺旋桨轴承力不仅与来流空间非均匀有关,也和螺旋桨模态频率、轴系纵振频率以及桨盘面来流中的涡结构和迁移速度有关,而且螺旋桨弹性振动对轴承力有放大效应。试验是进行螺旋桨轴承力研究的必要环节,有助于了解和掌握螺旋桨激励力的根本特征。试验研究包括直接测试和间接测试。直接测试通过循环水槽试验获取全附体船模后螺旋桨的推力脉动,主要用于模型桨轴承力的测量,其关键是要解决模型桨激励力试验的相似性,以及模型桨与实桨激励力的换算等。利用桨—轴系统固有特性和轴系振动测量结果重构螺旋桨周期和随机轴承力[4-5] 3所的间接测试方法,也可应用于实船测试,如图示。纵向激励力F的间接测试表明:一阶叶频和螺旋桨固有频率处的脉动分量为螺旋桨轴承力的2主要成分,在量级上后者为前者的 倍以上;减小螺旋桨的刚度,一阶叶频和螺旋桨频率处的脉动分量均增大;在一阶叶频和螺旋桨固有频率之间的二阶和二阶以上叶频以及轴系一阶纵振频率等的激励力,呈现明显的周期加随机宽带的特征。

1.2 螺旋桨表面力特性

在非均匀伴流场中,螺旋桨旋转诱使船体周围流场呈现空间不均匀和时间非定常特征,压力场通过水传递至船体表面将产生非均匀分布的脉力)1 []动压力(表面 ,会激励船体壳体振动并产生辐射噪声。目前,对螺旋桨表面力的分析主要通过经验Holden公式、数值方法和试验方法进行。如 方法、Takahashi方法等可用于实际计算的经验公式均为根据理论分析和统计方法归纳出的相应公式和图表,这些公式基于实船和模型试验,应用范围上有较大的局限性,但可用于螺旋桨表面力的预估。对船舶螺旋桨表面力的数值研究多针对船舶 全附体模型,利用大涡模拟(LES)或RANS方法构建全粘流计算模型,分析船艉表面脉动压力空间非均匀分布特性。对船舶螺旋桨表面力的试验研究主要通过大型循环水槽试验,利用小尺度微型脉动压力传感器测量模型船艉表面脉动压力的大小和空间分布。理论和试验研究表明,离桨盘面距离相同的情况下,螺旋桨表面力随空间周向角度变化较小;船艉表面脉动力随离桨盘面距离增加成幂指数形式衰减,且以叶频分量为主。

2 桨—轴—船体系统耦合振动噪声响应规律

桨—轴—支承系统是艉部激励传递到船体的主要路径,船体结构是最终的声辐射体,艉部激励特性和桨—轴—船体系统动态特性均为船舶辐射声频谱结构的决定性因素。在获取艉部激励特征后,掌握艉部激励在桨—轴—船体系统上的传递规律以及船体声振响应特性,是建立艉部激励与桨—轴—船体系统振动噪声间映射关系的最基本途径。目前,对桨—轴—船体系统振动噪声响应规律的研究主要集中在轴系支承界面特性、船体3个振动声辐射建模和耦合振动噪声演变规律这方面,并在艉轴承摩擦诱导振动等方面开展了部分研究工作。

2.1 轴系支承界面特性

轴系支承界面为螺旋桨激励力向船体传递的关键途径,其特性直接决定着螺旋桨激励力到船体的传递特性,研究支承界面特性可为桨—轴—船体系统声振分析提供基本输入条件。目前关注的主要问题有:界面阻抗特性的精确获取;橡胶轴承界面摩擦特性的表征;轴系校中状态的影响规律。1 )界面阻抗特性的精确获取。轴系支承界面是由润滑膜、轴承和基座组成的串联系统。液膜刚度特性可由流体动力润滑计算获取[6],基座阻抗可通过有限元仿真或实验测量得到,橡胶轴承刚度可基于非线弹性理论和接触分析获取[7]。研究表明:橡胶轴承动态特性在艉轴承径向综合支撑特性中起主要作用,可忽略液膜刚度的影响;而推力轴承综合支撑特性则由油膜刚度主导。2 )艉轴承界面摩擦特性的表征。艉轴承界面摩擦特性与转速、轴承结构和材料等密切相关,但主要由动摩擦系数和界面载荷表征。动摩擦系数可由基于伺服加载和扭矩测量的测试获取,界面载荷可由界面力学分析得到。研究表明,艉轴承摩擦系数—滑动速度的负斜率特征可诱发转轴—

轴承扭转自振,界面载荷的交叉耦合效应可诱发轴系反向涡动失稳,前者为轴承模态失稳,后者为轴系横向模态失稳。3)对中状态的影响规律。推进系统的建造、安装、校中,以及不同工况下的船体变形等均会造成轴系对中状态的变化。通过对轴承负荷、轴承刚度特性,以及桨—轴系统耦合振动的集成分析表明,轴系对中状态变化对桨—轴系统固有特性影响较小,但可通过改变轴承和轴之间的接触状态影响静动摩擦比和支撑刚度。如艉轴承对中状态变化将引起桨端振幅明显的轴系各阶模态的模态力发生变化,并反映在艉轴承支承处动载荷中, 4如图 所示。图中,K 为刚度。

2.2 桨—轴—船体系统耦合振动噪声建模方法

准确建立桨—轴—船体系统的动力学模型,是实现耦合系统振动传递规律及振动响应特性分析的物理基础。分频段建模是目前研究船舶振动噪声的实际途径。典型的桨—轴—船体系统是以螺旋桨、转轴、壳体、基座、舱壁、环肋和纵桁等为主要结构特征的复杂系统。根据不同频段船体的力学性能,研究中多采用船体梁作为船舶舱段首阶固有频率前的近似模型、利用组合壳体作为实际船体主体结构的近似模型、采用梁—板—加肋壳体组合结构作为桨—轴—船体系统局部细化模型。而相应的船体流—固—声耦合特性计算一般采用解析/半解析方法和数值方法。1)解析/半解析方法。船体梁以及加肋板壳振动或声辐射问题的求解方法可归纳为分离变量法、傅里叶级数法、幂级数法、傅里叶变换法或变分原理等方法及其组合[8-11],通过数学推导可给出解析解。组合壳体振动与声辐射问题的求解采用幂级数展开—傅里叶变换法、区域分解—谱边界 元法[12-14]等半解析方法。以后者为例,根据分元离散的思想将组合壳体划分为若干子域和相匹配的边界单元,利用广义变分原理和谱函数多项式逼近求解流—固—声耦合问题,能够给出不同结构振动模态对船体总振动、辐射声功率和指向性的贡献量。解析/半解析方法通常具有数值解所不及的精确度,可为简化问题的物理本质提供较清楚的解释,但它仅限于解决具有正交曲面的规则结构,因此在实际工程应用中具有一定局限性。2)数值方法。对于考虑基座、弹性螺旋桨以及具有复杂几何外形的壳体结构,其低频振动声FEM/BEM法和子结构综合/FEM/辐射求解需采用BEM FEM/BEM法等数值方法。 法[15]利用有限元方程描述结构动力学响应,利用边界元方程描述结构表面的流体加载,并通过满足流固耦合面法向振速相等和声压平衡条件建立耦合方程。该方法可降低流—固耦合问题的计算规模并保持很高的计算精度,但在应用中有奇异积分、非唯一解及多频计算等问题。子结构综合/FEM/BEM法是为克服考虑弹性螺旋桨时流—固耦合计算量过大的问题而提出[16],该方法把弹性桨、轴系、船体分别视为子结构,通过子结构综合获取轴—船体界面FEM/BEM力,其后利用 法求解船体振动声辐射。5图 所示为螺旋桨纵向激励下船体远场声压的FRSM/FEM/BEM FEM/BEM计算结果和 计算结FRSM/FEM/BEM果。 方法在满足计算精度的同时可大幅提高计算效率,可用于分析各子结构动态特性、界面特性与耦合系统振动声辐射特征间的内在关联。

2.3 螺旋桨激励下的耦合振动噪声演变规律

桨—轴—船体系统与流体构成复杂的流—固—声耦合系统,整个系统的振动与声辐射不是单向传递而是耦合反馈。因此,螺旋桨激励下桨—轴—

船体系统振动噪声演变规律的内涵可由螺旋桨、轴系、船体子系统动态特性与艉部激励特性,以及耦合系统声辐射特征的关联来诠释。其中,典型的子系统特性包括船体非均匀性、基座对称性、轴系和船体几何中心线相对位置,以及轴系和螺旋桨的弹性等。由于数值计算和试验成本较高,缩比模型是研究桨—轴—船体系统振动噪声演化规律不可或6缺的手段,且研究结果能够类推到实际系统。图所示为缩比船体模型三维图及试验现场图[17]。模型由桨、轴、锥壳和加筋圆柱壳等组成,通过组合不同桨模、艉部锥壳和柱壳可实现船体均匀性、基座对称性、轴系位置以及螺旋桨弹性等的变化7 (图 )。螺旋桨处纵向、垂向激励下的壳体声辐1射特性如表 所示,其中:所有图中纵坐标为声功率,dB;横坐标为频率,Hz;在基座高度一栏中,右图为弯矩激励。结果表明,壳体非均匀性主要通过影响模态质量使壳体的振动模态略有改变,但对总体辐射声功率影响不大;对称基座和轴系下移对纵向激励有抑制作用,对称基座通过减小附加弯矩减弱弯曲模态对声辐射的贡献量,基座结构改变增大了基座阻抗。 优势声辐射模态和频率对应关系是表征激励特性、子系统动态特性、耦合系统声辐射特征内在关联的直观方式。桨—轴—船体系统理论与试验结果表明,在螺旋桨纵向激励下,轴系船体耦合系n=0统的声辐射主要由周向波数 的船体纵向模态产生;弹性螺旋桨会将传递至船体的激励力在其固有频率附近明显放大;在螺旋桨纵向/横向激励下,在轴系一阶纵向振动频率/一阶垂向振动频率附近,船体声辐射明显增强。这些结论均可作为实船桨—轴—船体频率匹配设计的依据。

2.4 其他艉部激励下的耦合振动噪声 2.4.1 艉轴承摩擦诱导振动

水润滑艉轴承通常处于混合润滑状态,承受8),由于摩擦力的 Stribeck较大的接触负荷(图 效应和交叉耦合效应,轴系易发生自激振动,激发转轴、轴承支承结构的若干模态产生颤振或啸叫现象[11],并会加速艉轴承损坏,降低设备的可靠性。目前,对推进轴系摩擦振动的研究主要通过原理型的低维自激振动模型、频域复特征根分析

和时域瞬态动力学分析等分析方法。1 )原理型的低维自激振动模型。该类模型Stribeck从摩擦副的 特性入手,通过建立摩擦噪声并考虑转盘、橡胶轴承或基座切向振动等若干自on-off由度的内在关联[18-19],定性分析频率调制和间歇响应等复杂摩擦振动现象,但物理模型过于简单,无法直接用于艉轴承摩擦诱导轴系—轴承耦合振动特性和激励特性的预测与分析。2)基于复模态分析的摩擦振动预测模型[7,20]。该类模型通过复特征值,分析研究摩擦系数和轴承参数等对摩擦噪声发生趋势的影响规律。优势在于模型求解不受轴承几何复杂性的限制,可反映轴承—转轴摩擦副的接触压力分布以及系统的摩擦失稳趋势。缺点是,不能明确指出摩擦振动的机理,也无法体现远离平衡点时系统的整体非线性特性,且较难在模型中考虑摩擦参数和结构参数等复杂因素的非线性。3)基于瞬态动力学的摩擦振动分析模型[21-22]。该类模型利用迦辽金法和模态叠加法等方法建立综合考虑螺旋桨、轴系、轴承振动形态的摩擦自激振动模型,并通过时频特性分析研究轴系及摩擦力的非线性瞬态行为及其演变规律。可直观地反映摩擦振动发生、发展的过程,且模型可扩展性强,便于引入真实系统中客观存在的复杂非线性因素。但瞬态分析需要过长的计算时间,数据往往难以直接用于设计修改。研究表明,摩擦自激振荡在系统模态阻尼较小、摩擦系数较大(较低转速)、9所界面接触载荷较大的情况下容易产生,如图示;转轴、轴承间的粘—滑摩擦接触可引起转轴扭转模态或轴承及其支承结构周向模态的自激振动。

2.4.2 流体激励开口腔体噪声

当绕流流经船舶艉部艉间舱时,会在流水孔前缘发生涡脱落,脱落的涡撞击孔口后缘,并形成上行的压力脉动,影响前缘的涡系脱落,进而在孔10口处形成涡脱落自持振荡。如图 所示,涡运动激起声波是通过剪切层对下游锐缘的冲击作用, Helmholtz或通过剪切层激发腔体的 共振模态、腔体壁的流—固—声耦合共振模态形成的;反过来,声波和前缘尖点的相互作用又会诱发脱落涡。 开口腔体噪声的复杂性主要体现在孔口不稳定边界层、腔体内媒质以及腔体壁的相互耦合,因CFD此可结合 计算和流—固—声耦合模型预报开LES孔腔体辐射声。通过 方法求解孔腔绕流非定常激励力,依此作为开孔腔体辐射声的源场。其后,采用有限元法建立腔内媒质以及腔体壁振动和声辐射的流—固—声耦合模型,通过耦合模态分析和谐响应分析探讨孔腔共振机理。考虑到数值计算中流场稳定之前的计算数据并不准确,在CFD进行船舶艉间舱绕流计算时,可采用混合 算LES法[23]进一步提高 方法的数值仿真效率:即先利用适用于高雷诺数的湍流模型进行定常计算,待流场稳定收敛后将定常计算结果作为初始输入LES条件,并利用 方法进行非定常计算来获取孔腔绕流激励力。研究表明,孔口边界层的水动力振荡是孔腔共振的激励源,可激励声腔模态和腔11),同时腔内媒质以体流—固耦合模态振动(图及腔体壁振动和声辐射也反过来影响孔口边缘的涡系脱落,增强自持振荡能量,并可能辐射高声压级噪声。

3 低频振动声辐射控制

艉部激励下船舶低频振动噪声控制是桨—轴—船体系统振动噪声规律研究的出发点和归宿。降2低船舶艉部低频振动声辐射主要有 种途径,其一是对艉部结构进行动力学优化设计,改善桨—轴—船体系统动力学性能;其二是在船体结构动态特性难以改变的前提下,对桨—轴—船体系统在艉部激励下的响应进行被动、主动或混合控制。

3.1 结构动力学优化设计

船舶艉部结构动力优化设计的目标是在不附加任何子系统的前提下,利用艉部结构参数、形状及频率优化等手段降低桨—轴—船体系统振动与声辐射。船舶艉部结构动力学优化设计主要有以下途径: 1 )修改壳体线形和改进螺旋桨设计。主要通过改善艉部伴流场的不均匀度和螺旋桨的水动力特性来减小螺旋桨脉动力,降低由螺旋桨引起的声辐射。但艉部伴流场和螺旋桨水动力问题极其复杂,使得优化设计难度较大,且改造成本昂贵。2 )优化船体艉部结构与参数。主要通过优化轴系位置、轴承座布置方式、轻壳体厚度、纵向构件数量、腹板高度和舵轴围栏厚度等参数,改善基座阻抗特性、壳板面阻抗、艉部整体弯曲刚度以及开孔区域的结构刚度,降低基座—船体耦合力,实现声辐射抑制。此外,还可通过改善轴系校中状态和艉轴承润滑状况等来降低摩擦失稳的可能性;可通过优化流水孔形状和孔颈偏角等参数有效控制流体激励。3 )桨—轴—船体系统动态特性匹配设计。研究表明,在没有明显声学故障和非线性响应的情况下,输入到螺旋桨桨毂中心的功率流与传递 至船体结构的功率流乃至整个船体声辐射功率具12)。图中,振速基准值为有明确的映射关系(图1×10-9 m/s。 对于桨—轴—船体系统纵向激励下的振动声辐射,其特征频率主要由桨—轴系统作用在船体上的激励频率决定,它们主要是叶频、螺旋桨固有频率和轴系纵振频率;其声辐射量级主要取决于这些激励频率和船体局部模态的吻合程度以及被激发的局部模态的辐射效率。桨叶共振频率应避开螺旋桨宽带激励谱的低频区,且螺旋桨叶频、螺旋桨固有频率应避开船体纵向振动频率以及桨—轴子系统一阶、二阶纵振频率,或桨—轴子系统在叶频、桨叶频率附近具有足够的纵向振动阻抗。对于桨—轴—船体系统弯曲振动,其特征频率由桨—轴系统在桨端模态位移明显的弯曲模态和螺旋桨固有频率等决定,其声辐射量级主要取决于这些激励频率和船体局部模态的吻合程度,在叶频附近,轴系、船体在支撑位置应具有足够的横向振动阻抗。

3.2 低频振动声辐射主、被动控制

螺旋桨激励具有宽频特性,而且实际系统振动模态非常密集,试图仅依赖艉部结构动力学优化设计在宽频带内抑制桨—轴—船体系统声辐射几乎不可能,需要进一步对桨—轴—船体系统在

艉部激励下的响应进行控制。目前,研究集中在对振动传播途径的主、被动控制上,即减小螺旋桨激振力通过轴系传递对船体的作用。1 )被动控制方法。被动控制通过在轴系或基座增加质量、阻尼、刚度来达到控制桨—轴—船体系统振动和声辐射的目的。已有的方案包括轴系动力吸振器、轴系纵向减振器和共振转换器等[24-26]。动力吸振器通过动力调谐吸振抑制给定频率附近的轴系纵振。纵向减振器安装在轴段上,通过降低轴系纵向刚度,改变轴承力放大倍数来达到控制辐射噪声的目的。共振转换器安装在推力轴承与基座之间,通过液腔刚度、质量和阻尼组成的动态环节改变轴系纵振的共振条件来达到减振目的。新近提出的基于减振推力轴承的被动控制方13 27(图[ ]案 )通过在推力轴承内部设置金属板簧减振环节来衰减纵向脉动力。与轴系常规纵向减振器相比,减振推力轴承采用结构紧凑的内置弹性元件,通过刚度控制实现附加质量可忽略的纵振隔离技术,不占用轴系空间,工程实用性较强。 2)主动控制方法。主动控制是根据桨—轴—船体系统振动响应的实时测量结果,应用一定的控制策略,驱动作动器对轴系或基座施加载荷以抑制系统振动。已有方案有辅助磁推力轴承[28-29]和分布式主动吸振[30]等。其中前者是将辅助磁推力 轴承与原有推力轴承并联,通过闭环反馈控制对磁推力轴承进行实时调节,减小轴与推力轴承座间的动态作用力,实现纵振控制;后者通过协调运行分布式惯性式作动器,将推力轴承基座的振动能量转移、耗散来达到减振目的。新近提出了基于磁流变弹性体的半主动吸振方法[31]和基于电磁减振器的轴系纵振主动控制方法[32]。前者通过调节磁场强度改变吸振器刚度改变固有频率来追踪外激励频率,可克服传统吸振器频率选择性的缺点,有效拓宽减振频带;后者将主动电磁减振器与14轴系并联(图 ),直接控制轴的纵向振动,不改变轴系纵向、横向固有传递特性,通过与自适应主动控制方法相结合,能同时抑制艉部宽带与窄带激励。轴系试验表明,对于低频段(10~200 Hz)主10~20 dB要振动峰值,主动电磁减振器可取得 以上的抑制效果。

4结语

近年来,通过对船舶艉部激励耦合振动噪声机理的深入研究,已经基本建立了船舶艉部激励特性、桨—轴—船体耦合系统振动特性相对完整的理论框架和健全的测试手段,并在振动声辐射控制关键技术上取得了多项突破,尤其是认识水平得到了很大提高。但是,为了进一步降低桨—

轴—船体振动辐射噪声,仍然有大量的工作亟需解决: 1)在艉部激励特性方面,目前所建立的螺旋桨激励力测试方法基本能满足螺旋桨纵向非定常力测试的精度要求,但对于螺旋桨非定常力其余分量的高精度测试还有待进一步的完善。同时,现有艉轴承摩擦诱导振动模型也无法解释摩擦异响的偶发性和随机性,仍有待进一步的探索。2)在桨—轴—船体系统耦合振动噪声响应分析方面,目前在桨—轴—船体系统耦合振动与声辐射建模方法方面虽然取得了一些进展,但未形成专用的计算软件,有必要开发用户界面友好,能实现与专业振动、声学软件交互,且能实现过程与结果可视化的计算软件,并推广应用。3)在振动声辐射控制方面,在桨—轴系统纵向振动控制方面取得了一些突破,但横向振动控制仍有待深入研究。此外,目前船体艉部的结构动力学优化设计与振动控制设计是分开进行的,忽略了结构参数与控制参数的相互作用。为同时优选结构性能和最佳控制效果,有必要发展船舶艉部结构动力学/控制一体化优化的设计技术。

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图1 艉部激励示意图Fig.1 Schematic of ship stern excitation

图3某典型工况下螺旋桨轴承力辨识结果频谱图[4-5] Fig.3 Requency spectrum identification results of propeller bearing force for typical operating condition[4-5]

图4艉轴承刚度变化对轴承动载荷的影响规律Fig.4 Effect of stern bearing stiffness on dynamic load of the bearing

图5 100 m处的辐射声压[16]螺旋桨纵向激励下船体Fig.5 Radiation sound pressure(100 m apart from hull)of propeller longitudinal excitations[16]

图7 不同结构的试验模型Fig.7 Experimental model for various structures (d)轴系下移

图6 试验模型Fig.6 Experimental model (b)试验现场

(c)对称基座

(a)均匀船体

(b)非均匀船体

(a)金属板簧及其安装实物图

(a)主动电磁减振器安装实物图

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