Chinese Journal of Ship Research
船用推力轴承整体减振系统振动传递特性研究
4.2 对比分析
DBN为了进行对比分析，将 算法所采用的数BPNN SVM BP据集分别用于 和 算法训练。 神经15-13-6，学习网络采用单隐含层，网络节点数为0.8，最 8 000，训练目标最小误率为 大迭代次数为0.001，并采用 logsig traingdx差为 激活函数和 训练函数。SVM 1，核函数选择算法的惩罚系数C设为RBF Intel（R）Core（TM）函数。计算机配置为： i7-4790 CPU 3.60 GHz 12 G ，主频 ，内存 ，运行Matlab仿真软件。3种算法对训练集和测试集样本的训练时间4所示，可以看出，DBN及识别率如表 算法的耗时最长，但对训练样本集和测试样本集的识别率较高，这反映了该模型的学习训练效果和泛化能力DBN较好。这是因为 具有相对复杂的网络结构，可以从原始训练样本集中提取更深层次的代表性BP隐含特征，并且在进行 神经网络算法训练之前就获取了较好的初始化参数，故其在微调阶段网络训练的效果更好，从而提高了诊断模型的精度。
参考文献：
［
裴大茗，王建峰，周鹏太，等. 船舶技术综述
摘 要：［目的］采用推力轴承整体减振技术可改变推进轴系的纵振传递路径，衰减螺旋桨传递至船体的振动能量，从而实现降噪的目的。［方法］为掌握螺旋桨不同方向激励力的传递规律，建立桨—轴—船体的数值分析模型，分析螺旋桨纵向和横向单位激励力作用下系统的振动传递特性，对比推力轴承整体减振与传统刚性支撑两种安装方式下船体的振动响应，并识别出对应的优势模态，然后利用间接识别法计算螺旋桨的纵向力谱，并以此作为输入评估系统的减振性能，最后对推力轴承整体减振系统的激励响应特性进行实验研究。［结果］结果表明，与传统刚性支撑方案相比，推力轴承整体减振技术对于螺旋桨横向激励衰减效果不明显，但对于螺旋桨纵向激励具有以上减振效果。［结论］应用整体减振技术可使船用推力轴承纵向振动具有良好的衰减效
果，所得结论可为船用推力轴承减振装置设计提供一种新的思路。关键词：整体减振；推力轴承；纵向振动；传递特性
1 430033海军工程大学 振动与噪声研究所，湖北 武汉2 430033船舶振动噪声重点实验室，湖北 武汉
0引言
当前，我国舰船面临的主要问题是艉部低频噪声过高，严重影响了设备安全性和船员舒适性。通常，采用低噪声设备或单/双层隔振的方法能够使动力设备的宽频噪声得到有效衰减。然而，当动力设备振动得到良好的控制后，船体艉部推力轴承的振动便成为了新的短板。要想进一步降低舰船艉部的振动噪声，必须对推力轴承的振动进行有效的衰减［1-2］。近年来，针对轴系纵向振动，国内外先后提出了轴系纵向减振器［3-4］、减 承［5］和振推力轴 轴系纵振主动控制［6］等技术，应用此类减振技术能获得良好的纵振衰减效果，但仍存在局限性。一是采用轴系纵向减振器和减振推力轴承的技术使轴系的纵向刚度降低，导致轴系在许用位移和强度范围内可承受的螺旋桨推力减小，难以维持舰船航行推力需求；二是求解推力轴承动刚度时的非线-轴性等因素使得主动控制难以实现。随着桨船体系统纵向减振技术的发展，其横向振动引发的辐射噪声愈发凸显。得益于智能控制算法、低频大载荷气囊、应急保护装置、低刚度挠性接管等单项技术的突破，针对此类工程应用难题，文献［7］提出了“推力轴承整体减振技术”的概念。该装置安全可靠、具有低频大刚度的特点，既可对主、辅机设备进行集中隔振，也可衰减推力轴承传递至艇体的振动，且在螺旋桨推力作用下减振装置产生的变形较小，能够维持推进轴系的正常运行。文献［7］主要运用结构弹性波理论分析了推力轴承整体减振系统的力传递特性，结果表明整体减振系统在较大频段内能够有效衰减轴系纵向振献［7］将筏架视为刚体的方法与工程实动。但文际不符，存在一定的局限性。随着整体减振技术的应用，浮筏的尺度进一步增大，而筏架尺度增加可能导致其柔性增大、固有频率减小；其次大型筏架可能会与轴系、艇体产生耦合振动，若视为刚体，必将使计算结果产生较大的误差。本文将主要采用数值计算和实验的方法研究推力轴承整体减振系统（IVIS）的纵向振动传递特性。首先，将建立桨-轴-减振系统-船体的有限元模型，用于分析螺旋桨纵向激励力的传递规律，并与传统的桨-轴-船体结构的传递特性对比，识别推力轴承不同安装状态下对系统振动贡献量大的优势模态；然后，基于间接识别法估算螺旋桨纵向力谱，评估整体减振系统的低频减振效果；最后，利用原理样机进行系统的激励响应特性实验研
究，对数值计算结果进行部分验证。本文的结论可为船用推力轴承减振装置的设计提供一种新方法。
1 推力轴承整体减振原理
1图 所示为推力轴承整体减振结构图。该方案将推力轴承和动力设备安装在一个大型的公共平台上，通过气囊隔振器将平台悬浮于空气层，同时将推力轴承传递至船体的集中力转化为各隔振2器处的分散作用力。图 所示为推力轴承整体减振系统振动能量的传递路径。由于推力轴承非刚性支撑，螺旋桨产生的纵向脉动力将经由轴系、推力轴承衰减后传递至筏体，然后通过低频气囊隔振器进一步降低传递至船体的振动能量。
为对比分析推力轴承整体减振系统与传统刚性支撑方案隔振性能的差异，笔者所在实验室研3所示的桨-轴-船体结构原理样机。样制了如图2 I机串联了 型推力轴承，推力轴承 通过基座与船II体刚性连接，推力轴承 与动力设备集成在大型筏体上并通过气囊隔振器与船体连接。实验过程I II中，通过操作手摇泵可在推力轴承 与推力轴承之间进行切换，在主机正常工作时，仅一型推力轴承承载，推力轴承相互之间无影响。
2 桨-轴-船体数值分析模型
为定性分析推力轴承整体减振系统的振动传4递特性，本节参照实尺度舱段原理样机，建立了图-轴-船体数值分析模型。图中：x所示的桨 轴表示纵向；y轴表示水平方向；z轴表示垂向。模型中推进轴系由艉向艏依次为螺旋桨、艉轴后轴承、艉I、推力轴承II、支撑轴承、高轴前轴承、推力轴承 II弹联轴器、主机，除推力轴承 外，其余各轴承均与船体刚性连接。3.08 m）采用二次四建模时，螺旋桨（直径为面体单元，空压机、主机均采用六面体单元，推进190 230 mm轴段、主机轴段分别采用直径为 和 的Timoshenko 11.4 m），轴承座、梁单元（轴系总长为船体、环肋均采用二维壳单元。模型中艉轴后轴承、艉轴前轴承、支撑轴承的径向动刚度分别为350，200 200 kN/mm。实验台架中两型推力轴和承均为实验室新研的“自调心型推力轴承”，在轴I II系横向无支撑作用，因此推力轴承 和推力轴承1 800 kN/mm，都不承受径向力，其纵向动刚度均为26 kN/mm高弹联轴器的动刚度为纵向 、径向78 kN/mm 32.0 t，因。筏体和筏上设备总重约 此16 2.5 t 4Hz的选用 个额定载荷为 、固有频率为JYQN-2500型气囊隔振器进行弹性支撑，此外还12有 个同型号的横向气囊用于提高系统的稳定1.15［8］，极性。计算时，取螺旋桨附连水系数为 惯1.3 N·m2，径惯性矩为1.6 N·m2。在计算传性矩为 II统的刚性支撑方案时，推力轴承 的纵向刚度设0；在计算推力轴承整体减振系统方案时，推置为 I 0。力轴承 的纵向刚度设置为
3 桨-轴-船体结构振动传递特性分析
5~100 Hz分别以螺旋桨处频率范围为 的纵向、水平和垂向单位简谐激励力作为模型输入，以船体的径向均方速度作为指标，对比分析推力轴承整体减振与刚性支撑方案的振动传递特性。然后，将利用间接识别法获得的螺旋桨纵向力谱作为模型输入，识别出两种方案下对系统振动能量贡献量大的优势模态。
3.1 纵向振动传递特性
5~100 Hz在螺旋桨处施加 单位纵向激励力，计算螺旋桨激励力至船体的振动传递特性，推力5轴承整体减振与刚性支撑的纵向振动响应如图所示。计算结果表明，相较于传统的刚性支撑方桨-轴-船体的案，推力轴承整体减振技术改变了振动传递特性，降低了船体振动优势模态所对应的峰值响应，且对螺旋桨激励具有良好的纵振衰减效果。
7和图 所示。计算结果表明，对于螺旋桨横向激励，相较于刚性支撑方案，推力轴承整体减振技术无明显减振效果。由于推力轴承整体减振方案并未对轴系的横向振动采取隔振措施，因此计算结果与预期相符。52.7 Hz在螺旋桨纵向激励条件下，紧靠 右侧的两-轴-筏 -轴阶模态分别为桨 体二阶垂向弯曲、桨系统三阶垂向弯曲与筏体二阶垂向弯曲耦合模态。由于在该频段内筏体与桨轴系统发生耦合振动，因此该部分振动被放大，在整体减振系统设计时应引起注意。
3.4 螺旋桨力谱作用下系统的振动响应特性
间接识别法是利用三维声弹性分析给出的单位螺旋桨非定常激励力引起的推力轴承基座处船体纵向加速度响应传递函数以及加速度响应实测值，来换算获取螺旋桨纵向非定常激励力谱的一种方法［8］。该方法由中国船舶科学研究中心提100 Hz出，并在 低频范围内对比了测点处加速度响应的计算与实测结果，验证了该方法的实用性。90 r/min本节利用间接识别法［ 9 ］在主机转速5~100 Hz工况下对某五叶船用螺旋桨 低频纵向8激励力谱进行了估算，结果如图 所示。图中，前2 7.5 Hz个峰值分别对应螺旋桨叶频 及其倍频15.0 Hz。将计算获得的螺旋桨非定常激励力谱作为数值模型的输入，以船体径向均方速度为指- -标计算桨 轴 船体系统的振动响应，基于推力轴承的不同安装状态得到两种方案的计算结果9）。（图 根据计算结果，可得到以下结论：