﻿ 水下航行器推进器-轴系-壳体系统声振特性研究
 舰船科学技术  2017, Vol. 39 Issue (12): 30-35 PDF

1. 海军工程大学 兵器工程系，湖北 武汉 430033;
2. 海军工程大学 科研部，湖北 武汉 430033;
3. 海军工程大学 船舶振动噪声国家重点实验室，湖北 武汉 430033

Research of vibration and acoustic traits of underwater vehicle's propeller-shaft-hull system
YANG Zhong-chao1, LOU Jing-jun2,3, SUN Jiong2, YANG Qing-chao2,3
1. Department of Weaponry Engineering, Naval University of Engineering, Wuhan 430033, China;
2. Department of Scientific Research, Naval University of Engineering, Wuhan 430033, China;
3. China National Key Laboratory on Ship Vibration and Noise, Naval University of Engineering, Wuhan 430033, China
Abstract: To study the underwater vehicle with relatively small scale, the dynamic model of propeller-shaft-hull systems was established. For the propeller-shaft-hull system, the three-dimensional sono-elastisticity theory and the acoustic analysis software were applied to compute the vibration characteristics of the system under typical exciting forces on propeller and shaft, the acoustic radiation traits of different exciting forces in both transverse and longitudinal directions were obtained.
Key words: underwater vehicle     propeller-shaft-hull     vibration     acoustic radiation
0 引　言

1 水中结构三维声弹性理论

 ${{\mathit{\boldsymbol{M}}}_S}\ddot u(t)\ + {{\mathit{\boldsymbol{C}}}_S}\dot u(t)\ + {{\mathit{\boldsymbol{K}}}_S}(t)\ = \ F_e(t)\ + \ F_p(t)\ \text{，}$ (1)

 ${{{\mathit{\boldsymbol{U}}}(t) = {\mathit{\boldsymbol{D}}}{\rm q}(t) = }}\sum\limits_{{{r = 1}}}^{{m}} {{{{{\mathit{\boldsymbol{D}}}}}_{{r}}}} {q_r}(t) \text{，}$ (2)

 $\varPhi {{(x,y,z,t) = }}\sum\limits_{{{r = 1}}}^{{m}} {{\phi _{{r}}}(x,y,z,t)} \text{，}$ (3)

 ${\nabla ^2}\phi - \frac{{{\partial ^2}\phi }}{{\partial {t^2}}} = 0 \text{，}$ (4)

 $\frac{{\partial {\varPhi _r}}}{{\partial \overrightarrow n }} = i\omega ({u_r}{n_x} + {v_r}{n_y} + {w_r}{n_z}) \text{，}$ (5)

 ${{G(P,Q) = }}\frac{{\rm{1}}}{{{\rm{4}}\pi {r_1}}}{e^{ - ik{r_1}}} - \frac{{\rm{1}}}{{{\rm{4}}\pi {r_2}}}{e^{ - ik{r_2}}} \text{，}$ (6)

$k = \omega /{c_0}$ 为流体中声波波数； $({x_0},{y_0},{z_0})$ 为源点在平衡坐标系中的坐标。

 $\phi (P) = \frac{1}{{4\pi }}\iint {\sigma (Q)} {{G(P,Q)d}}{{{S}}_{{Q}}} \text{，}$ (7)

 $\begin{split}p(x,y,z,t) = & - \rho \sum\limits_{{{r = 1}}}^{{m}} {\frac{{\partial {\phi _{\rm{r}}}}}{{\partial {{t}}}}} = \\& - \rho \sum\limits_{{{r = 1}}}^{{m}} {(i\omega )\{ {{G(P,Q)d}}{{{S}}_{{Q}}}\} } \text{。}\end{split}$ (8)

 ${L_a}(\omega ) = 20\lg \frac{{a(\omega )}}{{{a_0}}} \text{，}$ (9)

 ${L_p}(\omega ) = 20\lg \frac{{p(\overrightarrow r ,\omega )}}{{{p_0}}} \text{，}$ (10)

 ${L_S}(\omega ) = 10\lg \frac{{P(\omega )}}{{{P_0}}} \text{。}$ (11)

2 推进器-轴系-壳体系统振动与声辐射分析模型 2.1 推进器-轴系结构

 图 1 典型水下航行器推进器-轴系结构图 Fig. 1 Typical propeller-shaft structure of underwater vehicle
2.2 推进器-轴系-壳体系统模型

 图 2 推进器-轴系结构模型 Fig. 2 Model of the propeller- shaft structure

 图 3 轴系与壳体连接模型 Fig. 3 Connection model of shaft and shell

 图 4 推进器-轴系-壳体耦合系统模型 Fig. 4 Model of the propeller-shaft-shell coupled system
3 推进器-轴系-壳体系统振动与声辐射特性分析 3.1 推进器-轴系-壳体系统振动特性分析

 图 5 激励力施加位置 Fig. 5 Excitation force positions

 图 6 四种激励工况下推进器-轴系-壳体系统振动加速度响应 Fig. 6 Vibration acceleration responses of propeller-shaft-shell system under four excitation conditions

1）不论是来自螺旋桨，还是来自花键轴前端，在纵向非定常激励力作用下，尾轴承、前轴承与壳体连接处振动加速度响应曲线趋势一致，振动响应效果基本相同，但前轴承处振动加速度级略大。

2）螺旋桨横向激励力作用下，1~100 Hz的低频段内，在几个峰值频率处尾轴承处振动加速度响应均高于前轴承；100~300 Hz频段内，前轴承处的振动加速度响应整体高于尾轴承处；大于300 Hz, 尾轴承处的振动在几个峰值频率处，振动加速度响应均明显高于前轴承。推进器-轴系-壳体系统受花键轴前端横向非定常单位激励力的作用规律与之类似。

 图 7 螺旋桨单位激励下前轴承和尾轴承振动加速度响应 Fig. 7 Vibration acceleration responses of front bearing and tail bearing under unit excitation of propeller

3.2 推进器-轴系-壳体系统声辐射特性分析

 图 8 推进器-轴系-壳体耦合结构声辐射传递函数 Fig. 8 Acoustic radiation transfer function of propeller-shaft-shell coupled structures

1）在70 Hz以下的低频段以及140~500 Hz频段内螺旋桨纵向非定常单位激励力作用下耦合结构的声辐射明显大于横向激励力作用下的声辐射，这是由于耦合结构的纵向振动以及纵向模态辐射效率高造成的；在70~140 Hz频段内螺旋桨横向非定常单位激励力作用下耦合结构的声辐射明显大于纵向激励力下的声辐射，这是由于耦合结构的弯曲振动引起的。

2）在小于300 Hz的频段内，耦合结构受螺旋桨纵向非定常单位激励力与受轴上纵向非定常单位激励力作用引起的声辐射效果基本相同，随着激励频率的提高，声辐射传递函数曲线趋势仍然一致，但螺旋桨上单位纵向力激励高于轴上单位纵向力激励引起的声辐射。

3）在小于250 Hz的频段内，耦合结构受螺旋桨上横向非定常单位激励力引起的声辐射明显大于受轴上横向非定常单位激励力引起的声辐射，在高于250 Hz的频段内，耦合结构受轴上横向非定常单位激励力引起的声辐射起伏较大，在峰值频率处明显大于受螺旋桨上横向非定常单位激励力引起的声辐射。

3.3 典型激励工况振动声辐射声压指向性分析

 图 9 螺旋桨纵、横激励下辐射声压云图 Fig. 9 The radiation acoustic field nephogram of the system under longitudinal and transverse excitations

4 结　语

1）不论是来自螺旋桨，还是来自花键轴前端轴上，在纵向非定常激励力作用下，尾轴承、前轴承与壳体连接处振动加速度响应曲线趋势均一致，振动响应效果基本相同，但前轴承处振动加速度级略大。

2）1~100 Hz低频段内，前轴承和尾轴承处受螺旋桨横向单位激励力作用产生的振动加速度响应均明显高于螺旋桨纵向单位激励力作用下的振动加速度响应；在140~440 Hz频段内，前轴承和尾轴承处受螺旋桨纵向单位激励力作用产生的振动响应明显高于横向单位激励力作用。

3）在中低频段内，推进器-轴系-壳体耦合结构受螺旋桨纵向非定常单位激励力与受花键轴前端纵向非定常单位激励力作用引起的声辐射效果基本相同，随着激励频率的提高，声辐射传递函数曲线趋势仍然一致但螺旋桨上单位纵向力激励高于轴上单位纵向力激励引起的声辐射。

4）声辐射传递函数峰值频率处，耦合结构受螺旋桨纵向激励时辐射声压主要集中在头部和尾部的锥壳部分，受螺旋桨横向激励时辐射面在壳体两侧。

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