2021, Vol. 43
2. 中国舰船研究院，北京 100192;
3. 中国船舶集团有限公司第七一一研究所，上海 201108;
4. 苏州大学 机电工程学院，江苏 苏州 215131
2. China Ship Research and Development Academy, Beijing 100192, China;
3. Shanghai Marine Diesel Engine Research Institute, Shanghai 201108, China;
4. School of Mechanical and Electrical Engineering, Soochow University, Suzhou 215131, China
全回转舵桨通过伞形齿轮装置、蜗轮蜗杆装置等作用使螺旋桨绕竖轴作360°转动，能随位置的变化任意改变推力的方向，使船舶原地掉头，进退自如，具有推进和操纵船舶2种功能的推进器，是一些工程船和港作船舶上的重要动力装置，对船舶海上航行及海上平台的安全性起着至关重要的作用。随着人们对船舶操纵性的要求不断提高，全回转舵桨不断应用于各类工程船舶。为了消除设备的安全隐患，使得设备性能得到充分发挥，为船舶安全作业提供可靠保障，船舵桨的振动故障分析及相关的问题一直是相关工程领域中重要研究课题。对此，国内外学者对船桨结构分析和振动响应问题进行了诸多研究[1-4]。
叶志坚等[5]设计了一套全回转舵桨的振动故障诊断系统。该系统主要采用频域分析的方法，将测量所得的时域图谱通过傅里叶变换法转化为频域谱进行分析，通过分析频谱中存在的峰值频域以及各个测量点间的相互关系，对引起振动的主要频率进行分析，寻找关键的振动源。另外由于舵桨装置的结构复杂，以及船舶航行中受力状态的多样多变化，周林等[6]为确保舵桨装置基座及加强结构强度满足要求，应用有限元方法，全面研究舵桨装置基座及加强结构在外载荷作用下的响应。马天帅等[7]针对某全回转舵桨的电机振动问题，经过振动位移传递分析发现系统存在重根模态。孙营辉等[8]基于模态分析角度，提出了一种低噪声液压油站的设计方法。蓝志云等[9]采用转舵试验，通过得到的噪声变化，确定了螺旋桨唱音。而陈焕国等[10]通过测量分析，识别螺旋桨唱音，提出通过切削随边的有效消除方案并进行了试验验证。
本文针对某工程船的舵桨振动故障问题，进行振动测试，建模进行模态分析和振动响应计算，测试舵桨结构振动传递函数，并进行结构有限元分析[11-13]，给出振动故障问题解决方案。在实施优化措施后，振动故障问题成功解决，消除了设备的安全隐患，使得设备性能得到充分发挥，为船舶安全作业提供可靠保障。
1 舵桨振动测试和分析某工程船交船后电推全回转舵桨存在振动故障问题，舵桨工作时在螺旋桨转速达到210 r/min时，电机开始出现明显振动，并且随着转速的升高，振动增大。电机最大转速为900 r/min，对应舵桨最大转速为316 r/min。螺旋桨为4叶桨，换向齿轮减速比为0.35∶1。
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图 1 舵桨布置图 Fig. 1 The system of the propeller of the ship |
经过振动测试发现，舵桨转速从210 r/min提升到292 r/min，振动先增大后减小，在245 r/min时达到最大，电机顶部振动速度为22 mm/s，水平方向振动最大，垂向振动较小。推进电机和其安装基座上的4处测点的振动速度总值如表1所示。
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表 1 推进电机测点的10～1000 Hz频带内振动速度总值（mm/s） Tab.1 The vibration amplitude of the electric machine within the frequency from 10 Hz to 1000 Hz |
测点位置说明：1#电机顶部。2#电机底部。3#电机基座上端。4#电机基座下端。X为首尾方向，Y为船宽方向，Z为高度方向。
为了得到更详细的振动数据，测试舵桨结构的振动传递函数。图 2为电机顶部到舵桨座、电机基座、电机机体的振动传递函数。力锤敲击电机顶部时，电机机体、电机基座振动传递函数出现了17 Hz的共振峰。根据舵桨系统运行时的振动测试结果，电机在245～273 r/min时振动最大，对应频率范围为16.3～18.2 Hz，与结构的共振频率吻合，可以认为电机振动较大的故障是由于电机-基座结构发生了结构共振导致的。
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图 2 振动传递函数测量结果 Fig. 2 The vibrational transformation function of the structure |
根据测量数据，进行舵桨结构的局部模态分析和振动响应计算来进一步分析振动原因。
2.1 计算模型计算坐标系采用笛卡尔直角坐标系，坐标系X轴正向为自船尾指向船首，Y轴正向为自右舷指向左舷，Z轴正向为自基线指向垂直正上方。
模型选取舵桨安装基座局部结构，模型的具体范围为纵向选取Fr0.5～Fr2.5的范围，横向从左舷距中9600 mm至左舷距中14400 mm，垂向为船底。
2.2 有限元模型及局部模态分析船体外板、外板上的桁架结构均采用二维板单元模拟，外板、桁架结构上的加强筋采用1维梁单元模拟，钢材的物理参数为杨氏模量为E=2.06×1011 N/m2，泊松比μ=0.3，密度ρ=7850 kg/m3。局部模态分析采用简支边界的约束条件，约束平动自由度，具体模型边界如图3所示。
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图 3 边界条件示意图 Fig. 3 The boundary conditions of the structures |
根据舵桨局部结构模态分析结果，舵桨局部结构的纵摇模态频率为15.7 Hz，横摇模态频率19.3 Hz。
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图 4 1阶模态（15.7 Hz） Fig. 4 The modal shape of the first order |
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图 5 2阶模态（19.3 Hz） Fig. 5 The modal shape of the second order |
分析模态分析结果与实船测试数据，可以看出，电机振动响应过大的原因系舵桨局部结构共振。在螺旋桨叶频激励下，转速位于210～245 r/min区间时，舵桨基座局部结构纵摇模态共振，转速位于285～292 r/min区间时，舵桨基座局部结构横摇模态共振。
2.3 振动响应计算振动响应计算采用简支边界的约束条件，与局部模态分析相同，约束平动自由度，具体模型边界如图6所示。
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图 6 边界条件示意图 Fig. 6 The boundary conditions of the structures |
综合局部结构模态分析与实船测试数据，计算中仅计入螺旋桨激励，不考虑发电机组等其他振动激励。螺旋桨对船体的振动激励主要来自于脉动压力，该激励作用在螺旋桨正上方船体底部，面积为D×D（直径）。在脉动压力作用结构区域内，施加在船体外底板上的脉动压力从中心向外递减。中心区脉动压力如表2所示。
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表 2 脉动压力 Tab.2 The fluctuating pressure |
在螺旋桨上方响应位置施加脉动压力后，计算分析舵桨局部结构的振动响应，不同工况下对应的振动速度如见表3所示。
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表 3 电机三向最大振动速度 Tab.3 The maximum vibration of the electric machine for the 3 directions |
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图 7 螺旋桨转速为245 r/min时的舵桨结构振动响应 Fig. 7 The vibration of the propeller with the rotating speed of 245 r/min |
根据上述计算分析，舵桨系统振动过大是由于舵桨系统模态与螺旋桨激励频率吻合，导致发生了共振。
3 电机-基座结构有限元分析及优化建议建立电机-基座有限元模型并进行模态分析，验证电机-基座结构存在17Hz的模态频率。进一步对结构进行优化设计，开展电机基座优化设计工作，增大基座的刚度从而改变电机-基座结构的共振频率，从根本上解决共振问题。
3.1 模态验证基座主要由下底板、侧壁、上面板和加强筋组成，根据电机基座结构图，建立了三维实体模型，考虑电机的质量以及边界约束条件，进行有限元分析，如图8所示。
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图 8 基座三维模型 Fig. 8 The mode of the base structure |
其中电机的重量5.4 t，重心高度850 mm，转动惯量Ixx=1828 kg·m2，Iyy=1828 kg·m2，Izz=900 kg·m2；基座的材质为钢铁，密度7850 kg/m3，弹性模量2E11 Pa，泊松比0.3。
对模型划分10节点四面体单元，单元数量为55684，节点数为101276，如图9所示。将带有重量和转动惯量信息的质量单元放置在电机重心位置。由于电机是通过螺栓与基座固定连接，因此将质量单元与四周螺栓孔建立MPC连接。考虑到电机基座通过螺栓与螺旋桨基座相连接，对电机基座下底面平动和转动方向施加全约束，进行模态分析，前3阶模态如图10～图12所示。
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图 9 有限元模型 Fig. 9 The finite element of the structure |
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图 10 1阶模态 Fig. 10 The first order modal shape |
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图 11 2阶模态 Fig. 11 The second order modal shape |
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图 12 3阶模态 Fig. 12 The third order modal shape |
可以看出，电机-基座系统的1阶模态频率为17Hz，阵型方向为侧壁支撑薄弱方向的左右摆动，这与出现的振动故障相吻合，并且验证了实船测试发现电机-基座在17Hz附近有共振峰（见图2），振动故障应是由结构共振所致。通过阵型方向和变形最大的地方可以看出，基座结构本身强度比较薄弱，需要对电机基座进行优化设计，增大基座的刚度，改变电机-基座结构的共振频率，从根本上解决共振问题。
3.2 优化设计舵桨最大转速为316 r/min，对应频率为21 Hz，根据共振的半功率带宽影响规律，需要将系统的模态频率提高到24 Hz以后。
根据原电机底座图纸，对底座结构进行优化，下底板厚度增至为25 mm，侧壁厚度增至为30 mm，上面板厚度增至为45 mm，上面板外径增至为1545 mm，侧壁内环面的加强筋延伸至下底板平面附近（孔的上沿），上面板内圆端附近增加厚度为40 mm环形筋，同时将上面板开半圆孔附近区域加厚，与环形筋直接相连。
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图 13 优化模型 Fig. 13 The modified structures |
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图 14 原电机底座图 Fig. 14 The original structure |
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图 15 新电机底座图 Fig. 15 The new modified structure |
根据模态计算结果（见图16）可以看出其1阶模态频率提高至24.5 Hz，2阶为26.2 Hz，3阶为71.4 Hz。可以看出，其避开了基频（17 Hz）和2倍频（34 Hz），避免引起其他频段的共振。
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图 16 优化后前3阶模态结果 Fig. 16 The first three orders of the modal shapes |
通过模型计算，验证了前面分析的结果，即电机在舵桨转速达到245～273 r/min产生的振动是由于电机基座结构刚度较弱，使得由电机和基座组成的整体结构具有了17 Hz的共振频率，电机及基座系统在舵桨转动的激励（245 r/min对应激励频率为245/60*4叶=16.3 Hz）下产生共振。
4 电机底座更换后效果分析根据优化方案重新设计电机底座图纸，制作安装完成后进行效果验证测试。将振动速度传感器布置在电机机体上，开启舵桨电机，两侧的螺旋桨互相顶推保持船的位置不变，逐步提高电机转速，测试电机机体的振动速度。图 17～图19分别给出 210 r/min，250 r/min 以及 270 r/min 下的电机顶部振动速度，高转速下电机振动速度约为 8 mm/s，处于正常水平。
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图 17 210 r/min 时电机顶部振动烈度 Fig. 17 The vibration of the head of the electric machine with the speed of 210 r/min |
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图 18 250 r/min 时电机顶部振动烈度 Fig. 18 The vibration of the head of the electric machine with the speed of 250 r/min |
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图 19 270 r/min 时电机顶部振动烈度 Fig. 19 The vibration of the head of the electric machine with the speed of 270 r/min |
电机的最大振动频率与电机转速对应关系明显，为电机转频的4倍，可以判断此时的振动属于强迫振动，是由于电机自身的电磁振动导致的，基座加强后，共振问题已经得到解决。
5 结 语通过对该船舵桨设备的振动故障的测试、分析和处理，可得出以下结论：
1）对舵桨设备的振动测试，得到了设备实际的振动响应数值和方向，振动的主要频率为螺旋桨的叶频或者倍叶频。
2）通过测试确定舵桨结构的振动传递函数结果，电机在245～273 r/min时振动最大，对应频率范围为16.3～18.2 Hz，与结构的共振频率吻合，证明了电机振动较大的故障是由于电机-基座结构发生了结构共振导致的，确定了激励源。
3）对舵桨结构进行的局部模态分析和振动响应计算结果说明，电机振动响应过大的原因系舵桨局部结构共振。在螺旋桨叶频激励下，转速位于210～245 r/min区间时，舵桨基座局部结构纵摇模态共振，转速位于285～292 r/min区间时，舵桨基座局部结构横摇模态共振。舵桨系统模态与与螺旋桨激励频率吻合，导致发生了共振。
4）通过有限元分析进行模态验证了电机基座由于结构本身强度比较薄弱导致发生结构共振，给出了优化设计解决方案，对电机基座结构进行了加强优化。
5）根据优化设计解决方案，重新制作安装了新的电机基座，并进行实船实验测试，在高转速下电机顶部振动速度约为8 mm/s，已发生了明显的降幅，降至正常水平内，此时的振动已属于强迫振动，舵桨的振动故障成功得到解决，消除了设备的安全隐患，使得设备性能得到充分发挥，为船舶安全作业提供可靠保障，也为船舶动力设备的设计和船舶振动故障的诊断提供了宝贵的经验，具有较好的借鉴意义。
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