艦船多機組設備減振特性研究

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(江蘇科技大學 能源與動力工程學院，江蘇 鎮江 212003)

艦船動力裝置的振動噪聲嚴重影響艦船的隱身性、機械設備的安全運行和船上人員的舒適性。為此，減振降噪研究越來越受到關注，隔離技術作為降低機械設備通過基座傳遞結構噪聲的主要方法，在艦船結構上已經得到廣泛應用。研究表明：單層隔振的能量損耗一般在10～20 dB，而雙層隔振裝置的隔振性能要明顯優于單層隔振裝置，特別是在高頻段，雙層隔振效率要比單層隔振高出10～20 dB。浮筏隔振則可以使艦艇的機械輻射噪聲減小20～40 dB[1]，為了進一步提高隔振效果，目前多層隔振及艙筏隔振等新形式的浮筏隔振也受到學者的關注。文獻[2]中實船測量了船艙浮筏系統的振動傳遞和水下聲輻射，分析了船舶運載、動力設備運轉工況和管系對浮筏隔振系統的影響，浮筏系統取得了近 40dB 的隔振效果。文獻[3]中設計了桁架浮筏，將平置式浮筏發展為空間浮筏，試驗發現桁架浮筏比平置式板架浮筏隔振性能提高 3～9 dB。

以艦船機艙設備中典型的柴油機、空壓機、風機和電機縮小模型為動力設備研究對象，以船體機艙底板結構為安裝平臺，分別對四者進行了單層、雙層及浮筏隔振設計，從理論分析及實驗分析兩方面進行研究。

1 隔振系統模型

在隔振臺架設計中，根據所選擇設備的質量及轉速，水泵機采用單層隔振，柴油機采用雙層隔振，風機-電機采用浮筏隔振。其中柴油機轉速為2 000 r/min，最強的擾動頻率在30 Hz附近，于是，按照隔振設計的一般原則，確定柴油機組隔振裝置垂向振動的設計頻率在13～15 Hz的范圍內；空壓機固有頻率為50 Hz，單層隔振設計其垂向振動的固有頻率在20～25 Hz之間；風機轉速為1 400 r/min，電機轉速為2 900 r/min，綜合考慮風機-電機浮筏隔振裝置垂向振動的設計頻率在10～14 Hz的范圍內。隔振器的橫向或水平剛度也應該選得相對低些，以保證隔離水平方向的激勵力。

以風機-電機系統為例，進行浮筏隔振系統的設計。遵循浮筏系統設計的基本原則，根據計算，最終風機下選用4個BE-10型減振器，電機下選用4個BE-15型減振器，筏架下選用6個BE-25型橡膠隔振器，筏架與機組的質量比為0.75，滿足要求。由于筏架用于支撐3個隔振系統，在浮筏設計中，另外2個隔振體系的質量都可以看作是該系統的附加質量，因此相當于增大了中間質量，隔振效果會更好。

在實驗室測試中，為了模擬船體結構在水中的自由狀態，將機艙結構的支撐方式設計為低頻隔離系統，即在基座下方安裝4個自振頻率很低的空氣彈簧隔振器，這樣既能很好地反映船體的實際狀態，又可以減少設備的振動通過船體結構傳遞到地面。

利用有限元分析軟件，建立機艙輔機設備浮筏隔振臺架的計算模型。建模中，對臺架系統作適當的簡化處理：各機組選用SOLID實體單元，在總體尺寸相同以及質量不變的原則下確定其密度；筏體、艙室基座屬于框架結構，分別選用不同厚度的SHELL板殼單元，下層基座長1.9 m，寬為1.0 m；各減振器分別采用3個SPRING彈簧單元，以模擬其在不同方向上的剛度與阻尼[4]。見圖1。

圖1 隔振系統的有限元模型

2 隔振系統的動力學特性分析

2.1 結構振動模態分析

在上述建模的基礎上，對機艙輔機設備浮筏隔振臺架系統的振動模態進行分析,其目的是了解隔振設計參數是否合理，筏體結構是否需要作進一步調整。圖2給出了模態分析的部分結果。

圖2 臺架各機組的固有頻率

由圖2可見，空壓機作垂向剛體運動模態的頻率為21.7 Hz，柴油機作垂向剛體運動模態的頻率為13.4 Hz，風機-電機作垂向剛體運動模態的頻率為13.9 Hz，均在設計頻率范圍內。

2.2 結構振動傳遞特性分析

在振動模態分析的基礎上，進一步進行系統的振動傳遞特性計算。由于艦船設備的激勵力難以測量，為了觀察理論和實驗數據是否吻合，擬對機組加載實驗測得的設備基座的振動加速度。采用試驗與基座計算相結合的方法，對艦船設備激勵載荷進行模擬[5]。試驗中，分別在上層機組安裝點和下層基座上隔振器的連接點布置加速度傳感器，電機上布置了4個測點，下層基座上布置了6個測點，見圖3。

圖3 浮筏隔振臺架及其測點

限于篇幅，僅給出了在開啟電機工況下的理論計算與試驗測試得出的部分測點的結果對比曲線，電機測點為1號點，基座的測試點選擇為2號點。理論計算中，也選取相同的兩個結點進行分析。

有限元計算得到的浮筏隔振系統的隔振效果見圖4。

圖4 浮筏隔振系統的振級落差

由圖4可見，隔振設計在高頻段可以取得良好的效果。在低頻段，機械設備輸出力矩較大且存在筏體和基座的固有振動，所以低頻段隔振效果欠佳，尤其在12 Hz附近，振級落差曲線上存在著負值，說明隔振系統的固有頻率在此范圍，與模態分析計算的結果正好吻合。

有限元計算與實驗測量的結果對比見圖5。

圖5 測點1至測點2的振級落差

由圖5可見，試驗值與計算值在低頻段吻合較好，在大于200 Hz的高頻段誤差達到了10 dB以上，且隨著頻率升高，試驗值趨于平穩，而理論模型的振級落差仍呈現上升的趨勢。這是因為有限元分析中將隔振器簡化為彈簧和阻尼器的模型來模擬實際橡膠隔振器，這種簡化在低頻段是可行的。但是由于高頻段內阻尼的駐波效應越來越明顯，且隔振器的剛度也隨著頻率升高而增大，因此實際彈性單元與理想彈性單元的機械阻抗不再相同，且頻率越高差距會越大。由于兩者之間的峰值頻率基本一致，旋轉機械力較大的低頻幅值差距甚微，所以采用該理論方法來研究浮筏系統的隔振性能是可行的。

3 艦船艙段結構的振動傳遞特性研究

工程經驗表明：隔振系統在臺架試驗時大多有很好的隔振效果，裝船后的效果卻明顯變差。臺架試驗與實船測試間存在著很大的差異，其原因在于設備基座與船體結構的非剛性。為了估計船體結構對空壓機組隔振效果的影響程度，在原有的浮筏裝置有限元模型的基礎上，引入艦船艙段的結構模型，以便考慮船體的柔性效應。

為了解船體的振動特性，以便分析其對隔振系統的影響，首先需要計算浮筏隔振系統在裝船條件下的整體振動模態。圖6 給出了整體的前兩階典型振動模態(為了看清隔振系統的振動情況，將艙壁和上層平臺隱藏)。可以看出，整體的振動模態都在83 Hz之上，避開了隔振系統的主要擾動頻率，滿足隔振的基本要求。

圖6 隔振系統裝船后的整體振型

在模態分析的基礎上，采用Full 方法對隔振系統裝船后的整體模型繼續進行諧響應分析。

首先假設簡諧激振力作用在電機的中心處，激振力F= 1 000sin (ωt)，單位N，頻率的范圍從0～600 Hz。分別在電機機腳、基座面板及船體外板讀取振動位移響應數據，以求得由機組向外部的振動傳遞關系。在進行振動傳遞特性分析時，為了取得較理想的結果，對某些設計參數進行調整，以便了解其影響。這些參數包括：筏體的厚度、平臺的厚度等。為了對比裝船前后隔振效果的差異，首先給出浮筏隔振系統在2種情況下的振級落差曲線見圖7a)，可以發現裝船后振級落差曲線上在中高頻多了很多與艦船艙段局部振型相對應的谷值，低頻區的隔振效果有了明顯改善，這是由于艦船艙段的加入增加了整體的剛度，使得模型整體的固有頻率后移，中高頻區域效果變差。

圖7 不同情況下的振級落差曲線

在艦船輻射噪聲的評價中，受到關注的是船體外殼的振動響應情況，為了對比不同工況下的隔振效果，圖7a)、b)、c)分別給出了機腳至艙段外殼點的振級落差。

圖7b)表明，增大隔振系統安裝平臺的厚度，低頻區影響甚微，100～300 Hz的頻率范圍內曲線變平滑，說明隨著平臺厚度增加，局部振動減弱，隨著頻率繼續升高，隔振效果變好，這是因為增大平臺厚度，相當于增加了隔振系統基座的剛性，有利于隔振效果的增強。

圖7c)表明，浮筏隔振系統筏體的厚度增加有利于改進隔振效果。艦船隔振設計中，在承重允許的情況下，適當增加筏體質量可以改進隔振效果。實船運行過程中，船用機械大都處于正常的運行工況。

圖7d)給出了激勵源變化情況下的振動特性曲線，可以發現，單個設計精良的機械隔振系統在共同作用的情況下，絕大多數頻段內，隔振效果減弱，個別頻率上由于振動相位抵消全部機械運行會有利于隔振。

4 結論

實際的隔振器在高頻段與計算模型差距較大，由于阻尼駐波效應的影響，高頻段仍采用簡化的彈性和阻尼模型模擬實際隔振器不再合理，需要考慮質量的影響，今后的研究可深入考慮此問題。

工程實驗表明隔振系統在臺架試驗和裝船實驗時的效果有明顯差異，為了給出有工程應用價值的理論結果，建立了隔振系統與艦船艙段耦合的整體模型，在動力學計算的基礎上發現，為了提高隔振系統的隔振效果，可適當增加隔振體系安裝平臺的厚度，在滿足輕型化的前提下應盡量增大中間體的質量，在隔振設計之初，就應綜合考慮各機組共同作用的影響。

[1] 嚴濟寬.機械振動隔離技術[M].上海科技文獻出版社,1985.

[2] 溫華兵,王國治.船艙浮筏系統的隔振性能及水下聲輻射試驗[J].船舶,2005(4):12-16.

[3] 張 峰.空間桁架浮筏聲學設計方法及降噪特性研究[D].北京：中國艦船研究院,2012.

[4] 付 建，王永生，魏應三.阻尼對浮筏隔振性能的影響研究[J].船海工程,2011,40(3):169-172.

[5] 王國治,仇遠旺,胡玉超.激勵載荷的模擬與艦船機械噪聲預報[J].江蘇科技大學學報,2011,25(4):315-319.