軍用船舶動力吸振器性能與參數優化研究

郭有松，李 超，王德禹，張 敏

(1.上海交通大學 海洋工程國家重點實驗室，上海 200240； 2.北京明航技術研究所,北京 100023；3.常州容大結構減振設備有限公司,江蘇 常州 213031)

軍用船舶動力吸振器性能與參數優化研究

郭有松1,3，李 超2，王德禹1，張 敏3

(1.上海交通大學 海洋工程國家重點實驗室，上海 200240； 2.北京明航技術研究所,北京 100023；3.常州容大結構減振設備有限公司,江蘇 常州 213031)

降低輻射噪聲低頻線譜能量一直是各國海軍提高船舶聲隱身性能急需解決的關鍵問題。動力吸振器被認為是一種解決低頻線譜的重要手段之一，在艦船振動控制領域應用廣泛。從目前軍用船舶動力吸振器使用情況來看，控制頻率主要集中在20 Hz以下。本文針對軍用船舶聲隱身的需求，在100 Hz范圍內，以船用風機為例，討論主系統和動力吸振器結構參數(頻率、質量、剛度、阻尼)對動力吸振器減振性能的影響，針對梁長度與剛度的非線性關系，設計連續可變頻動力吸振器，在此基礎上進行理論與有限元探討。研究表明，動力吸振器吸振性能主要取決于主系統與激勵頻率，當主系統與激振頻率確定時，適當調節主輔參數值(質量、剛度、阻尼)，可達到最佳減振效果。

設備振動；動力吸振器；頻率可調；理論與數值；參數與性能優化

0 引 言

軍用船舶低速航行過程中，機械噪聲被認為是對輻射噪聲貢獻最主要的能量，其中最難解決的是低頻強線譜。傳統的被動控制不能解決低頻強線譜問題，科研工作者們轉而將視線轉向主動控制。但振動主動控制系統因其結構復雜，抗沖擊性能不能滿足艦船使用要求，至今尚未完成實船應用。而動力吸振器作為解決低頻能量的有效手段，在艦船振動控制領域得到廣泛應用。

澳大利亞新南威爾士大學Paul Griffin Dylejko，Sascha Merz采用理論與有限元相結合研究了液體動力吸振器應用與推力軸承，有效解決了螺旋槳推進過程中引起的縱向推力不平衡，提高了潛艇聲隱身性能[1-2]。李俊和金咸定采用非線性碟簧設計出了寬頻動力吸振器應用于船舶尾部振動控制[3-4]。霍林生、李宏男針對大跨度橋梁建立了多維TMD模型，推導了傳遞函數與放大系數[5]；歐進萍、王永富討論了設置TMD系統的高層建筑在風載荷作用下的動力學參數優化[6]。J.H.H. Huijbers和李俊采用非線性蝶形彈簧實現了在寬頻范圍動力吸振[3-4，7]。

本文針對船用設備(通風機)軸頻振動進行動力吸振器研究，根據吸振器梁長度與彎曲剛度的非線性關系，進行理論與有限元分析。通過結構設計實現動力吸振器可連續變頻。以吸振效果的目標對主系統、動力吸振器參數變化進行參數性能優化研究。

1 動力吸振器組成

通風機安裝形式如圖1所示，動力吸振器結構形式如圖2所示。

圖1 動力吸振器前后風機效果安裝圖Fig.1 Installation of fan with and without DVA

圖2 動力吸振器基本結構圖Fig.2 The basic structure of DVA

本動力吸振器采用不銹鋼圓桿作為彈簧，不銹鋼圓盤作為質量。由于本系統為連續系統，在理論分析時將桿作為彈簧，圓盤作為質量，而在有限元分析時圓盤與圓桿又互為質量、剛度。

圖2中，R1為圓桿半徑；R2為圓盤半徑；L1為圓盤內面距固定端距離；L2為圓盤寬度；L3為圓盤外面距自由端距離。

2 理論模型

2.1 動力吸振器剛度模型

由于動力吸振器在設備上安裝，可以將其認為是一端固定的懸臂梁，在自由端布置集中質量。

由材料力學可知，其控制方程為：

mx+kx=0，

(1)

k=3EI/l3，

(2)

I=πd4/64，

(3)

(4)

式中：m為等效集中質量；k為彎曲剛度；E為彈性模量；I為慣性距；d為圓桿直徑；l為集中質量距固定端距離。

由式(4)可知，動力吸振器固有頻率與圓柱直徑的2次方成正比，與質量塊距離固定端的長度1.5次方成反比。通過調節圓柱直徑以及質量距離固定端的長度，可以實現頻率的連續可調。

2.2 動力吸振器吸振效果

動力吸振器是通過輔系統固有頻率與主系統激勵頻率一致，輔系統對主系統產生一個頻率相同，相位與主系統激勵差180°作用力，從而可以抵消主系統部分響應。其吸振效果可以通過建立安裝動力吸振器前后主系統的振動變化量來表示，未安裝動力吸振器可以等效為單自由度強迫振動，安裝動力吸振器可以等效為兩自由度強迫振動。

2.2.1 未附加動力吸振器力學模型

未安裝動力吸振器其結構可理想化為單自由度強迫振動[8]，其力學模型如圖3所示。

圖3 動力吸振器模型Fig.3 Mechanical model of DVA

其振動控制方程為:

(5)

其振動方程的解為:

(6)

2.2.2 附加動力吸振器結構

安裝動力吸振器其結構可理想化為兩自由度強迫振動，其力學模型如圖3所示。

其振動控制方程為：

(7)

得出振動方程的解為:

(8)

(9)

2.2.3 動力吸振器減振效果

ΔL=20log10(X0/X1)。

(10)

其中ΔL為動力吸振器吸振效果加速度級。

3 設計案例

為分析質量、剛度、阻尼對動力吸振器性能的影響，設定1組安裝了動力吸振器的系統參數，基本參數如表1所示，其中部分參數在不同的分析中有變化。

3.1L1對動力吸振器固有頻率的影響

動力吸振器采用如圖2所示結構，其中R1=5 mm，R2=49.5 mm，L2=27 mm，L1由123變化至133，其固有頻率37～42 Hz，對比式(4)與有限元模態分析結果。

表1 主系統、副系統與激勵參數

圖4 L1對動力吸振器固有頻率的影響Fig.4 L1 influence on dynamic natural frequency

從圖4可以看出，通過調節圓盤位置可以實現動力吸振器機械連續調頻。一階模態理論分析與有限元分析結果保持同一趨勢。

3.2 頻率對性能的影響

通過分析主系統剛度變化，固有頻率從1～100 Hz，主系統的位移響應隨固有頻率的變化曲線如圖5所示。

圖5 主系統固有頻率對主系統位移的影響Fig.5 Affect from natural frequency to displacement of the main system

由圖5可知，當主系統系統頻率與激勵頻率以及動力吸振器固有頻率一致時，動力吸振器效果最好。通常情況下，艦艇設備與隔振器組成的系統不會處于共振狀態，采用動力吸振器消除低頻線譜不太合適。

3.3 質量比對性能的影響

為討論質量比對動力吸振器性能的影響，改變質量比m2/m1，即只改變動力吸振器的質量，觀察動力吸振器減振效果的變化，如圖6所示。

圖6 質量比對動力吸振器性能的影響Fig.6 The dynamic effects of DVA performance from mass ratio

從圖6可以看出，動力吸振器的質量比越大，減振效果越好，只有當吸振器的質量達到一定值時，才能起到明顯的減振效果。

3.4k1和k2對性能的影響

分析剛度對動力吸振器性能影響時，即使主系統剛度k1改變，觀察動力吸振器減振效果的變化，如圖7所示。

圖7 剛度k1對動力吸振器性能的影響Fig.7 The dynamic effects of DVA performance from stiffness k1

使動力吸振器剛度k2改變，其他參數不變，觀察動力吸振器減振效果的變化，如圖8所示。

圖8 剛度k2對動力吸振器性能的影響Fig.8 The dynamic effects of DVA performance from stiffness k2

從圖7和圖8可知，動力吸振器在起作用的情況下，主、輔系統剛度越大，吸振效果越好。

3.5c1和c2對性能的影響

分別討論c1對動力吸振器減振性能的影響(見圖9)，以及c2對動力吸振器振幅的影響(見圖10)。

圖9 c1對動力吸振器性能的影響Fig.9 The dynamic effects of DVA performance from damping c1

圖10 c2對動力吸振器減振性能的影響Fig.10 The dynamic effects of DVA performance from damping c2

由圖9可以看出，主系統阻尼對減振效果的影響較小,但當主系統的阻尼增大到一定值時，系統的減振效果隨主系統的阻尼增大而減小，其臨界點在C1為20 000 Ns/m位置處。

主系統阻尼比對最大抑振帶寬有較顯著的影響,當質量比一定時,最大抑振帶寬隨主系統阻尼比的增加而減小；當主系統阻尼比一定時,最大抑振帶寬隨質量比的增加而增加[4]。

由圖10可知，c2的增加會降低系統的減振效果，當阻尼增加到一定值時，對減振效果的影響越來越小。同時c2的增加，會衰減掉動力吸振器的振幅。

4 結 語

由圖4～圖10分析可知：

1)動力吸振器采用圖2結構，可以實現機械連續調頻。

2)對于低頻線譜而言，采用動力吸振器通常情況下是能夠實現吸振效果，當主系統頻率與激勵頻率相差很大時，采用動力吸振器吸振效果不明顯。

3)動力吸振器的質量比越大，減振效果越好。但是吸振器質量過大，不僅在機械上布置比較困難，而且給系統增加了很大的負擔，因此一般動力吸振器的質量不宜選取過大(在工程實際中,質量比一般小于7%)。

4)剛度越大，吸振效果越好，通常應使動力吸振器剛度k2小于機械本身的參數k1。通過適當調整k2的值,從而使振動得到最大限度的衰減,即達到最佳吸振狀態。

5)主系統阻尼對減振效果的影響較小，通常阻尼較大時，減振效果隨主系統的阻尼增大而減小。對于動力吸振器而言降低的阻尼只會在固有頻率附近小范圍內提高其吸振性能。因此在實際設計動力吸振器時,要在保證吸振器自身振動的衰減和調協性能的基礎上,使吸振器的阻尼盡可能低。

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Parameter and performance research of dynamic vibration absorber applied in marine vessels

GUO You-song1，3, LI Chao2,WANG De-yu1，ZHANG Min3

(1.Shanghai Jiaotong University State Key Laboratory of Ocean Engineering，Shanghai 200240,China; 2.Minghang Technical Research Institute,Beijing 100023,China;3.Changzhou Road Damping Equipments Co.,Ltd.,Changzhou 213031,China)

To reduce the low frequency line spectrum energy among the navy ship underwater radiated noise spectrum is the key issues in the field of navy ship sheath.It need to be resolved as quickly as possible.Dynamic vibration absorber(DVA)is considered as one of the important means, widely used in the field of ship vibration control. From the military ship dynamic vibration absorber using the situation, thecontrol frequency always below 20 Hz. Demand for military vessels acoustic stealth, marine fan are taken as an example, during the 100 Hz frequency range,the relationship between vibration absorber performance with themain system and DVA structure parameters(frequency,mass, stiffnessand damping) was discussed in this paper.Due to DVA nonlinear relationship betweenthelength of the beam with stiffness, a continuous frequency dynamic vibration absorber are designed. Onthebasis of theory andfinite element analysis, DVA vibration absorption performance mainly depends on the host system and theexcitation frequency. When the main system and the excitation frequency are determined, vibration absorption optimal effect can be got, during adjusting the main and DVA parameter values.

equipment vibration；DVA；adjustable frequency；theoreticaland numerical analysis；parameters and performanceoptimization

2013-11-08；

2014-02-12

郭有松(1974-) ，男，博士研究生，主要從事海洋結構振動疲勞與艦船減振降噪抗沖擊研究。

U666

A

1672-7649(2014)07-0048-05

10.3404/j.issn.1672-7649.2014.07.011