一種基于鋼絲繩隔振器和動力吸振器組合的隔振系統

范明偉，魏 強，翁章卓

(中國艦船研究設計中心，武漢 430064)

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一種基于鋼絲繩隔振器和動力吸振器組合的隔振系統

范明偉，魏 強，翁章卓

(中國艦船研究設計中心，武漢 430064)

將鋼絲繩隔振器和動力吸振器通過支架、緩沖及限位塊和鋼絲繩隔振器連接為一個整體，形成新的隔振系統。動力吸振器的振子質量和阻尼板長度可調。實例中依據剛度和承載能力對隔振器進行選型，以力矩平衡為原則布置隔振裝置，以降低位移響應為目標確定動力吸振器參數，運用有限元方法計算隔振效果。仿真結果表明，新的隔振系統既能解決低頻段隔振，又可以消減連續隔振頻率范圍之外的單頻激勵響應。

隔振；動力吸振器；鋼絲繩隔振器

目前在船舶領域常用的隔振方式有單極隔振、雙級隔振和浮筏隔振等，常用的隔振器有橡膠隔振器、鋼絲繩隔振器、氣囊隔振器等。若需要隔振的頻率較低，要求隔振系統的固有頻率設計得很低，這在技術上具有一定難度。在設計隔振系統時需要從隔振器的載荷、撓度、固有頻率、支撐方式等多角度考慮[1]。關于彈性支撐系統及元件，國內外已有較多研究和實際應用案例。荷蘭已研制出新型低頻大變形球形橡膠隔振器，美國研究了自適應被動式振動吸收器并用于魚雷[2]。國內研發了在50 Hz以下頻率范圍具有較好隔振效果的新型蜂窩隔振器[3]。關于彈性支撐元件的應用，國內某型號測量船上運用16個6JX-1600型隔振器組成了主機的單層隔振系統，垂向固有頻率為8 Hz，隔振范圍為16～6 300 Hz[4]。在船舶主機隔振系統中運用鋼絲繩隔振器，隔振系統固有頻率低至3 Hz[5-6]。上述彈性支撐系統設計案例中未涉及在連續隔振頻率范圍外仍有一單頻激勵需隔振的情況，同時所設計的彈性支撐系統固有頻率可能會與單頻激勵頻率較近，給設計帶來難度。動力吸振器適用于解決這一問題。其隔振的基本物理原理是將一個諧振系統附加到振動結構上去，以抵消原有的振動，當主結構安裝頻率與激勵頻率難以避開而可能發生共振時，用動力吸振器可以有效抑制共振振幅。動力吸振器已在實船上得到應用并取得了較好的效果[7-8]。如何拓寬動力吸振器的消振頻帶是進一步拓展其應用范圍的關鍵，也是研究的熱點[9-10]。上述動力吸振器案例中，要么單獨使用動力吸振器，要么將動力吸振器和隔振器分別應用于設備或船體。本文將鋼絲繩隔振器和動力吸振器組合為一種隔振裝置，既能解決低頻段隔振，又可以消減連續隔振頻率范圍之外的單頻激勵響應。

1 隔振裝置組成

本隔振裝置動力吸振器(包括阻尼板2及可調質量塊4)通過支架、緩沖及限位塊和鋼絲繩隔振器連接為一個整體。在使用本隔振裝置時，需要根據隔振對象和激勵力的實際情況，選擇合適的鋼絲繩隔振器型號，阻尼板的截面尺寸、長度及可調質量塊的重量。

動力吸振器一般由振子、彈簧和阻尼3個元素構成，為了適應實船的振動環境和方便現場調試，根據文獻[9]和[10]的思路，將動力吸振器設計為剛度和振子質量可調的懸臂梁形式，使得動力吸振器的共振頻率可在實船安裝時進行調節，達到最佳狀態。

2 隔振裝置力學模型

通常把隔振對象當作質量-彈簧-阻尼3元素構成的單自由度系統來看待。實際的控制對象結構不可能是那樣簡單的形式。然而，關于動力吸振器的最優設計方法都是以單自由度系統為對象的。為了應用動力吸振器，要求把具有無數個振動模態與固有頻率的連續體實際結構用單自由度系統來表示[11]。建立簡化的制振對象隔振系統模型，如圖1a)所示。圖1b)是主振系統在正弦波激勵下的包含動力吸振器的力學模型。從振動基礎到安裝設備的振動傳遞率的理論分析(見圖1a))與從振源到基礎的振動傳遞率分析(見圖1b))，兩者大體上相同，即不管是地面位移激勵或外力激勵，響應都可以用同樣的表達式表示。

圖1 隔振系統原理

以圖2b)為例建立求解方程如下：

(1)

(2)

式中：M為需要隔振的對象的質量；m為動力吸振器質量塊質量；K為主振系統的總剛度；k為動力吸振器的總剛度；C為主振系統的阻尼系；c為動力吸振器的阻尼系數。

3 隔振設計實例

隔振對象(不含隔振裝置)外形尺寸長、寬、高分別2 200、1 400、2 500 mm，重量約1 300 kg(不含減振器)，在垂向受到8～100 Hz的激勵，同時在5 Hz處激勵力有一峰值。

3.1 隔振器選型

根據傳遞率曲線，為獲得良好的隔振效果，振源頻譜中最低的頻率分量(f)應當遠高于隔振系統的諧振頻率(fn)。這就要求隔振系統盡量減小剛度，以獲取較低的固有頻率；但為了承受較高的靜態載荷，又需要隔振器具有較高的靜態剛度，這就涉及到剛度和位移間的權衡問題。

首先確定隔振器的剛度K。由于隔振系統主要控制頻率為8～100 Hz。設隔振系統的固有頻率為fn，則fn應滿足式(3)才能起到隔振作用。

(3)

式中：f為需要隔振頻率的最低頻率，即8 Hz，由此得fn<0.707f=5.656 Hz。

(4)

式中,M為隔振對象的質量，M=1 300 kg，從而K=1 642 704 N/m，若布置隔振器6個，則單個隔振器的動剛度應小于273 784 N/m，即273.8 N/mm。

選擇隔振器時除了要考慮剛度，還應考慮其承受的載荷，設備的最大重量一般不應超過隔振器所能承受的總載荷的80%。由于鋼絲繩隔振器具有較好的抗沖性能，同時鋼絲繩隔振器支撐系統固有頻率可以做到足夠低[5-6]，因此選用某型號鋼絲繩隔振器，單個額定承載力為250×9.81=2 452.5 N，單個最大承載能力為300×9.81=2 943 N，在額定載荷下的變形約為11.8 mm，垂向靜剛度122 N/mm，垂向動剛度183 N/mm，沖擊剛度為73 N/mm。根據隔振對象的尺寸，宜布置6個隔振器，則隔振對象的重量占隔振器總載荷的0.72。

根據所選擇的隔振器的型號和數量，計算隔振系統的固有圓頻率為

(5)

3.2 隔振裝置布置

受安裝空間限制，隔振裝置只能沿著隔振對象1 400 mm的邊布置。隔振裝置布置的最佳狀態是穩定狀態下，各個隔振器在垂向受力相等。為此在布置隔振裝置的時候，需要注意：①左右各對稱布置3個隔振器；②根據力矩平衡的原則確定每一側3個隔振器之間的間距。見圖2。

圖2 隔振裝置布置

3.3 動力吸振器參數確定

由于隔振系統固有頻率為4.6 Hz，與5 Hz的單頻激勵僅錯開8%，為減小4.6～5.0 Hz的振動，設計動力吸振器。

質量比對動力吸振器的最優值起著重要作用，是動力吸振器的重要參數。增加質量比可以提高制振效果，但是會使整體結構變重。經過權衡，6個振子總質量以130 kg為基準，在±24 kg范圍內進行調整，因此質量比以0.1為基準，可在0.08～0.12范圍內變化。通過移動振子，懸臂梁有效長度可在115～230 mm范圍內調整。

以降低位移響應為目標，對于考慮主振動系統阻尼的動力吸振器設計，文獻[12]給出了最優同調、最優阻尼以及滿足這些條件時的最大振幅比等結論，從結論中可見，質量比對這些最優值起著重要作用。定義：

1)最優同調。主振系統的阻尼比取為Z=0.15，動力吸振器質量比取為μ=0.1，則最優同調為

由此得到ωn=24.2 rad/s，相應的固有頻率3.9 Hz。從結果可見，當阻尼被附加在吸振器上時，調節吸振器系統的固有頻率，獲得“最佳”性能狀態對應的頻率，已不等于主振系統的固有頻率。

動力吸振器的總剛度為

2)最優阻尼。

則動力吸振器的阻尼系數為

c=2mΩnξ=2×130×

(4.6×2×3.14)×0.2=1 502N·s/m。

3)滿足以上2個最優條件時的最大振幅比：

3.4 隔振效果計算

文獻[12]通過數值計算分析不同隔振裝置的減振性能，結果表明通過數值仿真的方法計算隔振效果是可行的。根據前文中的力學模型和求得的參數，運用MSC.Patran&Nastran建立隔振系統的有限元模型如圖3所示。

圖3 彈性支承系統仿真模型

隔振對象的質量和動力吸振器質量塊用均質量單元表示，鋼絲繩隔振器用bush單元模擬，動力吸振器的阻尼板用bush單元模擬，在鋼絲繩隔振器下端給定單元位移激勵，模擬基礎給隔振對象的激勵。在1～100 Hz頻率范圍內進行求解，求得基礎(輸入點)處的位移，隔振對象(輸出點)處的位移及加速度。隔振系統的振動傳遞率見圖4。由圖4可見，由于動力吸振器的作用，4.6～5.0 Hz附近的共振峰值被消弱了。

圖4 振動傳遞率(橫軸為對數坐標軸)

8～200 Hz的振級落差見圖5。表1為1/3 oct中心頻率點處的振級落差，以及分頻段的振級落差。從表1可見，在8～100 Hz頻段范圍內的振級落差為30.7 dB，隔振效果較好。

圖5 振級落差曲線(橫軸為對數坐標軸)

表1 振級落差計算值

4 結論

將鋼絲繩隔振器和動力吸振器組合為一套隔振裝置，既能解決低頻段隔振，又可以消減連續隔振頻率范圍之外的單頻激勵響應。實例說明運用該隔振裝置進行隔振系統設計的方法可行。在實例中鋼絲繩隔振器保證了8～100 Hz頻段的隔振效果，動力吸振器消減了4.6～5.0 Hz的振動。總結本文，設計隔振系統的重點在于選擇隔振元件，隔振元件的參數選擇一般應按以下步驟進行：①根據振動環境確定需要隔離的最低頻率分量；②確定隔振系統的固有頻率；③確定隔振元件的剛度；④根據剛度和需要的承載能力對隔振器進行選型。

動力吸振器可用于降低振動和沖擊隔離系統的共振效應，但需要注意的是：①吸振器的振幅總是遠大于主振系統的振幅，因此設計時應考慮如何滿足吸振器大振幅的要求；②由于吸振器一般振幅較大，吸振器的彈簧元件應考慮其疲勞問題。

[1] 嚴濟寬,沈密群.怎樣選用隔振器[J].噪聲與振動控制,1982(6)：1-7.

[2] 束立紅,胡宗成,呂志強.國外艦船隔振器研究進展[J].艦船科學技術,2006,28(3)：109-112.

[3] 張梗林,楊德慶,朱金文.船用新型蜂窩隔振器減振性能分析[J].中國艦船研究,2013,8(4)：52-58.

[4] 高立冬,喻浩,王暖.減振降噪技術的應用設計[J].中國造船,2002,43(2)：46-51.

[5] 朱海潮,何琳,霍睿,等.鋼絲繩隔振器用于船舶主機隔振[J].中國造船,2003,44(3)：33-38.

[6] 朱海潮,何琳,霍睿,等.用鋼絲繩隔振器進行船舶主機隔振[J].船海工程,2002(4)：12-15.

[7] 金咸定,成學明.艦船的艉部振動與動力吸振器減振[J].上海交通大學學報,1997,31(2)：38-45.

[8] 陳崧,鄭國群.振動控制用動力吸振器的實踐應用[J].船舶工程研究,2011(4)：42-44.

[9] 吳崇健,駱東平,楊叔子,等.離散分布式動力吸振器的設計及在船舶工程中的應用[J].振動工程學報,1999,12(4)：584-589.

[10] 李曉勇,浣石,蔣國平,等.連續懸臂梁動力吸振器的模型研究[J].水電能源科學,2011(2)：129-132.

[11] 背戶一登.動力吸振器及其應用[M].任明章,譯.北京:機械工業出版社,2013.

[12] 方媛媛,肖英龍,張國紅,等.艦船多機組設備減振特性研究[J].船海工程,2014,43(2)：146-149.

An Vibration Isolation System Based on Steel Wire Isolator and Dynamic Vibration Absorber

FAN Ming-wei, WEI Qiang, WENG Zhang-zhuo

(China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China)

A new vibration isolator was designed, which was composed of steel wire isolators and dynamic vibration absorbers (DVA). The two components was linked by spring holder and bumper block. Both the mass of movable mass block and length of damped beam were variable for getting the certain frequency. An application of the new vibration isolator was presented. The type of steel wire isolator was selected according stiffness and load. Arrangement of the new vibration isolator was designed on the basis of equilibrium of moments. Parameters of the DVA were determined in order to get the minimum displacement response. Isolation effect of the elasticity supporting system was gotten by finite element method, showing that the new vibration isolator can be used to solve the low frequency vibration problem.

vibration isolation; dynamic vibration absorber; steel wire isolator

10.3963/j.issn.1671-7953.2017.04.013

2016-09-03

范明偉(1985—)，男，碩士，工程師

研究方向：船舶振動與噪聲控制

U661.44

A

1671-7953(2017)04-0061-04

修回日期：2016-09-10