船用小型中壓空壓機隔振試驗研究

金麗瓊，許治晶，邢志勝，毛京兵，張志恒，張成彥

(1.合肥通用機械研究院有限公司，安徽 合肥 230031；2.中國船舶重工集團公司第七一一研究所，上海 201108）

空氣壓縮機(以下簡稱空壓機)是現代船舶工業中的重要關鍵設備之一，目前船用空壓機多采用往復活塞式，由于不平衡慣性力等因素的影響，往復活塞式空壓機在工作時會產生振動和噪聲，針對該問題，通常在船用空壓機和甲板之間設計有單層隔振裝置或雙層隔振裝置(或浮筏隔振裝置)，一方面能最大限度地隔離空壓機的振動沿機座向船體的傳遞，從而抑制船艙工作室噪聲和水下輻射噪聲，以達到提高船舶隱身性和舒適性的功能；一方面能有效抑制外界干擾（如惡劣海況等）通過機座對船舶空壓機設備的沖擊，以提高空壓機的使用壽命。

為了保證隔振裝置的效果，一般選用剛度較小的隔振裝置，但隔振裝置剛度較小會影響系統的穩定性，因此，如何合理地選擇隔振裝置，達到既能提高隔振效果又能保證系統穩定性要求一直是業內關注的問題。俞微等給出了可以校驗浮筏隔振系統穩定性的計算方法及通用程序，并對其進行了驗證。杜奎等運用導納原理推導了雙層減振裝置隔振器對齊安裝和不對齊安裝方案的傳遞功率流，發現由于結構傳遞導納小于輸入導納，不對齊安裝更有利于降低寬頻率振動的傳遞。祝華等采用試驗方法研究了隔振器安裝位置的偏差對隔振效果的影響，發現隔振器安裝位置偏差的變化可以明顯影響高頻段的隔振效果。段小帥等研究了潛艇雙層隔振系統中振級落差、插入損失和力傳遞率3個隔振評價指標的關系，并通過理論分析得出3個評價指標在一定條件下相差1個常值的結論。本文在上述研究的基礎上，以某型號船用空壓機隔振裝置為研究對象，接合空壓機的振動機理分析，對隔振裝置的減振效果進行試驗優化研究，以確定較合理的隔振裝置布置，為后續空壓機在艦船上安裝提供技術指導。

1 振動機理分析

船舶上使用較多的小型中壓空壓機組多為V型兩級往復活塞式結構，本文選用某型號該類型空壓機組為研究對象。往復活塞式空壓機由于二階往復慣性力無法用平衡重平衡掉，空壓機在工作過程中會產生振動，查閱文獻可知，引起空壓機振動的慣性力主要有兩個，分別為一階往復慣性力和二階往復慣性力。一階往復慣性力的方向與曲柄運動方向一致，通常在曲柄相反的方向上加一個平衡重，可以平衡一階往復慣性力；二階往復慣性力是周期性變化的，且方向始終處于水平方向，所以不能實現通過增加平衡重的方法來對其進行平衡。因此，往復慣性力矩的存在對空壓機系統形成了一個振動激勵源，該振動激勵是導致空壓機運轉過程產生振動的主要原因。根據空壓機的振動特性，可利用下式對其進行描述，即

式中：m為主機重，z為振動位移，c為阻尼系數，k為剛度系數，ωn為系統固有頻率，，F為不平衡慣性力，ω為空壓機主軸旋轉頻率；假設式(1)的穩態解為：

式中：Az為振動幅值。將式（2）代入式（1）可解得方程（1）的振動幅值為：

從式（3）可知，阻尼的增加有利于抑制系統的振動幅值；當k＞mω2時，剛度越大，系統振動幅值越小，反之，當剛度越小時，系統振動幅值越大；當k＜mω2時，剛度越小，系統振動幅值越小，反之，當剛度越大時，系統振動幅值越大；當k=mω2時，系統會發生共振現象，此時激勵源的頻率與系統固有頻率剛好相等，即。由前面分析可知，系統固有頻率ωn與系統的剛度系數和質量均有關，旋轉頻率是壓縮機主軸轉動頻率，該型號空壓機旋轉頻率為25Hz，當旋轉頻率與固有頻率接近或相等時，其振幅、速度及加速度均會有較大增加，可能出現共振現象。機組設計時必須避免共振的發生。目前對船舶用小型中壓空壓機組的振動指標要求主要體現在以下3個方面。

（1）在額定工況下，空壓機主機機腳的振動加速度振級不允許高于規定值。

（2）在額定工況下，空壓機主機機腳在20～10kHz頻率范圍內的振動加速度不允許高于GJB763.2-89《艦船噪聲限值和測量方法-艦船設備結構振動加速度驗收限值》或技術協議規定的限定值要求。

（3）隔振裝置的隔振效果在低、中、高各頻段均要滿足規定要求。

因此，為了保證中壓空壓機組的振動特性滿足上述要求，需要對其進行隔振優化。

2 隔振裝置描述

由于未被平衡的慣性力及力矩的存在，空壓機運轉過程中不可避免的會產生振動，通常采用基礎或減振器對其進行抑制。某型空壓機組采用雙層隔振裝置，如圖1。在雙層隔振結構的船用空壓機系統中，為保證空壓機的正常運行，空壓機和中間質量塊通常都具有較高的強度和剛度，且相對于其結構尺寸來說，空壓機和中間質量塊在振動過程中的自身變形較小，上層為四只橡膠彈簧減振器，與空壓機底架連接；下層有六只橡膠彈簧減振器，和船的甲板連接；兩層隔振通過中間質量塊連接。通常對于彈性安裝的船用空壓機組系統，隔振裝置的主要作用一方面是吸收空壓機工作過程中產生的振動能量，使傳遞到甲板上的振動減小，提高其隱身性，這可以由隔振裝置的隔振效果來衡量；另一方面隔振裝置會使空壓機的機腳振動放大，波及到與空壓機連接的設備振動。所以，上下兩層減振器的剛度和阻尼是不一樣的，一般上剛下柔。另外，中間質量塊的重量、阻尼都會對系統振動的大小及分布產生影響，必須做到上下層隔振器塊、中間質量塊和空壓機的有機統一、協調、耦合，才能使振動各項指標均滿足要求，所以不同的空壓機結構采用的隔振裝置也不同。

圖1 某型船用空壓機

3 試驗分析

為了實現雙層隔振裝置和空壓機的最佳匹配組合，需要進行大量的現場試驗和分析。為此，課題組專門設計了模擬船上安裝狀態的基于雙層隔振裝置的空壓機試驗平臺，如圖2，為方便研究，振動加速度單位采用文獻中的振動加速度表述方法，即dB。

采用文獻[5]提供的試驗方法，分別進行以下試驗。

（1）隔振裝置結構參數不變，調整配重的重量對系統進行優化，進一步弱化一階往復慣性力的影響，優化后的振動測試結果如圖3中優化試驗1所示。

（2）隔振裝置結構參數不變，通過更換聯軸器的方式調整軸承的間隙，對主機運動件平衡系統優化，優化后的振動測試結果如圖3中優化試驗2所示。

（3）隔振裝置結構參數不變，基于試驗（1）和（2）的優化結果，在主機機腳加裝鋼塊，改變主機的質量分布對系統進行優化，優化后的試驗結果如圖3中優化試驗3所示。

（4）主機系統優化后，通過改變中間質量塊的重量對隔振裝置進行優化(未優化前中間質量塊帶較多均布的孔，優化后中間質量塊帶不帶孔），其振動測試結果如圖4中優化試驗4所示。

圖2 某型船用空壓機雙層隔振裝置試驗平臺

（5）基于試驗（4）的優化結果，增加上層減振器的剛度進行振動測試(通過改變減振器的數量來實現)，測試結果如圖4中優化試驗5所示。

（6）基于試驗（4）的優化結果，減小下層減振器的剛度進行振動測試(通過改變減振器的數量來實現)，測試結果如圖4中優化試驗6所示。

（7）基于上述優化結果，改善氣體管路，降低氣流脈動，機組振動試驗結果如圖4中優化試驗7所示。

圖3為主機結構優化后的整體試驗結果，圖4為隔振裝置優化后的整體試驗結果，為方便研究，圖3和圖4的繪制按文獻中方法繪制，且在圖中均給出了的主機優化前系統的振動曲線、技術協議規定值和GJB規定值。

圖3 主機優化試驗結果

圖4 隔振裝置優化試驗結果

由圖3可知，配重的優化進一步平衡了一階往復慣性力，雖然機腳振動加速度有一定的改善，但減振效果并不明顯(優化試驗1)；軸承安裝間隙的減小，聯軸器重量增加，可以減小振動，機腳振動加速度有明顯降低，特別是低頻段的振動抑制較為明顯(優化試驗2)；改變主機局部重量分布，低頻段機腳振動加速度幾乎沒有變化，中頻段機腳振動加速度還有所惡化，高頻段幾乎沒有變化，說明改變主機局部重量并不能達到抑制系統振動的目的(優化試驗3)；由圖4可知，隔振裝置閥體重量增加，機腳振動加速度在低、高頻段有所降低，但中頻段影響不大(優化試驗4)；增加上層隔振器的剛度，機腳振動加速度在低、中、高頻段均有所降低，所以增加上層隔振器剛度，是降低機腳振動加速度的有效方法(優化試驗5)；減小下層減振器的剛度，機腳振動加速度在低、中頻段有所降低，但高頻段有所強化，因此，該方法并不建議使用(優化試驗6)；改善氣體管路，降低氣流脈動，機腳振動加速度的低、中、高頻段均有一定抑制效果(優化試驗7)。

從上述試驗結果還可發現：第一，當機腳振動加速度的頻率位于 25Hz、50Hz、100Hz、125Hz、200Hz的中心頻率時，其振動均有顯明增強；第二，機腳振動加速度的頻率位于800Hz、1000Hz的中心頻率時，振動幅值突增，其原因是由于該型號機組的旋轉頻率ω為25Hz，25Hz、50Hz、100Hz、125Hz、200Hz為 其 倍 頻 程； 而 800Hz、1000Hz剛好在該系統固有頻率ωn附近。經過上述一系列優化改進，通過試驗，隔振裝置的振動抑制效果達到最佳，各項指標均滿足要求。需要指出的是機組機腳振動加速度在25Hz中心頻率時仍較大，這是因為該型號機組曲軸的旋轉頻率為25Hz，也是技術協議允許的。

4 結語

通過分析和試驗研究，可以得到下列結論。

（1）對于采用雙層隔振裝置的V型空壓機組來說，上層應選擇剛度較大的隔振器，下層宜選用剛度較小的隔振器，這樣才有效抑制系統的振動，使其達到隔振效果。

（2）空壓機的管路連接不當會引起較大的氣流脈動，最終會導致機組振動增大，因此，應合理布局管路，盡可能弱化氣流脈動對振動的強化作用。

（3）隔振裝置形式與空壓機結構相關，不同結構的空壓機應該采用不同的隔振裝置。