公共基座在浮筏隔振設計中的比較分析

萬新斌1，楊銘1，張雅瓊，饒柱石

(1.中國船舶及海洋工程設計研究院，上海 200011；2.上海交通大學，上海 200240)

為增強船舶的聲隱身性能和改善船員的工作環境，需要針對船上的動力設備采取必要的減振隔振措施。浮筏隔振能基本原理是將多臺設備布置在同一個筏架上，使作用在筏架上的擾動力相互抵消，減少機組向基礎輻射的振動能量。

當前對浮筏隔振系統隔振效果的研究主要采用基于機械阻抗理論分析[1]結合有限元方法[2]、四端參數法[3]和功率流[4]等方法進行，其中采用有限元方法對浮筏系統進行適當簡化后，參數設置和調節方便，易于總結隔振規律，應用最為廣泛。已有學者對隔振器剛度阻尼特性[5-6]、基礎彈性[7]，以及隔振器布置形式[8]對隔振效果的影響進行了探討，指出改善系統隔振降噪能力需要綜合考慮筏架剛度、筏架阻尼等參數[9]。

由于浮筏上機組的數量、設備的特性，以及工況不同，針對特定的情況需要具體分析[10]。雖然浮筏隔振系統在理論上能布置多臺設備，但在以往的研究中往往以同一型號的兩臺設備為分析對象。結合工程項目的實際需求，考慮對一個由兩臺滑油泵組和三臺燃油泵組構成的系統，設計兩種浮筏隔振系統，一種是將各個設備分別彈性安裝在筏架上，另一種是將設備固定在公共基座上后再和筏架彈性連接。運用ANSYS對系統進行模態分析。

1 浮筏隔振模型分析

將某船主機艙內兩臺主機滑油預供泵和三臺主機燃油供給泵的振動性能布置在同一浮筏上。泵組技術參數見表 1。

表1 泵組技術參數

兩種浮筏設計方案見圖1。

圖1 兩種浮筏隔振系統方案

方案一:將5臺泵組(m1至m5)都通過上層隔振器(k1)彈性安裝于同一個中間筏架(M1)上，再通過下層隔振器(k0)與基礎連接。

方案二:將5臺設備先通過螺栓剛性安裝在一個公共基座(M11)上，并將公共基座通過上層隔振器(k2)彈性安裝在中間筏架(M12)上，再通過下層隔振器(k0)與基礎連接。

根據其外形尺寸對泵組(包括泵、電機、聯軸器及泵組底座)建立三維實體模型，進行適當等效處理，為泵、電機和底座賦予不同的密度實現泵組模型的質量和質心與實際保持一致。為了得到較少、精細的網格，同時具有較高的計算精度，采用殼單元SHELL281，根據笩架的實際尺寸進行笩架的建模。根據實際厚度，為對應的殼單元賦予厚度屬性。在浮筏上還布置有一段管路，也利用有限元軟件建模實現。管路固定在浮筏或公共基座上，并與泵組通過撓性接管連接，因此，在有限元模型中設定管路與浮筏或公共基座剛性連接，而與泵組分離。隔振器采用彈簧單元COMBIN14建模，在每個隔振器的上表面及下表面的中心位置分別建立節點，連接每個隔振器的上下兩個節點，建立三個彈簧單元，分別模擬隔振器三個方向的剛度。設置隔振器的阻尼比為0.06，其他阻尼忽略。得到有限元模型見圖2。

圖2 浮筏隔振系統有限元模型

2 模態分析

2.1 筏架模態分析

建立筏架有限元模型見圖3。

圖3 筏架有限元模型

對筏架在自由狀態下進行模態分析，得到前10階固有頻率見表2，其中前6階剛體模態頻率為零。

表2 浮筏固有頻率fn

設備轉速均為950 r/min，對應的激勵頻率一倍頻為15.83 Hz。兩個方案中第一階彈性模態約為22 Hz，實際安裝時，在筏架的基腳螺栓處都施加了固定約束，其彈性模態的固有頻率還會顯著上升。因此，在低頻段，設計的筏架的固有頻率避開了設備的激勵頻率，來自設備的激勵不會引起筏架明顯的彈性變形。

2.2 整體模態分析

將模型下層隔振器的底部施加3個方向的固定約束，對系統進行模態分析。考慮到設備視為剛體，中間筏架彈性模態的固有頻率較高，因此，系統的低階模態主要描述了各子結構之間的相對運動情況。在方案一中，5臺設備和浮筏，一共有6個子結構，每個結構有6個自由度，因此該模態共有36個。同理可知，方案二中由于設備通過公共基座剛性連接在了一起，該模態有12個。系統模態頻率值見表3。

通常在設備布置時需要使激勵頻率和系統固有頻率相互錯開一定頻段，以免發生共振。本系統兩型泵組轉速均為950 r/min，對應的激勵頻率為15.83 Hz。根據上述結果可以看出，在方案一中將多臺設備分別安裝于一個浮筏上，會導致系統在4.5～26.3 Hz范圍內固有頻率密集，難以將固有頻率和激勵頻率有效隔開。而將這些設備先布置在一個公共基座上，低頻段的固有頻率數量減少，容易實現將固有頻率與激勵頻率避開。

表3 浮筏隔振系統固有頻率fn

3 隔振性能分析

3.1 隔振量計算方法

浮筏隔振系統的隔振性能常用隔振量來表示，對于頻率一定的簡諧振動，位移、速度和加速度的隔振量均相等。本案例在計算上層隔振器隔振效果時，采用設備和浮筏重心位置的位移作為考察量。由于浮筏隔振系統與基礎固支，在計算浮筏隔振系統的隔振效果時，考察的是力的傳遞率，即采用激勵力與支反力振動量級作為考察量。定義如下傳遞函數。

(1)

式中：|X(f)|為隔振系統輸出端響應幅值；|Y(f)|為隔振系統輸入端響應幅值；f為激勵頻率。當H(f)為負值時，表明傳遞的力的幅值較激勵力幅值降低，系統體現出隔振性能，故定義系統在不同激勵頻率下的隔振量為

T(f)=-H(f)

(2)

對模型的基礎進行固定約束，根據GJB 763.2—1989《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》標準的要求，在設備重心處施加指定頻率和幅值的諧波力激勵，每次分析完畢，提取基礎處支反力。計算時考慮最惡劣的情況，提取所有隔振器支反力中的最大值，所反映的為隔振器的隔振量最小值。本算例中，主機燃油供給泵工況為兩用一備，主機滑油預供泵巡航不考慮，故在左右兩臺主機燃油泵的重心處同時施加規定的力載荷，計算得到基礎響應最大點對應的隔振效率。

3.2 計算結果

選取激勵頻率為1/3倍頻程的中心頻率，計算10 Hz～10 kHz頻率范圍內的系統響應，結果見表4 。

表4 系統諧波激勵響應

根據項目要求劃分低中高頻段，并按照分頻段范圍計算隔振效果，隔振效果見表5。

表5 分頻段隔振效果

根據表 4中10～25 Hz頻段數據，結合表 3固有頻率分布情況，可以看出系統剛體固有頻率分布對系統的隔振效果產生了顯著的影響。根據表5中兩個方案計算結果可以看出，方案二相對于方案一，在低頻段分頻段隔振量較高，公共基座對于提高低頻段隔振效果具有較好效果；而在中、高頻段其分頻段隔振效果相對偏低，但隔振量絕對量級已經滿足普通設備正常運行的要求。

4 抗沖擊性能分析

4.1 大質量法計算沖擊響應

釋放施加在基礎處的固支約束，在基礎附加一個大質量點(MASS21)，并設置該節點處質量遠大于浮筏隔振系統(約為其質量的105倍)，利用公式F=ma，將加速度轉化為力施加在基礎處。

定義縱向為沿船的艏艉方向，垂向為垂直水平方向，橫向為船的寬度方向。對基礎處分別添加垂向、橫向和縱向的外力沖擊載荷。假定沖擊輸入為垂向：A0=320 g，V0=7 m/s，D0=4.3 cm。橫向和縱向：A0=284g，V0=6 m/s，D0=3 cm，參照BV043/85艦艇建造規范[14]將沖擊譜轉換為雙三角形加速度時間歷程曲線，見圖4。

圖4 沖擊譜等效加速度時間歷程曲線

4.2 計算結果

對比方案一與方案二滑油預供泵和燃油供給泵加速度時間歷程和相對于基礎位移時間歷程?；皖A供泵m4重心處橫向、縱向與垂向加速度響應時間歷程見圖 5。燃油供給泵m1重心處橫向、縱向與垂向加速度響應時間歷程見圖6。5臺泵組重心處相對于基礎位移的時間歷程見圖 7。

根據圖5和圖6的結果，提取泵組在3個方向上加速度最大值的結果，得到兩個方案的抗沖擊效果見表6。項目要求設備的許用最大抗沖擊值垂向不大于40g，橫向和縱向不大于16g。方案一中左、右兩臺燃油供給泵的縱向最大加速度為16.1g>16g，略超許用抗沖擊要求。方案二中所有設備在3個方向上的最大加速度均滿足許用抗沖擊要求。

根據圖7結果提取泵組相對于基礎最大位移，最大位移出現在正向三角波激勵作用的時刻，且在方案一中最大位移值為橫向31 mm，縱向29 mm，垂向29 mm；在方案二中最大位移值為橫向29 mm，縱向29 mm，垂向42 mm。在考慮泵組接管時，撓性接管的許用位移應大于該值。

圖5 滑油預供泵加速度時間響應

圖6 燃油供給泵加速度時間歷程

圖7 方案一與方案二泵組相對于基礎位移的時間歷程

表6 沖擊結果對比

5 結論

從隔振性能的角度看，浮筏系統中各子結構相對運動構成的模態頻率較低，對低頻段的隔振效果有明顯的影響。采用公共基座的方式提高了系統的固有頻率，對于提高低頻段隔振性能有較好的效果，但同時會降低中高頻段的隔振效果。由于中高頻段隔振性能裕度較大，采用公共基座方式的浮筏隔振整體效果較優。

從抗沖擊性能的角度看，采用公共基座的方式，設備承受的沖擊加速度更小，設備在受瞬時沖擊力作用被破壞的可能性降低；同時產生的沖擊位移更大，對管路撓性接管提出了更高要求。