艦船平臺設備的減振設計及振動性能研究

王云鵬， 申 偉， 張 華， 徐 聰

(中車青島四方車輛研究所有限公司，山東 青島 266031)

0 引 言

隨著遠洋運輸和海洋軍事的蓬勃發展，作為運用介質的艦船所面臨的運用環境更加錯綜復雜。高速艦船在航行過程中，可能遭遇強風、大浪等各種突發狀況，從而引起船體劇烈振動，影響儀器設備的正常工作，降低使用精度，縮短使用壽命，嚴重時會導致設備出現傾覆、損壞等安全性問題。因此在艦船的設計過程中，儀器設備的減振設計是重要保障措施之一。

減振器是用來衰減艦船設備振動和沖擊干擾的有效元件，如何設計或選擇減振器的性能參數，如何進行合理的減振系統布置對發揮減振器的作用至關重要。目前艦船上使用的減振器型式多種多樣[1-2]，以被動式減振器居多，一般設計為單層或雙層減振器系統，其特點是簡單有效，同時使用及維護方便。隨著對艦船設備振動性能的要求越來越高，減振性能更加優異的主被動復合型減振器[3]、主動智能型減振器[4]也越來越多得到應用。

筆者以某艦船所載平臺設備為例，根據其振動性能設計要求，通過理論計算和仿真模擬分析，設計該平臺設備的減振系統，并對設備進行振動臺試驗驗證特性分析，以達到減少平臺設備振動和保證系統穩定的目的。

1 系統結構及設計要求

平臺設備系統安裝在艦船甲板的集裝箱式方艙內，為雙層結構，采用板材焊接而成。方艙固定安裝在艦船的甲板上，直接承受來自艦船的環境載荷和自然環境載荷的作用，同時將激勵載荷傳遞到平臺設備上。平臺減振系統的設計目的是隔離或抑制艦船激擾載荷對平臺的干擾，保護平臺上設備的安全，提高設備的環境適應能力。平臺設備系統的結構組成及安裝位置如圖1所示。

圖1 平臺設備組成及安裝布局

該平臺系統的減振設計要求如下。

(1) 平臺系統的一階固有頻率不大于8 Hz。

(2) 從12 Hz開始，激勵振動開始衰減。

(3) 在30 Hz時，振動衰減不低于20 dB。

(4) 減振系統的共振放大倍數不大于5。

2 系統減振性能計算

2.1 減振系統設計

根據平臺系統的結構特點和減振設計要求，可以將方艙與艦船甲板看做一體，從而將系統簡化成單自由度的彈簧-阻尼-質量系統[5]，如圖2所示。

圖2 平臺系統力學模型

根據振動力學理論，系統的運動方程為：

式中：m為平臺系統的質量，kg；K為平臺減振系統的剛度，N/m；C為平臺減振系統的阻尼，Ns/m。

已知平臺系統的總質量m=12.5 t，一階固有頻率要求不大于8 Hz，則由ωn得到k=(2πf)2m，即可求出平臺系統在工作狀態時，滿足系統一階固有頻率要求的隔振器的動剛度(垂直方向)為：

k動≤31.5 kN/mm

當取隔振器(橡膠類)動靜剛度比d=1.3時：

k靜=k動/1.3≤24.23 kN/mm。

同時還要對減振系統的靜態變形量進行校核，以滿足設備安裝和使用的間隙要求。水平方向的減振器剛度設計方法類同，不再詳述。

以垂向減振為例給出了該平臺系統的垂向隔振率。從圖3中看出，當空氣彈簧的阻尼比δ=0.105時，在30 Hz的振動衰減率為R=97.2%，滿足衰減至少20dB的設計要求(即隔振率至90%)，同時系統的共振放大倍數小于5，說明平臺系統的減振性能滿足設計要求。

圖3 平臺系統的垂向隔振率

由于平臺的尺寸大，考慮到系統的穩定性，初步設計10套減振器[7]，在平臺系統的縱向兩側分別布置5套。綜合上述計算結果，設計具有較低自振頻率的空氣彈簧減振器[8]，該型減振器的橫向剛度與垂向剛度接近，可以提高平臺橫向穩定性，每組空簧間相互串聯，由一套高度閥控制，使平臺能夠保持一定高度，其結構如圖4所示。該型空氣彈簧在額定載荷下的垂向剛度為590 N/mm，水平剛度為480 N/mm。此時平臺減振系統的一階垂向固有頻率為fV=3.43 Hz，一階水平固有頻率為fL=3.09 Hz，滿足平臺減振系統一階固有頻率小于8 Hz的設計要求。

圖4 平臺減振系統用空氣彈簧結構

平臺系統的質心存在一定偏移，根據重心和支撐點力矩平衡原理，設計空氣彈簧的安裝位置。由于空氣彈簧沿平臺系統的縱向每側分別布置5套，即存在5個支撐點，屬于超靜定問題，因此空氣彈簧的布置位置有不唯一解，按照計算結果并同時根據平臺實際空間限制，取其中一解為空氣彈簧的布置位置，如圖5所示。布置方案首先保證工作狀態下，平臺系統的安全與穩定，經計算校核，該布置方案滿足穩定性要求。為了防止平臺系統內部設備在傾斜或搖擺工況下與方艙箱體發生碰撞或接觸，在空氣彈簧內部還設計了垂直方向和水平方向的彈性止擋結構。

圖5 平臺系統一側的空氣彈簧布置位置

2.2 減振系統振動傳遞校核

在平臺減振系統的基本減振性能指標滿足設計要求后，按照GJB150.16A-2009《軍用裝備實驗室環境試驗方法 第16部分：振動試驗》中7.3.1的方法分別對減振系統水平放置、傾斜20°兩種工況在艦船隨機激勵載荷下的振動情況進行計算校核。

由于平臺系統的尺寸、質量較大，后期試驗驗證存在一定困難，因此在進行減振試驗的計算校核時將平臺減振系統的質量、尺寸等比例縮小至原始參數的0.4倍，同時將空氣彈簧的數量減為4個，空氣彈簧的剛度保持不變，即對平臺系統的縮比模型試驗工況進行了計算驗證[9]。

平臺系統結構緊湊，質量大，各設備幾乎無變形，因此不考慮系統部件的彈性變形，利用廣義拉格朗日法建立平臺減振系統的多剛體分析模型。在考慮系統阻尼的情況下，平臺減振系統為非保守系統，系統中存在著由阻尼產生的非勢能力，假定阻尼是廣義速度的函數，其拉格朗日方程為[10]：

式中：T為平臺系統振動時的動能；q為系統的廣義坐標列陣；Q為廣義力列陣；ρ為對應完整約束的子列陣；μ為對應非完整約束的拉氏乘子列陣。

表1給出了30 Hz時平臺減振系統在三種工況下振動衰減率的線性分析結果，結果顯示平臺無論是水平放置還是傾斜20°，減振系統在三個方向的振動衰減率均大于30dB，滿足大于20dB的設計要求。從圖6所示結果來看，平臺減振系統在水平放置、傾斜20°及縮比模型傾斜20°時的加速度功率譜密度規律是基本相同的。與原始尺寸模型相比，縮比模型在5 Hz以下的低頻區域略有不同，這是由于縮比模型與原始模型的支撐工裝結構不同導致。

表1 平臺系統振動衰減率計算結果

圖6 各工況下平臺系統的垂向振動響應

3 系統振動試驗及分析

平臺減振系統按照GJB150.16A-2009的方法進行試驗，單獨對系統進行三個方向的艦船隨機振動試驗[11]，驗證平臺減振系統在傾斜20°時的減振性能。如前所述，平臺減振系統試驗時采用縮比實物模型，模型中各結構件利用螺栓或焊接剛性連接，通過空氣彈簧將試驗模型與傾斜工裝連接在一起，再將工裝利用螺栓固結在振動臺水平滑臺上。試驗采用兩點平均控制方式，兩個控制點均位于試驗件與工裝的連接面附近以保證激勵信號的準確[12]，平臺系統布置上、下兩個測點(即頂部測點和空簧上部測點)。試驗現場如圖7所示。

圖7 試驗現場圖

在艦船隨機振動試驗過程中和試驗結束后，平臺減振系統未發生傾覆，系統穩定性良好。表2中試驗結果顯示，在30 Hz時，平臺系統在三個方向隨機激勵下的振動衰減率均大于20 dB，符合設計要求。

表2 平臺系統的振動衰減率振動試驗結果(空簧上部測點)

從圖8看出，平臺減振系統縮比模型的上、下兩個測點均具有較好的減振性能，在10 Hz以下頻率范圍內，上、下測點的加速度功率譜密度比較接近，隨著激勵頻率的提高，兩個測點的加速度譜密度曲線出現一定分離，這是由于下部測點距離減振器較近，減振系統較好發揮了隔振作用，而上部測點距離激勵面位置較遠，是結構自身響應放大導致。

圖8 平臺系統縮比模型振動試驗的垂向振動響應

表1、2兩種分析結果顯示平臺減振系統的振動衰減率數值差距較大，同時圖6的仿真結果與圖8的試驗結果雖然規律類似，但在局部表現上有所差異。經分析，主要原因是平臺系統試驗時在30Hz以上激勵出現了二階系統共振，導致系統的減振效率下降。

系統試驗出現二階共振有以下兩種可能性：

(1) 工裝或平臺在該頻內上有固定的模態。對工裝和平臺系統建立有限元模型進行模態分析，分析結果顯示工裝和平臺系統在該頻段內均沒有固定模態，可以排除該因素。

(2) 試驗時空氣彈簧中的彈性止擋發生接觸，導致支撐剛度急劇變大以致系統的固有頻率發生改變。通過對空氣彈簧彈性止擋進行不同壓縮量的剛度測試，發現當止擋壓縮到一定程度時，其剛度對應的系統頻率正處于該頻率范圍，認定是該原因導致平臺減振系統出現了二階共振。可在后續設計中通過調整空氣彈簧內部間隙或施加主動控制單元適時調整剛度來解決該問題。

對平臺系統進行的振動仿真分析是基于線性系統原則，沒有考慮系統支撐及結構中出現的非線性因素，計算結果會偏于樂觀，這也是導致計算與試驗數據存在差異的原因之一。

4 結 論

作為艦船甲板上的重要設備，平臺系統的振動性能是保證其正常工作的關鍵。通過對平臺系統進行減振設計、校核及振動試驗分析，總結如下。

(1) 良好的彈性減振設計可以明顯衰減設備的振動，此文所設計的空氣彈簧減振系統在常用工況下能夠較好的實現平臺系統減振功能。

(2) 此文計算基于線性化分析，導致在減振設計分析時無法考慮系統的非線性特性，難以模擬振動試驗過程中出現的極端狀況，與試驗結果存在一定差異。

(3) 對于艦船重要設備，文中設計的被動式減振系統在面對極端惡劣工況時減振性能略顯不足，后期可適當采用主動控制措施進行進一步優化。