舰船多机组设备减振特性研究

舰船多机组设备减振特性研究
方媛媛;肖英龙;张国红;李亚繁;戚朋哲
【摘要】根据船舶设计中提出的动力装置减振降噪的要求，以某船舶中经过不同方式隔振设计的多台辅机设备为研究对象，建立该舱室的有限元模型。

通过数值计算分析不同隔振装置的减振性能。

结果表明：用简化为弹簧和阻尼器的隔振器来模拟实际橡胶隔振器，隔振效果在高频段有一定差异，低频段影响不大。

为了改进隔振效果，可以适当增大隔振体系安装平台的厚度及中间质量体的质量，并综合考虑对机组共同激励的影响。

%According to the requirements to reduce vibration and noise of power device in ship design , taking cabin auxiliary equipments in different ways of isolating vibration design as the object of study , the finite element model of the cabin was estab-lished to analyze vibration isolation property of different vibration isolation system numerically .The results indicated that one-di-mensional spring element simplified can properly simulate the actual rubber vibration isolator on low frequency bands , but some differences exist in the high frequency band;and increasing thickness of flat , hull and platform can improve the effect of vibration isolation obviously .The influence of all equipments excitation is considered comprehensively .
【期刊名称】《船海工程》
【年(卷),期】2014(000)002
【总页数】4页(P146-149)
【关键词】舰船设备;辐射噪声;减振降噪
【作者】方媛媛;肖英龙;张国红;李亚繁;戚朋哲
【作者单位】江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003;江苏科技大
学能源与动力工程学院，江苏镇江212003;江苏科技大学能源与动力工程学院，
江苏镇江212003;江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003;江苏科
技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003
【正文语种】中文
【中图分类】U661.44
舰船动力装置的振动噪声严重影响舰船的隐身性、机械设备的安全运行和船上人员的舒适性。

为此，减振降噪研究越来越受到关注，隔离技术作为降低机械设备通过基座传递结构噪声的主要方法，在舰船结构上已经得到广泛应用。

研究表明：单层隔振的能量损耗一般在10～20 dB，而双层隔振装置的隔振性能要明显优于单层
隔振装置，特别是在高频段，双层隔振效率要比单层隔振高出10～20 dB。

浮筏
隔振则可以使舰艇的机械辐射噪声减小20～40 dB[1]，为了进一步提高隔振效果，目前多层隔振及舱筏隔振等新形式的浮筏隔振也受到学者的关注。

文献[2]中实船
测量了船舱浮筏系统的振动传递和水下声辐射，分析了船舶运载、动力设备运转工况和管系对浮筏隔振系统的影响，浮筏系统取得了近 40dB 的隔振效果。

文献[3]
中设计了桁架浮筏，将平置式浮筏发展为空间浮筏，试验发现桁架浮筏比平置式板架浮筏隔振性能提高 3～9 dB。

以舰船机舱设备中典型的柴油机、空压机、风机和电机缩小模型为动力设备研究对象，以船体机舱底板结构为安装平台，分别对四者进行了单层、双层及浮筏隔振设
计，从理论分析及实验分析两方面进行研究。

1 隔振系统模型
在隔振台架设计中，根据所选择设备的质量及转速，水泵机采用单层隔振，柴油机采用双层隔振，风机-电机采用浮筏隔振。

其中柴油机转速为2 000 r/min，最强
的扰动频率在30 Hz附近，于是，按照隔振设计的一般原则，确定柴油机组隔振
装置垂向振动的设计频率在13～15 Hz的范围内；空压机固有频率为50 Hz，单
层隔振设计其垂向振动的固有频率在20～25 Hz之间；风机转速为1 400 r/min，电机转速为2 900 r/min，综合考虑风机-电机浮筏隔振装置垂向振动的设计频率
在10～14 Hz的范围内。

隔振器的横向或水平刚度也应该选得相对低些，以保证
隔离水平方向的激励力。

以风机-电机系统为例，进行浮筏隔振系统的设计。

遵循浮筏系统设计的基本原则，根据计算，最终风机下选用4个BE-10型减振器，电机下选用4个BE-15型减振器，筏架下选用6个BE-25型橡胶隔振器，筏架与机组的质量比为0.75，满足要求。

由于筏架用于支撑3个隔振系统，在浮筏设计中，另外2个隔振体系的质量
都可以看作是该系统的附加质量，因此相当于增大了中间质量，隔振效果会更好。

在实验室测试中，为了模拟船体结构在水中的自由状态，将机舱结构的支撑方式设计为低频隔离系统，即在基座下方安装4个自振频率很低的空气弹簧隔振器，这
样既能很好地反映船体的实际状态，又可以减少设备的振动通过船体结构传递到地面。

利用有限元分析软件，建立机舱辅机设备浮筏隔振台架的计算模型。

建模中，对台架系统作适当的简化处理：各机组选用SOLID实体单元，在总体尺寸相同以及质
量不变的原则下确定其密度；筏体、舱室基座属于框架结构，分别选用不同厚度的SHELL板壳单元，下层基座长1.9 m，宽为1.0 m；各减振器分别采用3个SPRING弹簧单元，以模拟其在不同方向上的刚度与阻尼[4]。

见图1。

图1 隔振系统的有限元模型
2 隔振系统的动力学特性分析
2.1 结构振动模态分析
在上述建模的基础上，对机舱辅机设备浮筏隔振台架系统的振动模态进行分析,其目的是了解隔振设计参数是否合理，筏体结构是否需要作进一步调整。

图2给出了模态分析的部分结果。

图2 台架各机组的固有频率
由图2可见，空压机作垂向刚体运动模态的频率为21.7 Hz，柴油机作垂向刚体运动模态的频率为13.4 Hz，风机-电机作垂向刚体运动模态的频率为13.9 Hz，均在设计频率范围内。

2.2 结构振动传递特性分析
在振动模态分析的基础上，进一步进行系统的振动传递特性计算。

由于舰船设备的激励力难以测量，为了观察理论和实验数据是否吻合，拟对机组加载实验测得的设备基座的振动加速度。

采用试验与基座计算相结合的方法，对舰船设备激励载荷进行模拟[5]。

试验中，分别在上层机组安装点和下层基座上隔振器的连接点布置加速度传感器，电机上布置了4个测点，下层基座上布置了6个测点，见图3。

图3 浮筏隔振台架及其测点
限于篇幅，仅给出了在开启电机工况下的理论计算与试验测试得出的部分测点的结果对比曲线，电机测点为1号点，基座的测试点选择为2号点。

理论计算中，也选取相同的两个结点进行分析。

有限元计算得到的浮筏隔振系统的隔振效果见图4。

图4 浮筏隔振系统的振级落差
由图4可见，隔振设计在高频段可以取得良好的效果。

在低频段，机械设备输出力矩较大且存在筏体和基座的固有振动，所以低频段隔振效果欠佳，尤其在12 Hz
附近，振级落差曲线上存在着负值，说明隔振系统的固有频率在此范围，与模态分析计算的结果正好吻合。

有限元计算与实验测量的结果对比见图5。

图5 测点1至测点2的振级落差
由图5可见，试验值与计算值在低频段吻合较好，在大于200 Hz的高频段误差达到了10 dB以上，且随着频率升高，试验值趋于平稳，而理论模型的振级落差仍呈现上升的趋势。

这是因为有限元分析中将隔振器简化为弹簧和阻尼器的模型来模拟实际橡胶隔振器，这种简化在低频段是可行的。

但是由于高频段内阻尼的驻波效应越来越明显，且隔振器的刚度也随着频率升高而增大，因此实际弹性单元与理想弹性单元的机械阻抗不再相同，且频率越高差距会越大。

由于两者之间的峰值频率基本一致，旋转机械力较大的低频幅值差距甚微，所以采用该理论方法来研究浮筏系统的隔振性能是可行的。

3 舰船舱段结构的振动传递特性研究
工程经验表明：隔振系统在台架试验时大多有很好的隔振效果，装船后的效果却明显变差。

台架试验与实船测试间存在着很大的差异，其原因在于设备基座与船体结构的非刚性。

为了估计船体结构对空压机组隔振效果的影响程度，在原有的浮筏装置有限元模型的基础上，引入舰船舱段的结构模型，以便考虑船体的柔性效应。

为了解船体的振动特性，以便分析其对隔振系统的影响，首先需要计算浮筏隔振系统在装船条件下的整体振动模态。

图6 给出了整体的前两阶典型振动模态(为了看清隔振系统的振动情况，将舱壁和上层平台隐藏)。

可以看出，整体的振动模态都在83 Hz之上，避开了隔振系统的主要扰动频率，满足隔振的基本要求。

图6 隔振系统装船后的整体振型
在模态分析的基础上，采用Full 方法对隔振系统装船后的整体模型继续进行谐响应分析。

首先假设简谐激振力作用在电机的中心处，激振力F= 1 000sin (ωt)，单位N，
频率的范围从0～600 Hz。

分别在电机机脚、基座面板及船体外板读取振动位移
响应数据，以求得由机组向外部的振动传递关系。

在进行振动传递特性分析时，为了取得较理想的结果，对某些设计参数进行调整，以便了解其影响。

这些参数包括：筏体的厚度、平台的厚度等。

为了对比装船前后隔振效果的差异，首先给出浮筏隔振系统在2种情况下的振级落差曲线见图7a)，可以发现装船后振级落差曲线上在中高频多了很多与舰船舱段局部振型相对应的谷值，低频区的隔振效果有了明显改善，这是由于舰船舱段的加入增加了整体的刚度，使得模型整体的固有频率后移，中高频区域效果变差。

图7 不同情况下的振级落差曲线
在舰船辐射噪声的评价中，受到关注的是船体外壳的振动响应情况，为了对比不同工况下的隔振效果，图7a)、b)、c)分别给出了机脚至舱段外壳点的振级落差。

图7b)表明，增大隔振系统安装平台的厚度，低频区影响甚微，100～300 Hz的
频率范围内曲线变平滑，说明随着平台厚度增加，局部振动减弱，随着频率继续升高，隔振效果变好，这是因为增大平台厚度，相当于增加了隔振系统基座的刚性，有利于隔振效果的增强。

图7c)表明，浮筏隔振系统筏体的厚度增加有利于改进隔振效果。

舰船隔振设计中，在承重允许的情况下，适当增加筏体质量可以改进隔振效果。

实船运行过程中，船用机械大都处于正常的运行工况。

图7d)给出了激励源变化情况下的振动特性曲线，可以发现，单个设计精良的机械隔振系统在共同作用的情况下，绝大多数频段内，隔振效果减弱，个别频率上由于振动相位抵消全部机械运行会有利于隔振。

4 结论
实际的隔振器在高频段与计算模型差距较大，由于阻尼驻波效应的影响，高频段仍
采用简化的弹性和阻尼模型模拟实际隔振器不再合理，需要考虑质量的影响，今后的研究可深入考虑此问题。

工程实验表明隔振系统在台架试验和装船实验时的效果有明显差异，为了给出有工程应用价值的理论结果，建立了隔振系统与舰船舱段耦合的整体模型，在动力学计算的基础上发现，为了提高隔振系统的隔振效果，可适当增加隔振体系安装平台的厚度，在满足轻型化的前提下应尽量增大中间体的质量，在隔振设计之初，就应综合考虑各机组共同作用的影响。

参考文献
【相关文献】
[1] 严济宽.机械振动隔离技术[M].上海科技文献出版社,1985.
[2] 温华兵,王国治.船舱浮筏系统的隔振性能及水下声辐射试验[J].船舶,2005(4):12-16.
[3] 张峰.空间桁架浮筏声学设计方法及降噪特性研究[D].北京：中国舰船研究院,2012.
[4] 付建，王永生，魏应三.阻尼对浮筏隔振性能的影响研究[J].船海工程,2011,40(3):169-172.
[5] 王国治,仇远旺,胡玉超.激励载荷的模拟与舰船机械噪声预报[J].江苏科技大学学
报,2011,25(4):315-319.。