一种基于钢丝绳隔振器和动力吸振器组合的隔振系统

一种基于钢丝绳隔振器和动力吸振器组合的隔振系统
范明伟;魏强;翁章卓
【摘要】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.%将钢丝绳隔振器和动力吸振器通过支架、缓冲及限位块和钢丝绳隔振器连接为一个整体,形成新的隔振系统.动力吸振器的振子质量和阻尼板长度可调.实例中依据刚度和承载能力对隔振器进行选型,以力矩平衡为原则布置隔振装置,以降低位移响应为目标确定动力吸振器参数,运用有限元方法计算隔振效果.仿真结果表明,新的隔振系统既能解决低频段隔振,又可以消减连续隔振频率范围之外的单频激励响应.
【期刊名称】《船海工程》
【年(卷),期】2017(046)004
【总页数】4页(P61-64)
【关键词】隔振;动力吸振器;钢丝绳隔振器
【作者】范明伟;魏强;翁章卓
【作者单位】中国舰船研究设计中心,武汉 430064;中国舰船研究设计中心,武汉430064;中国舰船研究设计中心,武汉 430064
【正文语种】中文
【中图分类】U661.44
目前在船舶领域常用的隔振方式有单极隔振、双级隔振和浮筏隔振等，常用的隔振器有橡胶隔振器、钢丝绳隔振器、气囊隔振器等。

若需要隔振的频率较低，要求隔振系统的固有频率设计得很低，这在技术上具有一定难度。

在设计隔振系统时需要从隔振器的载荷、挠度、固有频率、支撑方式等多角度考虑[1]。

关于弹性支撑系统及元件，国内外已有较多研究和实际应用案例。

荷兰已研制出新型低频大变形球形橡胶隔振器，美国研究了自适应被动式振动吸收器并用于鱼雷[2]。

国内研发了在50 Hz以下频率范围具有较好隔振效果的新型蜂窝隔振器[3]。

关于弹性支撑元件的应用，国内某型号测量船上运用16个6JX-1600型隔振器组成了主机的单层隔振系统，垂向固有频率为8 Hz，隔振范围为16～6 300 Hz[4]。

在船舶主机隔振系统中运用钢丝绳隔振器，隔振系统固有频率低至3 Hz[5-6]。

上述弹性支撑系统设计案例中未涉及在连续隔振频率范围外仍有一单频激励需隔振的情况，同时所设计的弹性支撑系统固有频率可能会与单频激励频率较近，给设计带来难度。

动力吸振器适用于解决这一问题。

其隔振的基本物理原理是将一个谐振系统附加到振动结构上去，以抵消原有的振动，当主结构安装频率与激励频率难以避开而可能发生共振时，用动力吸振器可以有效抑制共振振幅。

动力吸振器已在实船上得到应用并取得了较好的效果[7-8]。

如何拓宽动力吸振器的消振频带是进一步拓展其应用范
围的关键，也是研究的热点[9-10]。

上述动力吸振器案例中，要么单独使用动力吸振器，要么将动力吸振器和隔振器分别应用于设备或船体。

本文将钢丝绳隔振器和动力吸振器组合为一种隔振装置，既能解决低频段隔振，又可以消减连续隔振频率范围之外的单频激励响应。

本隔振装置动力吸振器(包括阻尼板2及可调质量块4)通过支架、缓冲及限位块和钢丝绳隔振器连接为一个整体。

在使用本隔振装置时，需要根据隔振对象和激励力的实际情况，选择合适的钢丝绳隔振器型号，阻尼板的截面尺寸、长度及可调质量块的重量。

动力吸振器一般由振子、弹簧和阻尼3个元素构成，为了适应实船的振动环境和方便现场调试，根据文献[9]和[10]的思路，将动力吸振器设计为刚度和振子质量可调的悬臂梁形式，使得动力吸振器的共振频率可在实船安装时进行调节，达到最佳状态。

通常把隔振对象当作质量-弹簧-阻尼3元素构成的单自由度系统来看待。

实际的控制对象结构不可能是那样简单的形式。

然而，关于动力吸振器的最优设计方法都是以单自由度系统为对象的。

为了应用动力吸振器，要求把具有无数个振动模态与固有频率的连续体实际结构用单自由度系统来表示[11]。

建立简化的制振对象隔振系统模型，如图1a)所示。

图1b)是主振系统在正弦波激励下的包含动力吸振器的力学模型。

从振动基础到安装设备的振动传递率的理论分析(见图1a))与从振源到基础的振动传递率分析(见图1b))，两者大体上相同，即不管是地面位移激励或外力激励，响应都可以用同样的表达式表示。

以图2b)为例建立求解方程如下：
式中：M为需要隔振的对象的质量；m为动力吸振器质量块质量；K为主振系统的总刚度；k为动力吸振器的总刚度；C为主振系统的阻尼系；c为动力吸振器的阻尼系数。

隔振对象(不含隔振装置)外形尺寸长、宽、高分别2 200、1 400、2 500 mm，
重量约1 300 kg(不含减振器)，在垂向受到8～100 Hz的激励，同时在5 Hz处
激励力有一峰值。

3.1 隔振器选型
根据传递率曲线，为获得良好的隔振效果，振源频谱中最低的频率分量(f)应当远
高于隔振系统的谐振频率(fn)。

这就要求隔振系统尽量减小刚度，以获取较低的固有频率；但为了承受较高的静态载荷，又需要隔振器具有较高的静态刚度，这就涉及到刚度和位移间的权衡问题。

首先确定隔振器的刚度K。

由于隔振系统主要控制频率为8～100 Hz。

设隔振系
统的固有频率为fn，则fn应满足式(3)才能起到隔振作用。

式中： f为需要隔振频率的最低频率，即8 Hz，由此得fn<0.707f=5.656 Hz。

式中,M为隔振对象的质量，M=1 300 kg，从而K=1 642 704 N/m，若布置隔
振器6个，则单个隔振器的动刚度应小于273 784 N/m，即273.8 N/mm。

选择隔振器时除了要考虑刚度，还应考虑其承受的载荷，设备的最大重量一般不应超过隔振器所能承受的总载荷的80%。

由于钢丝绳隔振器具有较好的抗冲性能，
同时钢丝绳隔振器支撑系统固有频率可以做到足够低[5-6]，因此选用某型号钢丝
绳隔振器，单个额定承载力为250×9.81=2 452.5 N，单个最大承载能力为
300×9.81=2 943 N，在额定载荷下的变形约为11.8 mm，垂向静刚度122
N/mm，垂向动刚度183 N/mm，冲击刚度为73 N/mm。

根据隔振对象的尺寸，宜布置6个隔振器，则隔振对象的重量占隔振器总载荷的0.72。

根据所选择的隔振器的型号和数量，计算隔振系统的固有圆频率为
则固有频率。

3.2 隔振装置布置
受安装空间限制，隔振装置只能沿着隔振对象1 400 mm的边布置。

隔振装置布
置的最佳状态是稳定状态下，各个隔振器在垂向受力相等。

为此在布置隔振装置的时候，需要注意：①左右各对称布置3个隔振器；②根据力矩平衡的原则确定每
一侧3个隔振器之间的间距。

见图2。

3.3 动力吸振器参数确定
由于隔振系统固有频率为4.6 Hz，与5 Hz的单频激励仅错开8%，为减小4.6～5.0 Hz的振动，设计动力吸振器。

质量比对动力吸振器的最优值起着重要作用，是动力吸振器的重要参数。

增加质量比可以提高制振效果，但是会使整体结构变重。

经过权衡，6个振子总质量以130 kg为基准，在±24 kg范围内进行调整，因此质量比以0.1为基准，可在0.08～0.12范围内变化。

通过移动振子，悬臂梁有效长度可在115～230 mm范围内调整。

以降低位移响应为目标，对于考虑主振动系统阻尼的动力吸振器设计，文献[12]给出了最优同调、最优阻尼以及满足这些条件时的最大振幅比等结论，从结论中可见，质量比对这些最优值起着重要作用。

定义：
为主振系统的固有圆频率；为动力吸振器的固有圆频率；为质量比，取0.1；为动力吸振器阻尼比；为主振系统阻尼比，取0.15；为主振系统的静变形。

1)最优同调。

主振系统的阻尼比取为Z=0.15，动力吸振器质量比取为μ=0.1，则最优同调为
由此得到ωn=24.2 rad/s，相应的固有频率3.9 Hz。

从结果可见，当阻尼被附加
在吸振器上时，调节吸振器系统的固有频率，获得“最佳”性能状态对应的频率，已不等于主振系统的固有频率。

动力吸振器的总刚度为。

2)最优阻尼。

则动力吸振器的阻尼系数为
c=2mΩnξ=2×130×
(4.6×2×3.14)×0.2=1 502 N·s/m。

3)满足以上2个最优条件时的最大振幅比：
3.4 隔振效果计算
文献[12]通过数值计算分析不同隔振装置的减振性能，结果表明通过数值仿真的方法计算隔振效果是可行的。

根据前文中的力学模型和求得的参数，运用
MSC.Patran&Nastran建立隔振系统的有限元模型如图3所示。

隔振对象的质量和动力吸振器质量块用均质量单元表示，钢丝绳隔振器用bush单元模拟，动力吸振器的阻尼板用bush单元模拟，在钢丝绳隔振器下端给定单元位移激励，模拟基础给隔振对象的激励。

在1～100 Hz频率范围内进行求解，求得
基础(输入点)处的位移，隔振对象(输出点)处的位移及加速度。

隔振系统的振动传
递率见图4。

由图4可见，由于动力吸振器的作用，4.6～5.0 Hz附近的共振峰值被消弱了。

8～200 Hz的振级落差见图5。

表1为1/3 oct中心频率点处的振级落差，以及分频段的振级落差。

从表1可见，在8～100 Hz频段范围内的振级落差为30.7 dB，隔振效果较好。

将钢丝绳隔振器和动力吸振器组合为一套隔振装置，既能解决低频段隔振，又可以消减连续隔振频率范围之外的单频激励响应。

实例说明运用该隔振装置进行隔振系统设计的方法可行。

在实例中钢丝绳隔振器保证了8～100 Hz频段的隔振效果，
动力吸振器消减了4.6～5.0 Hz的振动。

总结本文，设计隔振系统的重点在于选择隔振元件，隔振元件的参数选择一般应按以下步骤进行：①根据振动环境确定需要隔离的最低频率分量；②确定隔振系统的固有频率；③确定隔振元件的刚度；④根据刚度和需要的承载能力对隔振器进行选型。

动力吸振器可用于降低振动和冲击隔离系统的共振效应，但需要注意的是：①吸振器的振幅总是远大于主振系统的振幅，因此设计时应考虑如何满足吸振器大振幅的要求；②由于吸振器一般振幅较大，吸振器的弹簧元件应考虑其疲劳问题。

研究方向：船舶振动与噪声控制
【相关文献】
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