范明偉，魏 強(qiáng)，翁章卓

(中國艦船研究設(shè)計(jì)中心，武漢 430064)

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一種基于鋼絲繩隔振器和動(dòng)力吸振器組合的隔振系統(tǒng)

范明偉，魏 強(qiáng)，翁章卓

(中國艦船研究設(shè)計(jì)中心，武漢 430064)

將鋼絲繩隔振器和動(dòng)力吸振器通過支架、緩沖及限位塊和鋼絲繩隔振器連接為一個(gè)整體，形成新的隔振系統(tǒng)。動(dòng)力吸振器的振子質(zhì)量和阻尼板長度可調(diào)。實(shí)例中依據(jù)剛度和承載能力對(duì)隔振器進(jìn)行選型，以力矩平衡為原則布置隔振裝置，以降低位移響應(yīng)為目標(biāo)確定動(dòng)力吸振器參數(shù)，運(yùn)用有限元方法計(jì)算隔振效果。仿真結(jié)果表明，新的隔振系統(tǒng)既能解決低頻段隔振，又可以消減連續(xù)隔振頻率范圍之外的單頻激勵(lì)響應(yīng)。

隔振；動(dòng)力吸振器；鋼絲繩隔振器

目前在船舶領(lǐng)域常用的隔振方式有單極隔振、雙級(jí)隔振和浮筏隔振等，常用的隔振器有橡膠隔振器、鋼絲繩隔振器、氣囊隔振器等。若需要隔振的頻率較低，要求隔振系統(tǒng)的固有頻率設(shè)計(jì)得很低，這在技術(shù)上具有一定難度。在設(shè)計(jì)隔振系統(tǒng)時(shí)需要從隔振器的載荷、撓度、固有頻率、支撐方式等多角度考慮[1]。關(guān)于彈性支撐系統(tǒng)及元件，國內(nèi)外已有較多研究和實(shí)際應(yīng)用案例。荷蘭已研制出新型低頻大變形球形橡膠隔振器，美國研究了自適應(yīng)被動(dòng)式振動(dòng)吸收器并用于魚雷[2]。國內(nèi)研發(fā)了在50 Hz以下頻率范圍具有較好隔振效果的新型蜂窩隔振器[3]。關(guān)于彈性支撐元件的應(yīng)用，國內(nèi)某型號(hào)測(cè)量船上運(yùn)用16個(gè)6JX-1600型隔振器組成了主機(jī)的單層隔振系統(tǒng)，垂向固有頻率為8 Hz，隔振范圍為16～6 300 Hz[4]。在船舶主機(jī)隔振系統(tǒng)中運(yùn)用鋼絲繩隔振器，隔振系統(tǒng)固有頻率低至3 Hz[5-6]。上述彈性支撐系統(tǒng)設(shè)計(jì)案例中未涉及在連續(xù)隔振頻率范圍外仍有一單頻激勵(lì)需隔振的情況，同時(shí)所設(shè)計(jì)的彈性支撐系統(tǒng)固有頻率可能會(huì)與單頻激勵(lì)頻率較近，給設(shè)計(jì)帶來難度。動(dòng)力吸振器適用于解決這一問題。其隔振的基本物理原理是將一個(gè)諧振系統(tǒng)附加到振動(dòng)結(jié)構(gòu)上去，以抵消原有的振動(dòng)，當(dāng)主結(jié)構(gòu)安裝頻率與激勵(lì)頻率難以避開而可能發(fā)生共振時(shí)，用動(dòng)力吸振器可以有效抑制共振振幅。動(dòng)力吸振器已在實(shí)船上得到應(yīng)用并取得了較好的效果[7-8]。如何拓寬動(dòng)力吸振器的消振頻帶是進(jìn)一步拓展其應(yīng)用范圍的關(guān)鍵，也是研究的熱點(diǎn)[9-10]。上述動(dòng)力吸振器案例中，要么單獨(dú)使用動(dòng)力吸振器，要么將動(dòng)力吸振器和隔振器分別應(yīng)用于設(shè)備或船體。本文將鋼絲繩隔振器和動(dòng)力吸振器組合為一種隔振裝置，既能解決低頻段隔振，又可以消減連續(xù)隔振頻率范圍之外的單頻激勵(lì)響應(yīng)。

1 隔振裝置組成

本隔振裝置動(dòng)力吸振器(包括阻尼板2及可調(diào)質(zhì)量塊4)通過支架、緩沖及限位塊和鋼絲繩隔振器連接為一個(gè)整體。在使用本隔振裝置時(shí)，需要根據(jù)隔振對(duì)象和激勵(lì)力的實(shí)際情況，選擇合適的鋼絲繩隔振器型號(hào)，阻尼板的截面尺寸、長度及可調(diào)質(zhì)量塊的重量。

動(dòng)力吸振器一般由振子、彈簧和阻尼3個(gè)元素構(gòu)成，為了適應(yīng)實(shí)船的振動(dòng)環(huán)境和方便現(xiàn)場調(diào)試，根據(jù)文獻(xiàn)[9]和[10]的思路，將動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)為剛度和振子質(zhì)量可調(diào)的懸臂梁形式，使得動(dòng)力吸振器的共振頻率可在實(shí)船安裝時(shí)進(jìn)行調(diào)節(jié)，達(dá)到最佳狀態(tài)。

2 隔振裝置力學(xué)模型

通常把隔振對(duì)象當(dāng)作質(zhì)量-彈簧-阻尼3元素構(gòu)成的單自由度系統(tǒng)來看待。實(shí)際的控制對(duì)象結(jié)構(gòu)不可能是那樣簡單的形式。然而，關(guān)于動(dòng)力吸振器的最優(yōu)設(shè)計(jì)方法都是以單自由度系統(tǒng)為對(duì)象的。為了應(yīng)用動(dòng)力吸振器，要求把具有無數(shù)個(gè)振動(dòng)模態(tài)與固有頻率的連續(xù)體實(shí)際結(jié)構(gòu)用單自由度系統(tǒng)來表示[11]。建立簡化的制振對(duì)象隔振系統(tǒng)模型，如圖1a)所示。圖1b)是主振系統(tǒng)在正弦波激勵(lì)下的包含動(dòng)力吸振器的力學(xué)模型。從振動(dòng)基礎(chǔ)到安裝設(shè)備的振動(dòng)傳遞率的理論分析(見圖1a))與從振源到基礎(chǔ)的振動(dòng)傳遞率分析(見圖1b))，兩者大體上相同，即不管是地面位移激勵(lì)或外力激勵(lì)，響應(yīng)都可以用同樣的表達(dá)式表示。

圖1 隔振系統(tǒng)原理

以圖2b)為例建立求解方程如下：

(1)

(2)

式中：M為需要隔振的對(duì)象的質(zhì)量；m為動(dòng)力吸振器質(zhì)量塊質(zhì)量；K為主振系統(tǒng)的總剛度；k為動(dòng)力吸振器的總剛度；C為主振系統(tǒng)的阻尼系；c為動(dòng)力吸振器的阻尼系數(shù)。

3 隔振設(shè)計(jì)實(shí)例

隔振對(duì)象(不含隔振裝置)外形尺寸長、寬、高分別2 200、1 400、2 500 mm，重量約1 300 kg(不含減振器)，在垂向受到8～100 Hz的激勵(lì)，同時(shí)在5 Hz處激勵(lì)力有一峰值。

3.1 隔振器選型

根據(jù)傳遞率曲線，為獲得良好的隔振效果，振源頻譜中最低的頻率分量(f)應(yīng)當(dāng)遠(yuǎn)高于隔振系統(tǒng)的諧振頻率(fn)。這就要求隔振系統(tǒng)盡量減小剛度，以獲取較低的固有頻率；但為了承受較高的靜態(tài)載荷，又需要隔振器具有較高的靜態(tài)剛度，這就涉及到剛度和位移間的權(quán)衡問題。

首先確定隔振器的剛度K。由于隔振系統(tǒng)主要控制頻率為8～100 Hz。設(shè)隔振系統(tǒng)的固有頻率為fn，則fn應(yīng)滿足式(3)才能起到隔振作用。

(3)

式中：f為需要隔振頻率的最低頻率，即8 Hz，由此得fn<0.707f=5.656 Hz。

(4)

式中,M為隔振對(duì)象的質(zhì)量，M=1 300 kg，從而K=1 642 704 N/m，若布置隔振器6個(gè)，則單個(gè)隔振器的動(dòng)剛度應(yīng)小于273 784 N/m，即273.8 N/mm。

選擇隔振器時(shí)除了要考慮剛度，還應(yīng)考慮其承受的載荷，設(shè)備的最大重量一般不應(yīng)超過隔振器所能承受的總載荷的80%。由于鋼絲繩隔振器具有較好的抗沖性能，同時(shí)鋼絲繩隔振器支撐系統(tǒng)固有頻率可以做到足夠低[5-6]，因此選用某型號(hào)鋼絲繩隔振器，單個(gè)額定承載力為250×9.81=2 452.5 N，單個(gè)最大承載能力為300×9.81=2 943 N，在額定載荷下的變形約為11.8 mm，垂向靜剛度122 N/mm，垂向動(dòng)剛度183 N/mm，沖擊剛度為73 N/mm。根據(jù)隔振對(duì)象的尺寸，宜布置6個(gè)隔振器，則隔振對(duì)象的重量占隔振器總載荷的0.72。

根據(jù)所選擇的隔振器的型號(hào)和數(shù)量，計(jì)算隔振系統(tǒng)的固有圓頻率為

(5)

3.2 隔振裝置布置

受安裝空間限制，隔振裝置只能沿著隔振對(duì)象1 400 mm的邊布置。隔振裝置布置的最佳狀態(tài)是穩(wěn)定狀態(tài)下，各個(gè)隔振器在垂向受力相等。為此在布置隔振裝置的時(shí)候，需要注意：①左右各對(duì)稱布置3個(gè)隔振器；②根據(jù)力矩平衡的原則確定每一側(cè)3個(gè)隔振器之間的間距。見圖2。

圖2 隔振裝置布置

3.3 動(dòng)力吸振器參數(shù)確定

由于隔振系統(tǒng)固有頻率為4.6 Hz，與5 Hz的單頻激勵(lì)僅錯(cuò)開8%，為減小4.6～5.0 Hz的振動(dòng)，設(shè)計(jì)動(dòng)力吸振器。

質(zhì)量比對(duì)動(dòng)力吸振器的最優(yōu)值起著重要作用，是動(dòng)力吸振器的重要參數(shù)。增加質(zhì)量比可以提高制振效果，但是會(huì)使整體結(jié)構(gòu)變重。經(jīng)過權(quán)衡，6個(gè)振子總質(zhì)量以130 kg為基準(zhǔn)，在±24 kg范圍內(nèi)進(jìn)行調(diào)整，因此質(zhì)量比以0.1為基準(zhǔn)，可在0.08～0.12范圍內(nèi)變化。通過移動(dòng)振子，懸臂梁有效長度可在115～230 mm范圍內(nèi)調(diào)整。

以降低位移響應(yīng)為目標(biāo)，對(duì)于考慮主振動(dòng)系統(tǒng)阻尼的動(dòng)力吸振器設(shè)計(jì)，文獻(xiàn)[12]給出了最優(yōu)同調(diào)、最優(yōu)阻尼以及滿足這些條件時(shí)的最大振幅比等結(jié)論，從結(jié)論中可見，質(zhì)量比對(duì)這些最優(yōu)值起著重要作用。定義：

1)最優(yōu)同調(diào)。主振系統(tǒng)的阻尼比取為Z=0.15，動(dòng)力吸振器質(zhì)量比取為μ=0.1，則最優(yōu)同調(diào)為

由此得到ωn=24.2 rad/s，相應(yīng)的固有頻率3.9 Hz。從結(jié)果可見，當(dāng)阻尼被附加在吸振器上時(shí)，調(diào)節(jié)吸振器系統(tǒng)的固有頻率，獲得“最佳”性能狀態(tài)對(duì)應(yīng)的頻率，已不等于主振系統(tǒng)的固有頻率。

動(dòng)力吸振器的總剛度為

2)最優(yōu)阻尼。

則動(dòng)力吸振器的阻尼系數(shù)為

c=2mΩnξ=2×130×

(4.6×2×3.14)×0.2=1 502N·s/m。

3)滿足以上2個(gè)最優(yōu)條件時(shí)的最大振幅比：

3.4 隔振效果計(jì)算

文獻(xiàn)[12]通過數(shù)值計(jì)算分析不同隔振裝置的減振性能，結(jié)果表明通過數(shù)值仿真的方法計(jì)算隔振效果是可行的。根據(jù)前文中的力學(xué)模型和求得的參數(shù)，運(yùn)用MSC.Patran&Nastran建立隔振系統(tǒng)的有限元模型如圖3所示。

圖3 彈性支承系統(tǒng)仿真模型

隔振對(duì)象的質(zhì)量和動(dòng)力吸振器質(zhì)量塊用均質(zhì)量單元表示，鋼絲繩隔振器用bush單元模擬，動(dòng)力吸振器的阻尼板用bush單元模擬，在鋼絲繩隔振器下端給定單元位移激勵(lì)，模擬基礎(chǔ)給隔振對(duì)象的激勵(lì)。在1～100 Hz頻率范圍內(nèi)進(jìn)行求解，求得基礎(chǔ)(輸入點(diǎn))處的位移，隔振對(duì)象(輸出點(diǎn))處的位移及加速度。隔振系統(tǒng)的振動(dòng)傳遞率見圖4。由圖4可見，由于動(dòng)力吸振器的作用，4.6～5.0 Hz附近的共振峰值被消弱了。

圖4 振動(dòng)傳遞率(橫軸為對(duì)數(shù)坐標(biāo)軸)

8～200 Hz的振級(jí)落差見圖5。表1為1/3 oct中心頻率點(diǎn)處的振級(jí)落差，以及分頻段的振級(jí)落差。從表1可見，在8～100 Hz頻段范圍內(nèi)的振級(jí)落差為30.7 dB，隔振效果較好。

圖5 振級(jí)落差曲線(橫軸為對(duì)數(shù)坐標(biāo)軸)

表1 振級(jí)落差計(jì)算值

4 結(jié)論

將鋼絲繩隔振器和動(dòng)力吸振器組合為一套隔振裝置，既能解決低頻段隔振，又可以消減連續(xù)隔振頻率范圍之外的單頻激勵(lì)響應(yīng)。實(shí)例說明運(yùn)用該隔振裝置進(jìn)行隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)的方法可行。在實(shí)例中鋼絲繩隔振器保證了8～100 Hz頻段的隔振效果，動(dòng)力吸振器消減了4.6～5.0 Hz的振動(dòng)?？偨Y(jié)本文，設(shè)計(jì)隔振系統(tǒng)的重點(diǎn)在于選擇隔振元件，隔振元件的參數(shù)選擇一般應(yīng)按以下步驟進(jìn)行：①根據(jù)振動(dòng)環(huán)境確定需要隔離的最低頻率分量；②確定隔振系統(tǒng)的固有頻率；③確定隔振元件的剛度；④根據(jù)剛度和需要的承載能力對(duì)隔振器進(jìn)行選型。

動(dòng)力吸振器可用于降低振動(dòng)和沖擊隔離系統(tǒng)的共振效應(yīng)，但需要注意的是：①吸振器的振幅總是遠(yuǎn)大于主振系統(tǒng)的振幅，因此設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)考慮如何滿足吸振器大振幅的要求；②由于吸振器一般振幅較大，吸振器的彈簧元件應(yīng)考慮其疲勞問題。

[1] 嚴(yán)濟(jì)寬,沈密群.怎樣選用隔振器[J].噪聲與振動(dòng)控制,1982(6)：1-7.

[2] 束立紅,胡宗成,呂志強(qiáng).國外艦船隔振器研究進(jìn)展[J].艦船科學(xué)技術(shù),2006,28(3)：109-112.

[3] 張梗林,楊德慶,朱金文.船用新型蜂窩隔振器減振性能分析[J].中國艦船研究,2013,8(4)：52-58.

[4] 高立冬,喻浩,王暖.減振降噪技術(shù)的應(yīng)用設(shè)計(jì)[J].中國造船,2002,43(2)：46-51.

[5] 朱海潮,何琳,霍睿,等.鋼絲繩隔振器用于船舶主機(jī)隔振[J].中國造船,2003,44(3)：33-38.

[6] 朱海潮,何琳,霍睿,等.用鋼絲繩隔振器進(jìn)行船舶主機(jī)隔振[J].船海工程,2002(4)：12-15.

[7] 金咸定,成學(xué)明.艦船的艉部振動(dòng)與動(dòng)力吸振器減振[J].上海交通大學(xué)學(xué)報(bào),1997,31(2)：38-45.

[8] 陳崧,鄭國群.振動(dòng)控制用動(dòng)力吸振器的實(shí)踐應(yīng)用[J].船舶工程研究,2011(4)：42-44.

[9] 吳崇健,駱東平,楊叔子,等.離散分布式動(dòng)力吸振器的設(shè)計(jì)及在船舶工程中的應(yīng)用[J].振動(dòng)工程學(xué)報(bào),1999,12(4)：584-589.

[10] 李曉勇,浣石,蔣國平,等.連續(xù)懸臂梁動(dòng)力吸振器的模型研究[J].水電能源科學(xué),2011(2)：129-132.

[11] 背戶一登.動(dòng)力吸振器及其應(yīng)用[M].任明章,譯.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2013.

[12] 方媛媛,肖英龍,張國紅,等.艦船多機(jī)組設(shè)備減振特性研究[J].船海工程,2014,43(2)：146-149.

An Vibration Isolation System Based on Steel Wire Isolator and Dynamic Vibration Absorber

FAN Ming-wei, WEI Qiang, WENG Zhang-zhuo

(China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China)

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.

vibration isolation; dynamic vibration absorber; steel wire isolator

10.3963/j.issn.1671-7953.2017.04.013

2016-09-03

范明偉(1985—)，男，碩士，工程師

研究方向：船舶振動(dòng)與噪聲控制

U661.44

A

1671-7953(2017)04-0061-04

修回日期：2016-09-10