劉 磊

(江蘇省鎮(zhèn)江船廠(集團(tuán))有限公司，江蘇 鎮(zhèn)江 212002)

某拖輪主機(jī)隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)與實(shí)驗(yàn)研究

劉 磊

(江蘇省鎮(zhèn)江船廠(集團(tuán))有限公司，江蘇 鎮(zhèn)江 212002)

設(shè)計(jì)了某全回轉(zhuǎn)拖輪主機(jī)的單層隔振系統(tǒng)，分析了模態(tài)以及參數(shù)對隔振系統(tǒng)的影響，校核了振動烈度，分析表明主機(jī)隔振效果良好。此外，還設(shè)計(jì)并且實(shí)施了拖輪主機(jī)的臺架實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)表明：當(dāng)主機(jī)運(yùn)行在額定轉(zhuǎn)速750 r/min時(shí)，拖輪主機(jī)的隔振系統(tǒng)在5～5 000 Hz頻率范圍的總體隔振效果達(dá)93%以上。

柴油機(jī)；隔振設(shè)計(jì)；隔振實(shí)驗(yàn)

0 引言

拖輪的主機(jī)作為往復(fù)式機(jī)械，其激振力源可以引起拖輪主機(jī)的振動，使主機(jī)發(fā)生零件磨損、器械故障，同時(shí)振動還會傳遞至船體引起船舶的殼體振動和嚴(yán)重的聲輻射[1-4]，因此，有必要對拖輪的主機(jī)進(jìn)行隔振設(shè)計(jì)。本文以某拖輪的主機(jī)振動為研究對象，通過Patran軟件進(jìn)行動力學(xué)分析，尋求隔振參數(shù)對主機(jī)隔振性能的影響，同時(shí)校核主機(jī)振動烈度，進(jìn)行臺架實(shí)驗(yàn)，以驗(yàn)證隔振設(shè)計(jì)的合理性，尋求改善主機(jī)減振性能的最佳方法。

1 拖輪主機(jī)隔振設(shè)計(jì)

拖輪主機(jī)的部分參數(shù)見表1。

表1 拖輪主機(jī)部分參數(shù)

隔振系統(tǒng)總剛度按式(1)計(jì)算：

(1)

經(jīng)計(jì)算，K=2.77×107N/m。

隔振器對稱分布安裝，單個(gè)隔振器剛度按式

(2)計(jì)算：

k=K/n

(2)

式中：k為單個(gè)隔振器剛度，N/m；n為隔振器個(gè)數(shù)，n=10。

經(jīng)計(jì)算，k=2.77×106N/m。

垂向載荷按式(3)計(jì)算：

F=mg/n

(3)

式中：F為垂向載荷，N；g為重力加速度，這里g=10 m2/s。

經(jīng)計(jì)算，F(xiàn)=27 000 N。

本文采用AV/C2S型橡膠隔振器，其邵氏硬度為55，垂向剛度Kz=(3 400±20%) kN/m；橫向剛度Kx=(3 300±20%) kN/m；Ky=(3 300±20%) kN/m，垂向最大載荷為33 kN。

2 拖輪主機(jī)隔振系統(tǒng)動力學(xué)分析

2.1模態(tài)分析

隔振系統(tǒng)的固有頻率和振型是分析動力響應(yīng)和其他動力特性問題的基礎(chǔ)。為了檢驗(yàn)設(shè)計(jì)方案是否符合要求，取典型的前九階的固有頻率和振型進(jìn)行分析，其結(jié)果見表2。

表2 典型階頻率和振型

從表2可以發(fā)現(xiàn)，隔振系統(tǒng)振型會隨固有頻率的變化而發(fā)生變化。模態(tài)計(jì)算結(jié)果標(biāo)明：主機(jī)的固有頻率12.5 Hz(柴油機(jī)輸出力矩較大的激勵頻率)避開了與最相近的固有頻率11.0 Hz和13.6 Hz，從而避免了共振現(xiàn)象的發(fā)生。其后的基座一階扭轉(zhuǎn)振型、一階彎曲振型和二階彎曲振型也都避開了柴油機(jī)激勵較大的頻率37.5 Hz和75 Hz，因此單層隔振系統(tǒng)的設(shè)計(jì)及基座的設(shè)計(jì)符合要求。主機(jī)單層隔振系統(tǒng)振型如圖1所示，基座固有振型如圖2所示。

2.2隔振系統(tǒng)參數(shù)對隔振效果的影響

由模態(tài)分析得出的固有頻率，對于判斷隔震系統(tǒng)參數(shù)對隔振效果的影響有著重要的參考價(jià)值。在有限元軟件設(shè)置中，首先把簡諧激振力Fex作用在機(jī)組質(zhì)量重心處，激振力Fex=1 000 sinωt，頻率f的范圍為0～300 Hz，頻率遞增間隔值為3 Hz，改變基座的鋼板厚度及隔振器的阻尼大小，對主機(jī)單層隔振系統(tǒng)進(jìn)行諧響應(yīng)分析；然后把分析得到的數(shù)據(jù)繪制成隨頻率變化的基座振動加速度曲線與振動傳遞率曲線。

(1) 基座的鋼板厚度分別取0.01、0.015、0.02 m情況下，研究基座厚度對基座振幅及振動傳遞率的影響?；穸葘穹⒄駝觽鬟f影響曲線分別如圖3、圖4所示。

由圖3的三種曲線對比可以看出：基座厚度增加有利于降低殼體的振動幅值。在頻率為9、60、84 Hz時(shí)，振幅曲線上均出現(xiàn)峰值，對應(yīng)于之前的模態(tài)分析可以發(fā)現(xiàn)，9 Hz排常接近隔振系統(tǒng)的四階固有頻率；而60 Hz和84 Hz也分別接近于基座振型非常明顯的一階扭轉(zhuǎn)和一階彎曲振型，因此基座振幅的增大應(yīng)該是由共振引起的。另外，隨著厚度增加，曲線的峰值有一定幅度的后移，可見厚度增加剛度增大，固有頻率隨著增大。在高頻段情況下，基座的振幅都較小，基座的鋼板厚度越大，該系統(tǒng)振動幅值越小。但是考慮到船舶自身重量的限制，不可能無限制增大基座的重量。

由圖4可以發(fā)現(xiàn)：整個(gè)頻段上，振動傳遞率都達(dá)到了20 dB左右，設(shè)計(jì)的主機(jī)隔振系統(tǒng)隔振效果滿足要求。從圖中還可看出，基座厚度每增加5 mm，整體隔振效果可提高大約3 dB?？梢娀穸燃哟?，剛性加強(qiáng)，有利于改進(jìn)隔振效果。

結(jié)論：拖輪主機(jī)單層隔振系統(tǒng)中基座的鋼板厚度越大，該系統(tǒng)隔振效果越好。本文的設(shè)計(jì)滿足要求，隔振系統(tǒng)固有頻率避開了柴油機(jī)輸出力矩較大的幾個(gè)頻率。

(2) 隔振器阻尼系數(shù)不同的情況下，研究阻尼系數(shù)對振動傳遞率的影響，其影響曲線如圖5所示。

從圖5可以發(fā)現(xiàn)，阻尼的增加會降低隔振效果。在低頻段阻尼系數(shù)的增加有利于降低加速度傳遞率峰值。隨著頻率增加，阻尼越大，隔振效果越差；阻尼在較小的數(shù)值上波動，全頻段影響不大。隨著阻尼的增加，從小阻尼變?yōu)榇笞枘岷?，隔振性能下降?5 dB左右。因此，為了滿足諧振控制的要求，低頻段需要阻尼選的適當(dāng)大些，高頻段適當(dāng)小一些。目前的阻尼器都達(dá)不到這樣好的要求，因此理論上計(jì)算得到的高頻段的良好效果在真正的實(shí)際應(yīng)用中都會大打折扣。如果隨著頻率增加，阻尼能減小，則在全頻段內(nèi)均能體現(xiàn)良好的隔振性能，可以將此作為隔振器阻尼設(shè)計(jì)研究的目標(biāo)。

結(jié)論：在低頻段時(shí)阻尼的增加有利于隔振，但隨著頻率的增加，阻尼越大，隔振效果越差；從全頻段的隔振效果來看，小阻尼更有利于本系統(tǒng)的隔振。因而，選擇阻尼系數(shù)較小的隔振器對本拖輪主機(jī)進(jìn)行隔振。

2.3校核拖輪主機(jī)振動烈度

船舶主機(jī)振動烈度Vrms是指在一定工況范圍條件下，在選定的位置和方向上，通過測量值計(jì)算出在所選取的整個(gè)頻率范圍內(nèi)最大機(jī)械振動速度的均方根值。

表3給出了拖輪主機(jī)不平衡力矩表的部分內(nèi)容。從表3可以看出，在額定轉(zhuǎn)速750 r/min時(shí)，37.5 Hz和75 Hz的力矩值較大，故本文在這兩個(gè)頻率處校核拖輪主機(jī)的振動烈度。

表3 不平衡力矩表部分內(nèi)容

通過有限元軟件Patran諧響應(yīng)分析，得出頻率為37.5 Hz時(shí)所取的2個(gè)點(diǎn)幅值分別為0.006 3、3.2 mm；頻率為75 Hz時(shí)所取的兩個(gè)點(diǎn)幅值分別為0.001 2、0.61 mm。

由以上數(shù)據(jù)計(jì)算出各頻率下的振動傳遞率：

當(dāng)頻率為37.5 Hz時(shí)，振動傳遞率為-54 dB；當(dāng)頻率為75 Hz時(shí)，振動傳遞率為-54 dB。

同時(shí)，也可以計(jì)算出基角上的振動烈度Vrms=3.3 mm/s。

拖輪主機(jī)屬于V類設(shè)備，基角上的振動烈度為3.3 mm/s，振動烈度級在2.80～4.50 mm/s之間。根據(jù)《船用柴油機(jī)振動評級》，屬于振動質(zhì)量級A級，振動狀態(tài)良好。所以得出結(jié)論：該拖輪主機(jī)單層隔振系統(tǒng)隔振效果較好。

3 拖輪主機(jī)隔振系統(tǒng)隔振性能實(shí)驗(yàn)

實(shí)驗(yàn)對象為拖輪主機(jī)，額定轉(zhuǎn)速750 r/min，額定功率3 000 kW，分別采用彈性安裝和剛性安裝兩種安裝方式開展振動實(shí)驗(yàn)測試。在額定轉(zhuǎn)速的0%、25%、50%、75%、100%負(fù)載工況，以及怠速(450 r/min)工況下，采用插入損失為評價(jià)指標(biāo)，對拖輪主機(jī)隔振裝置的隔振效果進(jìn)行評定。

3.1試驗(yàn)條件

在某企業(yè)的柴油機(jī)試車臺架上進(jìn)行振動測試，柴油機(jī)與水力測功器采用彈性聯(lián)軸器彈性安裝。一臺采用10個(gè)隔振器彈性安裝，另一臺采用剛性安裝。在評價(jià)插入損失時(shí)，假定2臺拖輪主機(jī)的振動特性相同。

振動測試儀器設(shè)備為丹麥Bamp;K的PULSE系統(tǒng)，主要儀器設(shè)備參數(shù)見表4。

表4 主要儀器設(shè)備參數(shù)

3.2測點(diǎn)布置

柴油機(jī)機(jī)腳點(diǎn)布置圖如圖6所示。在柴油機(jī)采用彈性安裝時(shí)，在每個(gè)隔振器上方柴油機(jī)機(jī)腳位置，以及每個(gè)隔振器下方靠近隔振器的基座位置分別布置10個(gè)測點(diǎn)，共布置20個(gè)測點(diǎn)。

柴油機(jī)下方基座測點(diǎn)布置圖如圖7所示。在柴油機(jī)采用剛性安裝時(shí)，在基座位置(與彈性安裝時(shí)相對應(yīng))分別布置測點(diǎn)，共布置10個(gè)測點(diǎn)。

3.3振動實(shí)驗(yàn)結(jié)果

拖輪主機(jī)分別采用彈性安裝和剛性安裝兩種安裝方式的臺架振動進(jìn)行實(shí)驗(yàn)，其柴油機(jī)隔振系統(tǒng)插入損失如圖8所示。結(jié)果表明：主機(jī)額定轉(zhuǎn)速為750 r/min時(shí)，在0%、25%、50%、75%、100%負(fù)載工況下，采用插入損失為評價(jià)指標(biāo)，船舶主推進(jìn)柴油機(jī)彈性安裝隔振裝置在5～5 000 Hz頻率范圍的總體隔振效果在93%以上。因此，拖輪動力裝置隔振設(shè)計(jì)方法正確，隔振設(shè)計(jì)達(dá)到了預(yù)期的隔振效果。

4 結(jié)論

本文設(shè)計(jì)了某全回轉(zhuǎn)拖輪主機(jī)的單層隔振系統(tǒng)，分析了主機(jī)隔振系統(tǒng)的振動模態(tài)，研究了隔振系統(tǒng)參數(shù)對隔振效果的影響，校核了主機(jī)的振動烈度。結(jié)果顯示：主機(jī)振動屬于振動質(zhì)量級A級，振動狀態(tài)良好。拖輪主機(jī)的臺架實(shí)驗(yàn)分別采用彈性安裝和剛性安裝兩種安裝方式，結(jié)果表明：在主機(jī)額定轉(zhuǎn)速750 r/min時(shí)，船舶主推進(jìn)柴油機(jī)彈性安裝隔振裝置在5～5 000 Hz頻率范圍的總體隔振效果在93%以上。因此，本文的拖輪主機(jī)隔振設(shè)計(jì)方法正確，隔振設(shè)計(jì)達(dá)到了預(yù)期的隔振效果。

[1] 溫華兵, 左言言, 夏兆旺,等. 加筋圓柱殼體支撐結(jié)構(gòu)振動傳遞特性試驗(yàn)研究[J]. 船舶力學(xué), 2013(7): 785-792.

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U664.121

A

2017-07-28

劉磊(1976—)，男，工程師，從事船舶與海洋工程管理。