肖程詩，吳紹維，王 俊，韓國文

(1.重慶交通大學 航運與船舶工程學院，重慶 400074；2.云南省特種設備安全檢測研究院，昆明 650228)

船舶航行時，船上的機械設備會產(chǎn)生振動和噪聲，這不僅會干擾船上的精密儀器，還會影響船體的結構和設備，對于艦艇而言，其隱蔽性和探測能力更受振動與噪聲影響[1-2]。

浮筏隔振技術已廣泛應用于船舶的減振降噪方面，尤其對改善艦艇的聲學隱身性能起到至關重要的作用[3-4]。目前學者們也對浮筏系統(tǒng)的優(yōu)化做了許多研究：李志遠等[5]基于筏架結構優(yōu)化的思想，對筏架做出了加斜板、間斷肋和加肋板的改進，改進后的筏架結構在中高頻的隔振性更優(yōu)越。胡澤超等[6]研究了浮筏系統(tǒng)中隔振器的分布對隔振性能的影響，結果表明，隔振器的數(shù)量和布置方式對筏架模態(tài)頻率和隔振效果都有一定影響。秦文政等[7]提出一種基于位移參數(shù)識別筏架變形方法，在大型氣囊浮筏隔振系統(tǒng)中，通過此方法，可分析設備和隔振器布置方式對筏架變形的影響。

隔振器是隔振系統(tǒng)中的重要彈性元件，可減少能量從振動源設備向安裝基座的傳遞。當前，浮筏系統(tǒng)普遍使用橡膠型隔振器，剛度參數(shù)計算過程復雜，在大型設備的隔振過程中，橡膠隔振器的承載能力有限，使用數(shù)量較多，隔振性能有待改善。而氣囊隔振器具有很強的承載能力和可調的剛度，可以大大減少隔振器的使用數(shù)量。

針對大型設備的隔振問題，從浮筏隔振系統(tǒng)上下兩層隔振器類型、數(shù)量與布置方式的不同入手，以大型船用柴油發(fā)電機作為隔振對象，提出不同的浮筏隔振系統(tǒng)方案，并利用ANSYS Workbench有限元分析軟件對各方案隔振效果進行仿真分析，選出最佳方案，為以后大型裝置設計浮筏系統(tǒng)提供參考。

1 浮筏系統(tǒng)設計

1.1 筏架設計

以兩臺型號相同的船用柴油發(fā)電機組作為隔振對象，額定轉速1 500 r/min，機組外形尺寸為2 900 mm×1 100 mm×1 600 mm，每臺柴油發(fā)電機重量為3 300 kg。設計的筏架為Q235 材質的板架式筏體，尺寸為3 100 mm×3 100 mm×250 mm，密度為7 800 kg/m3，楊氏模量取206 GPa，泊松比取0.3，質量為3 024 kg，占機組總重的45.8%，滿足國內外對筏架的質量要求[8]，筏架結構如圖1所示。

1.2 隔振器選型及布置原則

隔振器的選擇一般要從設備安裝尺寸、負載能力以及隔振性能等方面考慮：

（1）根據(jù)系統(tǒng)的質量，隔振器應在承載力范圍內，且應避開激勵力頻率；

（2）阻尼比在0.04～0.2為最佳[9]；

（4）非對稱布置方式會增加更多模態(tài)，為避免耦合振動，隔振器的布置需采用對稱布置。

1.3 氣囊型隔振器參數(shù)計算

與普通的橡膠隔振器相比，氣囊隔振器具有以下優(yōu)點：

（1）固有頻率低；

（2）體積小，承載能力強，可以通過改變內部壓力來改變負載能力；

（3）不受駐波影響，高頻隔振性能優(yōu)良。因此，更適合將氣囊隔振器用作大型隔振裝置的隔振元件[10]。

氣囊隔振器的剛度是可調的，并且會隨著載荷的變化而變化，一定范圍內可認為是應變區(qū)的線性變化。氣囊隔振器的剛度和阻尼系數(shù)可以根據(jù)固有頻率、阻尼比和負載等條件來計算[6,11-12]。其垂向剛度和阻尼系數(shù)可由以下公式計算：

式中：k為隔振器剛度系數(shù)，f0為隔振器的固有頻率，m為隔振器負載質量，c0為臨界阻尼系數(shù)，ζ為阻尼比，c為阻尼系數(shù)。氣囊隔振器選用JYQN系列來進行分析，載重能力在5 000 kgf～20 000 kgf。

1.4 橡膠型隔振器參數(shù)計算

橡膠材料在受到外力作用時表現(xiàn)出較強的物理非線性，其剛度參數(shù)不可調。一般通過實驗，對隔振器施加載荷并測得變形量后計算得出靜剛度系數(shù)。橡膠型隔振器選用船用柴油發(fā)電機組常用的ZA-49系列隔振器來進行分析，動靜剛度比為1.25，載重能力在3 000 kgf～1 500 kgf。

2 上下層隔振器選擇方案

2.1 上層隔振器方案

筏架上層承受著兩臺柴油發(fā)電機的重量為3 300 kg，每臺柴油發(fā)電機下方安裝6 個JYQN 型氣囊隔振器或6 個ZA 型橡膠隔振器，布置方式如圖2所示。表1 為根據(jù)不同類型隔振器計算得來的基本參數(shù)。

圖2 上層隔振器布置方式

表1 上層隔振器參數(shù)

2.2 下層隔振器方案

浮筏系統(tǒng)下層需用較多的隔振器承受機組和筏架的重量。由于橡膠型隔振器承載能力有限，使用數(shù)量略多于氣囊隔振器，下層選用8個JYQN型氣囊隔振器和12 個ZA 型橡膠隔振器來分析比較，對稱均勻布置，布置方式如圖3 所示，隔振器參數(shù)如表2所示。

表2 下層隔振器參數(shù)

圖3 下層隔振器布置方式

2.3 總體方案

依據(jù)上下層隔振器選擇，可設計四種浮筏系統(tǒng)方案，如表3所示。

表3 浮筏系統(tǒng)方案

3 有限元仿真分析

筏架一般通過下層隔振器安裝在基座上，將基座簡化為3 100 mm×3 100 mm×100 mm 的平臺，在基座四周等距安裝共20個M50的螺釘，并在螺釘位置處施加固定約束，完成浮筏隔振系統(tǒng)有限元模型如圖4所示。

圖4 浮筏隔振系統(tǒng)有限元模型

利用ANSYS Workbench 軟件對浮筏系統(tǒng)進行有限元分析，隔振器單元采用Bushing 單元進行模擬，并將隔振器的三向剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)信息輸入軟件中。

3.1 筏架和浮筏系統(tǒng)的模態(tài)分析

為驗證各浮筏系統(tǒng)方案的合理性，需對筏架和表3 中各方案浮筏系統(tǒng)做模態(tài)分析。采用ANSYS有限元仿真，得到筏架除0 外的前6 階自由模態(tài)，如表4所示。

表4 筏架前6階模態(tài)

由表4 可知，筏架有效地避開了柴油機組擾動力的主要激勵頻率，不會與柴油機組發(fā)生共振，且具有一定的剛性，設計合理。

對方案1至方案4的浮筏系統(tǒng)進行模態(tài)分析，為了較全面把握浮筏系統(tǒng)可能表現(xiàn)的模態(tài)，這里計算出每種方案前20 階模態(tài)并給出前6 階模態(tài)特征，如表5所示。

表5 浮筏隔振系統(tǒng)方案前20階模態(tài)

（1）前18 階模態(tài)反映的是機組與筏架橫搖、縱搖以及各方向振動，第19階時筏架開始發(fā)生扭轉變形，第20階基座開始激發(fā)產(chǎn)生變形。受隔振器的影響，四個浮筏系統(tǒng)方案的前6 階模態(tài)頻率基本都在10 Hz 以內，遠遠小于筏架的頻率，可避免在低頻時系統(tǒng)與筏架發(fā)生共振現(xiàn)象[13]。

（2）方案2在第15階的模態(tài)頻率為24.11 Hz，與1階擾動力頻率25 Hz接近，在柴油發(fā)電機低頻工作時可能會引起筏架縱搖方向上的共振。方案4在第19 階的模態(tài)頻率為51.22 Hz，與2 階擾動力頻率50 Hz接近，在柴油發(fā)電機正常工作時會引起筏架扭轉方向上的共振。因可能出現(xiàn)筏架縱搖和扭轉共振，影響系統(tǒng)的穩(wěn)定性，故方案2、方案4設計不合理。

（3）方案1 與方案2 比較、方案3 和方案4 比較發(fā)現(xiàn)：當下層隔振器參數(shù)都一樣時，上層隔振器剛度越低，會導致前19階模態(tài)頻率越低。

綜上所述：浮筏隔振系統(tǒng)在設計過程中，隔振器剛度影響著浮筏系統(tǒng)的穩(wěn)定性。為了避免引發(fā)系統(tǒng)與機組共振，浮筏系統(tǒng)需避開機組工作時產(chǎn)生擾動力的激勵頻率。所以方案1、方案3設計滿足要求。

3.2 浮筏系統(tǒng)隔振性能分析

采用ANSYS軟件進行諧響應分析，可得到浮筏系統(tǒng)在激勵力下的振動響應。振級落差法是振源設備振動響應有效值與基座振動響應有效值之比的常用對數(shù)的20倍，選擇振級落差法作為隔振性能的評價指標，加速度振級落差公式如下：

式中：LD為加速度振級落差，a1為振源設備下方振動加速度響應，a2為基座上的振動加速度響應。

所研究的柴油發(fā)電機組額定轉速為15 00 r/min，擾動力主要來自柴油機2階擾動力，取柴油機正常工作時振動激勵力3 000 N[5,14]。分別對浮筏系統(tǒng)四種方案進行0～1 000 Hz的諧響應分析，在兩個柴油發(fā)電機的重心上方施加3 000 N的振動激勵力，分析方法采用完全分析法。得到機組下方和基座上方各隔振器安裝處位置的振動加速度，取各測量點的振動加速度平均值代入式（3）計算，繪制各方案的隔振效果曲線如圖5所示。

由圖5 可以看出：浮筏系統(tǒng)在前100 Hz 內隔振性能基本隨著頻率的增加而提高；隨著浮筏系統(tǒng)模態(tài)頻率集中在中高頻，會導致共峰值增多；隔振性能方面，方案1隔振性能最好，在低頻段和中高頻段的振級落差值都能保證在80 dB 左右，滿足對大型船用柴油發(fā)電機的隔振要求，隔振效果良好。方案2由于會產(chǎn)生系統(tǒng)共振，在25 Hz處隔振效果不佳。

圖5 隔振效果曲線

方案3隔振性能在550 Hz～700 Hz以及750 Hz～850 Hz 處大幅度下降。對于方案4，采用橡膠隔振器的數(shù)量最多，但隔振效果欠佳，說明在大型裝置隔振措施中，只增加下層隔振數(shù)量并不能提高隔振性能，過多的隔振器不僅會影響安裝空間和提高成本，剛度過大也會影響系統(tǒng)穩(wěn)定性，降低隔振性能。所以方案1設計合理。

4 方案優(yōu)化

所研究的JYQN 系列氣囊隔振器，最高承載能力在20 t，可將方案1 中的上層隔振器數(shù)量進行優(yōu)化：在上層總剛度不變的情況下，每個柴油發(fā)電機可減少兩個隔振器，采用JYQN-1400型隔振器[6,10]安裝在柴油發(fā)電機四個基腳處，布置方式如圖6 所示。優(yōu)化后上層隔振器參數(shù)如表6所示。

圖6 優(yōu)化后上層隔振器布置方式

表6 優(yōu)化后上層隔振器參數(shù)

對優(yōu)化后的方案進行模態(tài)分析與隔振性能分析如圖7 和圖8。由圖7 圖和8 可以看出：優(yōu)化前后方案的前20階模態(tài)頻率幾乎沒有差別，說明在浮筏系統(tǒng)總剛度不變的情況下，上層隔振器的數(shù)量對系統(tǒng)的模態(tài)頻率影響不大。隔振性能方面，優(yōu)化后方案的上層隔振器數(shù)量比方案1 上層隔振器數(shù)量少四個，優(yōu)化方案對于方案1 在100 Hz～400 Hz 頻率段的平均振級落差僅相差5.6 dB，在可接受范圍內，也能滿足對大型船用設備的隔振要求。在0～100 Hz頻率段以及400 Hz～1 000 Hz 頻率段，優(yōu)化方案的隔振性能與方案1 大致相同，在700 Hz～800 Hz 頻率段隔振性能比方案1更優(yōu)越。考慮到隔振器的成本和浮筏系統(tǒng)上層安裝空間等條件，優(yōu)化后的方案更為合理。

圖7 優(yōu)化后的方案和方案1的模態(tài)頻率對比

圖8 優(yōu)化后的方案和方案1的隔振性能對比

5 結語

針對大型設備浮筏裝置存在隔振器使用數(shù)量多，隔振效果不佳的問題，以船用發(fā)電柴油機作為隔振研究對象，為其設計出四種不同浮筏隔振系統(tǒng)方案：

（1）通過有限元軟件分析比較了這四種方案的模態(tài)和隔振性能，方案2 在柴油發(fā)電機組工作時可能會引起筏架縱搖方向上的共振，方案4 可能會引起筏架扭轉方向上的共振；

（2）四個方案中，方案1 采用隔振器數(shù)量最少，隔振效果較好，方案4所采用的隔振器數(shù)量最多，而隔振效果欠差；

（3）最終通過優(yōu)化分析得，在系統(tǒng)總剛度不變的情況下，減少上層隔振器的數(shù)量，對浮筏系統(tǒng)的模態(tài)頻率還有隔振效果并沒有太大影響。優(yōu)化的方案可以節(jié)省浮筏系統(tǒng)上層隔振器的安裝空間以及成本，為后續(xù)大型船用設備隔振裝置的設計提供參考。