劉 磊

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

某拖輪主機隔振系統(tǒng)設(shè)計與實驗研究

劉 磊

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

設(shè)計了某全回轉(zhuǎn)拖輪主機的單層隔振系統(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，分析表明主機隔振效果良好。此外，還設(shè)計并且實施了拖輪主機的臺架實驗。實驗表明：當(dāng)主機運行在額定轉(zhuǎn)速750 r/min時，拖輪主機的隔振系統(tǒng)在5～5 000 Hz頻率范圍的總體隔振效果達93%以上。

柴油機；隔振設(shè)計；隔振實驗

0 引言

拖輪的主機作為往復(fù)式機械，其激振力源可以引起拖輪主機的振動，使主機發(fā)生零件磨損、器械故障，同時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進行隔振設(shè)計。本文以某拖輪的主機振動為研究對象，通過Patran軟件進行動力學(xué)分析，尋求隔振參數(shù)對主機隔振性能的影響，同時校核主機振動烈度，進行臺架實驗，以驗證隔振設(shè)計的合理性，尋求改善主機減振性能的最佳方法。

1 拖輪主機隔振設(shè)計

拖輪主機的部分參數(shù)見表1。

表1 拖輪主機部分參數(shù)

隔振系統(tǒng)總剛度按式(1)計算：

(1)

經(jīng)計算，K=2.77×107N/m。

隔振器對稱分布安裝，單個隔振器剛度按式

(2)計算：

k=K/n

(2)

式中：k為單個隔振器剛度，N/m；n為隔振器個數(shù)，n=10。

經(jīng)計算，k=2.77×106N/m。

垂向載荷按式(3)計算：

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)。為了檢驗設(shè)計方案是否符合要求，取典型的前九階的固有頻率和振型進行分析，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)計算結(jié)果標(biāo)明：主機的固有頻率12.5 Hz(柴油機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)計及基座的設(shè)計符合要求。主機單層隔振系統(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值。在有限元軟件設(shè)置中，首先把簡諧激振力Fex作用在機組質(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，對主機單層隔振系統(tǒng)進行諧響應(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，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)：整個頻段上，振動傳遞率都達到了20 dB左右，設(shè)計的主機隔振系統(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，有利于改進隔振效果。

結(jié)論：拖輪主機單層隔振系統(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)計滿足要求，隔振系統(tǒng)固有頻率避開了柴油機輸出力矩較大的幾個頻率。

(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。目前的阻尼器都達不到這樣好的要求，因此理論上計算得到的高頻段的良好效果在真正的實際應(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)計研究的目標(biāo)。

結(jié)論：在低頻段時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進行隔振。

2.3校核拖輪主機振動烈度

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

表3給出了拖輪主機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，37.5 Hz和75 Hz的力矩值較大，故本文在這兩個頻率處校核拖輪主機的振動烈度。

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時所取的2個點幅值分別為0.006 3、3.2 mm；頻率為75 Hz時所取的兩個點幅值分別為0.001 2、0.61 mm。

由以上數(shù)據(jù)計算出各頻率下的振動傳遞率：

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

同時，也可以計算出基角上的振動烈度Vrms=3.3 mm/s。

拖輪主機屬于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：該拖輪主機單層隔振系統(tǒng)隔振效果較好。

3 拖輪主機隔振系統(tǒng)隔振性能實驗

實驗對象為拖輪主機，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驗測試。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指標(biāo)，對拖輪主機隔振裝置的隔振效果進行評定。

3.1試驗條件

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

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測點布置

柴油機機腳點布置圖如圖6所示。在柴油機采用彈性安裝時，在每個隔振器上方柴油機機腳位置，以及每個隔振器下方靠近隔振器的基座位置分別布置10個測點，共布置20個測點。

柴油機下方基座測點布置圖如圖7所示。在柴油機采用剛性安裝時，在基座位置(與彈性安裝時相對應(yīng))分別布置測點，共布置10個測點。

3.3振動實驗結(jié)果

拖輪主機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行實驗，其柴油機隔振系統(tǒng)插入損失如圖8所示。結(jié)果表明：主機額定轉(zhuǎn)速為750 r/min時，在0%、25%、50%、75%、100%負(fù)載工況下，采用插入損失為評價指標(biāo)，船舶主推進柴油機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)計方法正確，隔振設(shè)計達到了預(yù)期的隔振效果。

4 結(jié)論

本文設(shè)計了某全回轉(zhuǎn)拖輪主機的單層隔振系統(tǒng)，分析了主機隔振系統(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，校核了主機的振動烈度。結(jié)果顯示：主機振動屬于振動質(zhì)量級A級，振動狀態(tài)良好。拖輪主機的臺架實驗分別采用彈性安裝和剛性安裝兩種安裝方式，結(jié)果表明：在主機額定轉(zhuǎn)速750 r/min時，船舶主推進柴油機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，本文的拖輪主機隔振設(shè)計方法正確，隔振設(shè)計達到了預(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)振動傳遞特性試驗研究[J]. 船舶力學(xué), 2013(7): 785-792.

[2] 熊軍魁. 港口拖輪優(yōu)化配置研究[D].武漢：武漢理工大學(xué), 2002.

[3] 朱石堅, 何琳. 船舶機械振動控制[M].北京：國防工業(yè)出版社, 2006.

[4] 李江濤. 復(fù)合結(jié)構(gòu)基座減振特性的理論與實驗研究[D].上海：上海交通大學(xué), 2010.

U664.121

A

2017-07-28

劉磊(1976—)，男，工程師，從事船舶與海洋工程管理。