劉 金，張 浩，蔡曉濤，方 正，黃志武

（1.江南造船（集團(tuán)）有限責(zé)任公司，上海 201913；2.中國船舶集團(tuán)有限公司第七一一研究所，上海 201108）

0 引言

隨著造船事業(yè)的蓬勃發(fā)展，現(xiàn)代船舶向綠色、智能、安全、舒適性方向發(fā)展，對船用機(jī)械設(shè)備的性能要求愈加重視?？諌簷C(jī)作為關(guān)鍵的船用設(shè)備，是一些工程船、公務(wù)船和港作船舶的重要動力裝置，由于科考船、物探船、客滾船等船舶對振動噪聲的嚴(yán)苛要求，使得對船用空壓機(jī)等機(jī)械設(shè)備的振動噪聲控制也具有較高的要求。

針對空壓機(jī)的振動噪聲控制，國內(nèi)學(xué)者進(jìn)行了諸多研究。朱寶慶等［1］分析了船用立式高壓空壓機(jī)的振動機(jī)理，通過對比分析和改進(jìn)試驗實現(xiàn)了空壓機(jī)與隔振裝置的最佳控制效果。劉雁等［2］研究得出壓縮機(jī)出口動態(tài)壓力的最大Lyapunov指數(shù)特征能夠?qū)崿F(xiàn)離心壓縮機(jī)的初始喘振識別和預(yù)測以及控制。為避免往復(fù)式壓縮機(jī)曲軸系出現(xiàn)扭振，陳振等［3］建立了曲軸系在全周期交變載荷作用下的動力學(xué)模型，得到了曲軸系的固有頻率以及振型，通過分析曲軸系在不同轉(zhuǎn)速點的耦合振動速度響應(yīng)規(guī)律，提高了壓縮機(jī)曲軸系的使用壽命和工作可靠性。戚蒿等［4］采用平面波動理論和轉(zhuǎn)移矩陣法，對空壓機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，能夠有效地避免空壓機(jī)管道系統(tǒng)在不同操作工況下的氣柱和管路機(jī)械共振問題。針對空壓機(jī)振動故障的分析和振動控制，李樹勛等［5］基于ANSYS有限元分析軟件，對振動劇烈的管路進(jìn)行流體壓力脈動計算和流固耦合模態(tài)分析，得出空壓機(jī)管路振動是流體壓力脈動頻率和管道機(jī)械固有頻率均落在了壓縮機(jī)激振頻率共振區(qū)內(nèi)，通過增加防振管托在一定程度上減弱了管道振動。黃輝等［6］著重探討了造成壓縮機(jī)切向振動和徑向振動的原因，并針對性地提出動平衡優(yōu)化、排氣口優(yōu)化、轉(zhuǎn)動慣量優(yōu)化等壓縮機(jī)振動的控制方法。倪天智等［7］搭建一種自適應(yīng)窄帶陷波濾波器的主動減振系統(tǒng)，并首次用于壓縮機(jī)減振，能夠?qū)嚎s機(jī)基頻振動減小21.2 dB。

綜上所述，船用空壓機(jī)的減振設(shè)計和振動控制一直是機(jī)械領(lǐng)域研究中需要持續(xù)關(guān)注和解決的問題，而基于質(zhì)點模型的船用空壓機(jī)隔振裝置系統(tǒng)的振動故障識別方法研究而言，相關(guān)研究成果較少，國內(nèi)外對空壓機(jī)與隔振裝置的振動分析也通常是將兩者分開單獨考慮，很少對隔振系統(tǒng)整體特性進(jìn)行研究。因此，本文針對某船用空壓機(jī)隔振裝置系統(tǒng)出現(xiàn)的振動問題，建立質(zhì)點有限元模型進(jìn)行仿真驗證，得出空壓機(jī)基頻激勵引起了系統(tǒng)的共振。提出通過更改隔振器剛度的方式進(jìn)行優(yōu)化，并得到實船測試證明，該空壓機(jī)振動問題成功解決，為船舶安全作業(yè)提供了可靠保障。該研究可為船用機(jī)械設(shè)備出現(xiàn)異常振動時的判斷、識別以及治理提供十分有益的參考。

1 空壓機(jī)基本參數(shù)及振動現(xiàn)象

通過上船勘驗，該空壓機(jī)組采用單層隔振的方式彈性安裝在船體基座上，每臺空壓機(jī)安裝6個隔振器，如圖1所示。其中，技術(shù)圖紙中空壓機(jī)組隔振裝置的隔振效果不小于10 dB（10 ～10 kHz頻帶范圍內(nèi)），空壓機(jī)參數(shù)見表1。

圖1 空壓機(jī)布置Fig.1 Air compressor layout

表1 空壓機(jī)參數(shù)Tab.1 Parameters of air compressor

在系泊調(diào)試階段發(fā)現(xiàn)，當(dāng)空壓機(jī)達(dá)到額定轉(zhuǎn)速970 r/min時，整個機(jī)組出現(xiàn)明顯異常振動，機(jī)組振動幅度遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于機(jī)艙內(nèi)的其他機(jī)械設(shè)備，并且強(qiáng)烈的振動引起空壓機(jī)摔油桿斷裂。

2 實船振動測量與分析

2.1 測試設(shè)備及測點布置

為了明確機(jī)組振動的原因，采用振動測量的試驗方法對其進(jìn)行振動信號的采集。測試系統(tǒng)主要有單向加速度計（丹麥B&K，4514-B-001），信號采集分析系統(tǒng)（丹麥B&K，3050-A-060），安裝有PULSE軟件的測試電腦等組成。分別測量空壓機(jī)的機(jī)腳振動加速度，測量參數(shù)為1/3倍頻程振動加速度級，頻率范圍為10 Hz～10 kHz；并測量機(jī)組隔振裝置的隔振效果，測量參數(shù)為機(jī)組機(jī)腳至船體安裝基座的平均加速度振級落差，頻率范圍為10 Hz～10 kHz。測量參考值為1 mm/s2，頻率分辨率為1 Hz。

振動測點為空壓機(jī)組的機(jī)腳以及靠近隔振器的船體基座，加速度傳感器通過螺紋連接在金屬座上并通過粘接劑安裝在機(jī)組各測點。布置測點時注意避開結(jié)構(gòu)局部振動過大的部位（如罩殼、薄板、懸臂等），測試結(jié)果中振動加速度振幅均為所測頻段內(nèi)的有效值。

2.2 振動測試及分析

通過對空壓機(jī)組的振動測試，機(jī)腳振動加速度級1/3倍頻程如圖2所示，振動加速度級垂向為144 dB、船寬方向為143 dB、船長方向為148 dB；振動速度線譜結(jié)果如圖3所示：振動速度總值在船寬方向為61.3 mm/s、船長方向為28.4 mm/s、垂向為33.5 mm/s。振動烈度遠(yuǎn)超GB/T 7184-2008的C級要求（小于28.2 mm/s），此狀態(tài)繼續(xù)工作會對空壓機(jī)造成嚴(yán)重的損壞。

圖2 機(jī)腳振動加速度級（1/3倍頻程）Fig.2 The vibration acceleration level of the machine foot（1/3 octave chart）

圖3 機(jī)腳振動速度（線譜）Fig.3 The vibration velocity of the machine foot（line profile）

分析頻譜可知，船寬方向振動最大，垂向振動次之，船長方向振動最小。從圖2，3可知，各測點數(shù)據(jù)中振動能量最大的頻率均為16 Hz，對應(yīng)空壓機(jī)的基頻，并且遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于其他響應(yīng)頻率，說明空壓機(jī)發(fā)生了基頻振動異常故障。

對空壓機(jī)組隔振裝置的隔振效果進(jìn)行了測試，其結(jié)果如圖4所示。在10 Hz～10 kHz頻段的隔振效果為24 dB，遠(yuǎn)大于指標(biāo)要求的10 dB。表明隔振裝置具有較好地減少振動傳遞的效果，在減振設(shè)計上留有較大的裕量。

圖4 空壓機(jī)隔振效果曲線（1/3倍頻程）Fig.4 Vibration isolation effect curve of air compressor（1/3 octave chart）

往復(fù)式機(jī)械設(shè)備出現(xiàn)基頻振動異常的故障，往往存在以下幾種原因：（1）對中不滿足要求，存在角度不對中、平行不對中或綜合不對中；（2）機(jī)械設(shè)備的機(jī)腳緊固螺栓出現(xiàn)松動；（3）設(shè)備彈性安裝時，設(shè)備和隔振裝置組成的系統(tǒng)發(fā)生共振。

針對以上3種可能，逐一進(jìn)行確認(rèn)。

（1）通過現(xiàn)場檢查測量，該空壓機(jī)對中狀態(tài)良好。

（2）通過復(fù)查空壓機(jī)與隔振器連接螺栓，隔振器與船體基座連接螺栓，均未出現(xiàn)松動現(xiàn)象，且螺栓扭矩均在標(biāo)準(zhǔn)范圍之內(nèi)。

（3）驗證系統(tǒng)是否存在共振。

由于該空壓機(jī)組采用單層隔振方式進(jìn)行彈性安裝，因此需要驗證整個機(jī)組系統(tǒng)是否存在共振。

3 質(zhì)點模型的有限元分析

3.1 質(zhì)點模型的建立

考慮到數(shù)值模擬結(jié)果對實船空壓機(jī)系統(tǒng)模態(tài)計算的準(zhǔn)確性，本文基于質(zhì)點模型進(jìn)行有限元分析。質(zhì)點是物理上描述物體運(yùn)動時建立的一種理想化模型，是一個具有質(zhì)量的點，它的質(zhì)量等于物體的全部質(zhì)量，但體積為零。楊輝等［8］為減少重載列車因制動延時導(dǎo)致的縱向沖動，將列車的每節(jié)車輛作為一個質(zhì)點，建立重載列車多質(zhì)點動力學(xué)模型，試驗結(jié)果與質(zhì)點模型的仿真結(jié)果相吻合。王志斌等［9］針對多分支電纜的柔性特征以及復(fù)雜拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)導(dǎo)致的裝配仿真困難的問題，提出一種面向電纜虛擬裝配仿真的多分支彈簧質(zhì)點模型，能夠滿足柔性電纜碰撞檢測的效率和精度要求［9-12］。

針對空壓機(jī)組系統(tǒng)是否存在共振，利用有限元分析軟件，建立質(zhì)點模型，采用0維MASS單元將船用空壓機(jī)等效為一個質(zhì)點，并在這個質(zhì)點上賦予機(jī)組重量和轉(zhuǎn)動慣量等信息，質(zhì)點位置為機(jī)組的重心位置。機(jī)組轉(zhuǎn)動慣量JX=15 195 T·mm2，JY=30 361 T·mm2，JZ=29 686 T·mm2。隔振器采用SPRING彈簧單元，根據(jù)設(shè)計圖紙可知，本船空壓機(jī)所使用的隔振器為BE-85型，該隔振器單個承載為50 kg，動剛度x向（船寬方向，記為橫向）為600 N/mm，y向（船長方向，記為縱向）為230 N/mm，z向（垂向）為250 N/mm。將空壓機(jī)質(zhì)點與隔振器單元通過MPC點RBE2單元進(jìn)行約束，實現(xiàn)節(jié)點自由度耦合，如圖5所示?？紤]到隔振器通過螺栓與船體基座相連接，對隔振器單元節(jié)點底面的平動和轉(zhuǎn)動方向施加全約束，進(jìn)行模態(tài)分析。

圖5 空壓機(jī)組系統(tǒng)質(zhì)點模型Fig.5 Particle model of air compressor system

3.2 空壓機(jī)系統(tǒng)模態(tài)分析

系統(tǒng)前6階模態(tài)頻率計算結(jié)果見表2。根據(jù)空壓機(jī)隔振系統(tǒng)運(yùn)行時的機(jī)腳振動測試結(jié)果可知，空壓機(jī)在額定轉(zhuǎn)速970 r/min時，振動的峰峰值對應(yīng)的中心頻率為16 Hz，結(jié)合線譜可知該頻率為空壓機(jī)的基頻（970 r/min對應(yīng)激勵頻率為16.17 Hz），與系統(tǒng)第4階頻率15.55 Hz吻合。可以認(rèn)為該機(jī)組彈性安裝后發(fā)生的基頻振動異常故障的原因是系統(tǒng)存在共振所導(dǎo)致的。

表2 系統(tǒng)模態(tài)計算結(jié)果（原始隔振器剛度）Tab.2 Calculation results of system modal（Stiffness of original vibration isolator）

結(jié)構(gòu)共振問題導(dǎo)致發(fā)生振動故障一般需要滿足2個條件，首先結(jié)構(gòu)的模態(tài)頻率與激勵頻率吻合；其次，激勵源在該頻率下能夠提供足夠的能量輸入。根據(jù)線譜和1/3倍頻程譜可知，在16 Hz及其倍頻處均出現(xiàn)峰值，并且基頻響應(yīng)較為突出，因此基頻提供了足夠的能量貢獻(xiàn)造成整個系統(tǒng)出現(xiàn)共振。

由于隔振器與船體基座剛性連接，船體基座已有較大的剛度，改變船廠基座剛度并不能較好地改變整個系統(tǒng)的頻率，因此改變隔振器剛度能夠避免系統(tǒng)固有頻率與空壓機(jī)基頻吻合，有效減弱空壓機(jī)的振動。通過對隔振裝置的隔振效果測試可知，該機(jī)組使用的隔振器剛度太弱，因此有足夠的裕量可以在滿足隔振效果的同時，提高剛度來避開共振頻率。

3.3 系統(tǒng)模態(tài)驗證

通過定量化設(shè)計，改變隔振器橡膠膠料來改變隔振器剛度，計算中應(yīng)考慮10%的共振帶范圍，系統(tǒng)模態(tài)需要避開14.5～17.8 Hz共振帶。隔振器動剛度x向取2 260 N/mm，y向取820 N/mm，z向取800 N/mm。通過質(zhì)點模型計算得出系統(tǒng)前6階模態(tài)頻率結(jié)果見表3。根據(jù)模態(tài)計算結(jié)果得到其2階模態(tài)頻率提高至14.01 Hz，3階至19.16 Hz，可以看出該隔振器剛度能夠使空壓機(jī)系統(tǒng)避開基頻16.17 Hz，減少空壓機(jī)組的振動。

表3 系統(tǒng)模態(tài)計算結(jié)果（定制隔振器剛度）Tab.3 Calculation results of system modal（Stiffness of customized vibration isolator）

4 隔振器更換后實船振動測試

按照上文相同設(shè)置和測點布置，對空壓機(jī)組進(jìn)行振動復(fù)測，機(jī)組振動得到有效改善，測試結(jié)果如圖6-7所示。振動速度總值在船寬方向為22.7 mm/s、船長方向為19.3 mm/s、垂向為26.2 mm/s，且振動線譜中16 Hz處振動幅值明顯降低，無異常，系統(tǒng)共振現(xiàn)象已消除。說明通過改變隔振器剛度，改變了系統(tǒng)的固有頻率，避免了在空壓機(jī)額定轉(zhuǎn)速激勵下的共振現(xiàn)象。更換隔振器后，隔振裝置的隔振效果為15.0 dB，滿足指標(biāo)要求。

圖6 機(jī)腳振動加速度級（1/3倍頻程）Fig.6 The vibration acceleration level of the machine foot（1/3 octave chart）

圖7 機(jī)腳振動速度（線譜）Fig.7 The vibration velocity of the machine foot（line profile）

5 結(jié)論與建議

本文通過采用有限元分析軟件建立質(zhì)點模型以及實船空壓機(jī)振動測試，對空壓機(jī)出現(xiàn)的振動問題進(jìn)行分析，研究振動控制措施在該空壓機(jī)產(chǎn)生振動前后的控制效果，主要結(jié)論如下：

（1）對空壓機(jī)設(shè)備進(jìn)行振動測試，得到了設(shè)備實際振動響應(yīng)數(shù)值和方向，振動的主要頻率為空壓機(jī)的基頻。

（2）通過建立空壓機(jī)質(zhì)點有限元模型進(jìn)一步確認(rèn)系統(tǒng)的固有頻率與空壓機(jī)基頻吻合，導(dǎo)致發(fā)生了共振。

（3）針對性地提出振動控制措施，通過改變隔振器剛度進(jìn)而改變系統(tǒng)固有頻率，并進(jìn)行質(zhì)點模型仿真計算和實船振動測試驗證?？諌簷C(jī)額定轉(zhuǎn)速下振動速度發(fā)生明顯的降幅，振動處于正常水平，證明空壓機(jī)的振動問題得到有效解決。

（4）當(dāng)機(jī)械設(shè)備出現(xiàn)異常振動時，利用質(zhì)點模型進(jìn)行有限元仿真，可以快速確認(rèn)故障特征，進(jìn)而制定有效控制方案，解決設(shè)備的安全隱患。

以上研究結(jié)果為船舶動力設(shè)備的設(shè)計和船舶振動故障的判斷、識別以及治理提供了寶貴的經(jīng)驗，具有較好的借鑒意義。