某拖輪主機隔振系統設計與實驗研究

劉 磊

(江蘇省鎮江船廠(集團)有限公司，江蘇 鎮江 212002)

某拖輪主機隔振系統設計與實驗研究

劉 磊

(江蘇省鎮江船廠(集團)有限公司，江蘇 鎮江 212002)

設計了某全回轉拖輪主機的單層隔振系統，分析了模態以及參數對隔振系統的影響，校核了振動烈度，分析表明主機隔振效果良好。此外，還設計并且實施了拖輪主機的臺架實驗。實驗表明：當主機運行在額定轉速750 r/min時，拖輪主機的隔振系統在5～5 000 Hz頻率范圍的總體隔振效果達93%以上。

柴油機；隔振設計；隔振實驗

0 引言

拖輪的主機作為往復式機械，其激振力源可以引起拖輪主機的振動，使主機發生零件磨損、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重的聲輻射[1-4]，因此，有必要對拖輪的主機進行隔振設計。本文以某拖輪的主機振動為研究對象，通過Patran軟件進行動力學分析，尋求隔振參數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 拖輪主機隔振設計

拖輪主機的部分參數見表1。

表1 拖輪主機部分參數

隔振系統總剛度按式(1)計算：

(1)

經計算，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，n=10。

經計算，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。

經計算，F=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 拖輪主機隔振系統動力學分析

2.1模態分析

隔振系統的固有頻率和振型是分析動力響應和其他動力特性問題的基礎。為了檢驗設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，其結果見表2。

表2 典型階頻率和振型

從表2可以發現，隔振系統振型會隨固有頻率的變化而發生變化。模態計算結果標明：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，從而避免了共振現象的發生。其后的基座一階扭轉振型、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，因此單層隔振系統的設計及基座的設計符合要求。主機單層隔振系統振型如圖1所示，基座固有振型如圖2所示。

2.2隔振系統參數對隔振效果的影響

由模態分析得出的固有頻率，對于判斷隔震系統參數對隔振效果的影響有著重要的參考價值。在有限元軟件設置中，首先把簡諧激振力Fex作用在機組質量重心處，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進行諧響應分析；然后把分析得到的數據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。基座厚度對基座振幅、振動傳遞影響曲線分別如圖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，振幅曲線上均出現峰值，對應于之前的模態分析可以發現，9 Hz排常接近隔振系統的四階固有頻率；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和一階彎曲振型，因此基座振幅的增大應該是由共振引起的。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可以發現：整個頻段上，振動傳遞率都達到了20 dB左右，設計的主機隔振系統隔振效果滿足要求。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。可見基座厚度加大，剛性加強，有利于改進隔振效果。

結論：拖輪主機單層隔振系統中基座的鋼板厚度越大，該系統隔振效果越好。本文的設計滿足要求，隔振系統固有頻率避開了柴油機輸出力矩較大的幾個頻率。

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

從圖5可以發現，阻尼的增加會降低隔振效果。在低頻段阻尼系數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；阻尼在較小的數值上波動，全頻段影響不大。隨著阻尼的增加，從小阻尼變為大阻尼后，隔振性能下降了15 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大些，高頻段適當小一些。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，則在全頻段內均能體現良好的隔振性能，可以將此作為隔振器阻尼設計研究的目標。

結論：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的隔振。因而，選擇阻尼系數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容。從表3可以看出，在額定轉速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容

通過有限元軟件Patran諧響應分析，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。

由以上數據計算出各頻率下的振動傳遞率：

當頻率為37.5 Hz時，振動傳遞率為-54 dB；當頻率為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《船用柴油機振動評級》，屬于振動質量級A級，振動狀態良好。所以得出結論：該拖輪主機單層隔振系統隔振效果較好。

3 拖輪主機隔振系統隔振性能實驗

實驗對象為拖輪主機，額定轉速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。在額定轉速的0%、25%、50%、75%、100%負載工況，以及怠速(450 r/min)工況下，采用插入損失為評價指標，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。

振動測試儀器設備為丹麥Bamp;K的PULSE系統，主要儀器設備參數見表4。

表4 主要儀器設備參數

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)分別布置測點，共布置10個測點。

3.3振動實驗結果

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，其柴油機隔振系統插入損失如圖8所示。結果表明：主機額定轉速為750 r/min時，在0%、25%、50%、75%、100%負載工況下，采用插入損失為評價指標，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計方法正確，隔振設計達到了預期的隔振效果。

4 結論

本文設計了某全回轉拖輪主機的單層隔振系統，分析了主機隔振系統的振動模態，研究了隔振系統參數對隔振效果的影響，校核了主機的振動烈度。結果顯示：主機振動屬于振動質量級A級，振動狀態良好。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，結果表明：在主機額定轉速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計方法正確，隔振設計達到了預期的隔振效果。

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

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

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

[4] 李江濤. 復合結構基座減振特性的理論與實驗研究[D].上海：上海交通大學, 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。