泵類設備減隔振及特征線譜控制技術研究

黎昭文 劉 佳 蔡龍奇 劉立志 王 禹 李耀武 王嘉瑞 王昌朔

（1、核反應堆系統設計重點實驗室,四川 成都610213 2、中國核動力研究設計院,四川 成都610213）

旋轉的泵類設備是船舶動力系統中主要的機械振動噪聲源。長期的振動可能引發設備失效,且振動噪聲可通過設備機腳以及相連的管路向外傳遞,形成輻射噪聲。因此,為改善艙室噪音環境并減少振動傳遞,針對泵類設備的減振降噪設計越來越受到重視。傳統的單層隔振措施雖然理論成熟并運用廣泛,但在中高頻區由于隔振器內部的駐波效應而影響實際隔振效果[1]。本文以屏蔽泵為例開展了減隔振及特征線譜控制技術研究,通過浮筏隔振和動力吸振器的設計研究,基于有限元方法進行了固有頻率及減振效果分析,形成了適用于泵類設備的減隔振及特征線譜控制方案。

1 浮筏隔振技術研究

雙層隔振系統在減振降噪和抗沖擊方面明顯優于傳統的單層隔振系統,利用兩層彈性元件的剛度和附加質量可有效地控制并衰減彈性波的傳播,從而取得良好的高頻隔振效果[2]。

1.1 浮筏隔振原理

浮筏隔振系統實質上是具有多機組、多擾源特性的多層隔振系統,簡化模型如圖1 所示。將多個振源設備安裝在同一個公共支承筏架上,再與安裝基座彈性連接,減少聲短路以提升隔振效果。

圖1 浮筏隔振系統簡化模型

通過對系統功率流傳遞特性分析[3],發現隔振器阻尼對系統的功率流傳遞譜影響較小,一定范圍內減小隔振器剛度和增大筏架質量可提升隔振效果,但需要結合系統特性綜合考慮,且最優布置方式為對稱布局。

1.2 浮筏隔振方案

以船舶動力系統中某持續運行的立式屏蔽泵作為研究對象,該泵重約1300kg。綜合考慮系統的典型特性,通過選型方案論證,選擇將該屏蔽泵的備用泵集中布置于筏架結構上,單臺泵運行時利用備用泵的質量效應,可有效降低振源設備的振動傳遞。由于該泵垂向尺寸較大,為適應浮筏結構,采用中部支承的方式布置于筏架上,降低設備重心以提高抗沖擊性能。浮筏隔振方案示意圖如圖2 所示。

圖2 浮筏隔振方案示意圖

表1 浮筏隔振器參數表

2 特征線譜控制研究

通過分析研究形成了浮筏隔振方案,雖然浮筏隔振系統具有良好的高頻隔振效果,但在低頻段的性能欠佳[4]。根據屏蔽泵實測振動傳遞特性,發現在機腳位置存在較為明顯的50Hz 線譜,分析為屏蔽泵相應轉速對應軸頻引起。因此,考慮采用安裝動力吸振器這一常用的特征線譜控制手段,以降低特征線譜的傳遞,改善系統振動環境。

結合單速運行的屏蔽泵系統特性及控制要求,綜合對比被動式、半主動式和主動式動力吸振器,選擇采用結構簡單、應用成熟度較高的被動式動力吸振器。而在常見的質量彈簧式、懸臂梁式被動式動力吸振器中,選擇穩定性好、安裝簡便且具有一定吸振帶寬的質量彈簧式動力吸振器[5]。

2.1 動力吸振基本理論

振源設備安裝動力吸振器后可以簡化為雙自由度系統,如圖3 所示。定義振源質量為m1,隔振器的剛度為k1,阻尼為c1；定義動力吸振器的吸振質量、剛度和阻尼分別為定義為m2、k2和c2。

圖3 吸振系統簡化示意圖

主系統在受到激勵力F 作用下,運動微分方程為：

其中,x 為安裝動力吸振器前主質量的振動響應,則吸振效果可表示為：

在主系統（振源）上安裝動力吸振器后振動響應會降低,且在動力吸振器的固有頻率處,主系統振動響應的降低量最大。結合上述結論,可以針對振源振動響應中振動幅值較高的目標頻率,通過設置合理的參數,使動力吸振器的固有頻率與振動響應中的目標頻率相等,便可有效降低該頻率的振動幅值。

2.2 動力吸振器參數研究

為對屏蔽泵特征線譜進行控制,需根據系統特性進行動力吸振器參數研究,為簡化計算,取屏蔽泵1/4 的重量作為主系統的質量m1=325kg,隔振器的剛度k1=2.78e6N/m,阻尼c1=3.6e3N/ms-1；動力吸振器的吸振質量、剛度和阻尼分別為定義為m2、k2和c2。

基于2.1 節理論公式,建立目標設備吸振系統的振動方程,圖4 為工作頻率設置為50Hz,吸振器吸振效果與吸振質量及阻尼比的關系曲線。

圖4 吸振效果與吸振質量及阻尼比的關系

由規律可知,當吸振質量增大時吸振效果編號,但是較小的阻尼比,會導致吸振質量塊的運動位移會很大,有效吸振帶寬變窄；因此,為了使動力吸振器的吸振頻帶具有一定帶寬,且能保證一定的控制效果,應該在保證一定的吸振質量的情況下,增加相當的阻尼。

綜合考慮以特征線譜控制效果≥3dB 作為考核指標,且由于動力吸振器的質量不宜超過設備質量的5%[6],確定動力吸振器吸振質量為15kg,阻尼比為ζ=0.02。

2.3 特征線譜控制方案

動力吸振器包括底板、頂板、吸振質量塊、直線軸承、彈簧及彈簧座、導向軸、側板等。導向軸連接底板、頂板及側板形成固定單元,吸振質量塊通過直線軸承可沿導向軸上下運動,具有導向及動力吸振器傾斜時徑向承載的作用。動力吸振器與屏蔽泵連接支架和筏架下底板均采用螺栓連接,共布置14 個動力吸振器在隔振器安裝螺栓處以達到最好的吸振效果。屏蔽泵浮筏隔振及特征線譜控制總體方案如圖5 所示。

3 有限元分析

針對形成的浮筏隔振及特征線譜控制總體方案,基于有限元分析軟件ANSYS,建立屏蔽泵浮筏隔振及特征線譜控制系統有限元模型,如圖6 所示。有限元模型中,屏蔽泵、筏架結構、安裝基座均采用三維實體單元SOLID185 模擬,分別用3 個方向的彈簧阻尼單元COMBINE14 模擬上、下層隔振器三個方向的剛度和阻尼,動力吸振器采用“Combine14 彈簧阻尼單元+Mass21 質量單元”模擬。

圖5 浮筏隔振及特征線譜控制總體方案

圖6 浮筏隔振及特征線譜控制有限元模型

3.1 模態分析

采用ANSYS 模態分析模塊對浮筏筏架結構固有頻率進行計算,筏架結構前4 階固有頻率如表2 所示?？芍ぜ芙Y構第1階固有頻率為244.3Hz,筏架結構模態頻率避開了屏蔽泵主要激勵頻率（50Hz）,且無局部振型出現,表明筏架結構設計合理。

表2 筏架結構固有頻率

采用同樣的方法對浮筏隔振系統（不安裝動力吸振器）固有頻率進行計算,系統前12 階固有頻率如表3 所示?？芍》じ粽裣到y模態頻率避開了屏蔽泵主要激勵頻率（50Hz）,且無局部振型出現,表明浮筏隔振系統設計合理。

表3 浮筏隔振系統固有頻率

同理對浮筏隔振及特征線譜控制系統（安裝動力吸振器）固有頻率進行計算,系統前9 階模態與浮筏隔振系統前9 階模態基本一致,第10 階至23 階模態表現為14 個動力吸振器的模態,不同模態頻率之間的區別在于各動力吸振器之間的相位不同。

3.2 浮筏隔振效果分析

基于浮筏隔振系統（不安裝動力吸振器）有限元模型,在屏蔽泵A 上施加簡諧激勵力,采用ANSYS 諧響應分析模塊開展浮筏隔振系統隔振效果分析工作,提取上層隔振器上部安裝點和下部隔振器下部安裝點位置的振動響應,獲得浮筏隔振系統振級落差曲線如圖7 所示,分析結果表明,浮筏隔振系統隔振效果約為59.3dB（10Hz～8kHz）。

圖7 浮筏隔振系統振級落差曲線

3.3 特征線譜控制效果分析

分別在浮筏隔振系統（不安裝動力吸振器）和浮筏隔振及特征線譜控制系統（安裝動力吸振器）的屏蔽泵A 上施加50Hz 單頻激勵力,考察運行泵連接支架上4 個動力吸振器安裝位置和筏架上6 個動力吸振器安裝位置附近各點的振動響應及吸振效果如表4 所示。

表4 動力吸振器安裝位置各點吸振效果

經分析,安裝動力吸振器后10 個點的整體平均吸振效果約為4.2dB,滿足考核指標要求。

4 結論

本文針對船舶動力系統中振動較大且特征線譜明顯的泵類設備,開展了基于浮筏隔振和動力吸振的減隔振及特征線譜控制技術研究,通過浮筏結構設計、動力吸振器參數研究、減隔振及吸振效果分析等工作,形成了泵類設備減隔振及特征線譜控制技術方案。分析結果表明,該方案可有效降低泵類設備振動及特征線譜傳遞。本文的研究工作可為泵類設備的減隔振及特征線譜控制提供參考,在實際工程問題中,可根據設備及管路布置對筏架結構、動力吸振器參數等進行適應性修改,以滿足相應的控制要求。