船用空壓機浮筏隔振裝置仿真設(shè)計及校核*

查長松 張 萍 趙建華

(1.海軍駐蕪湖地區(qū)軍事代表室 蕪湖 241000)(2.海軍工程大學(xué)動力工程學(xué)院 武漢 430033)

船用空壓機浮筏隔振裝置仿真設(shè)計及校核*

查長松1張 萍2趙建華2

(1.海軍駐蕪湖地區(qū)軍事代表室 蕪湖 241000)(2.海軍工程大學(xué)動力工程學(xué)院 武漢 430033)

論文以某船用空壓機為研究對象,以減少其工作時振動噪聲為目的進行隔振裝置的仿真設(shè)計。建立了空壓機浮筏隔振裝置三維實體模型,基于ABAQUS軟件開展了筏架組自由模態(tài)的仿真計算,采用ADAMS軟件實現(xiàn)了靜載、橫傾和縱傾作用下隔振裝置減振器負荷及變形量校核,模擬了大風(fēng)浪航行下隔振裝置的極限搖擺狀態(tài),并對減振器是否超負荷進行了校核,提出在隔振裝置下層與船體之間加裝限位器。結(jié)果表明所設(shè)計的隔振裝置滿足實船工作要求,隔振系統(tǒng)具有良好的隔振效果。

空壓機; 浮筏; 仿真設(shè)計; 校核

Class Number TB123

1 引言

某型空壓機作為船用設(shè)備,其結(jié)構(gòu)如圖1所示,主要技術(shù)參數(shù)見表1。工作時該設(shè)備振動較大,嚴重影響了使用人員及其他設(shè)備的正常工作,因此必須對其設(shè)計隔振裝置。

本文以降低空壓機傳遞給船體基礎(chǔ)的振級落差為目的,在不影響該設(shè)備正常工作的前提下,采用UG三維造型軟件建立其隔振裝置三維模型,應(yīng)用仿真軟件ADAMS[1～3]實現(xiàn)下述四項指標的計算及校核:

1) 隔振系統(tǒng)和筏架的固有頻率;

2) 隔振系統(tǒng)的二級振級落差是否滿足船用設(shè)備使用要求;

3) 隔振裝置在靜載、橫傾和縱傾時減振器受力情況;

4) 大風(fēng)浪航行時減振器是否超負荷。

通過上述各工況下的仿真計算來修改三維模型,經(jīng)過反復(fù)校核,最終形成優(yōu)化設(shè)計方案,本文所作的工作也為其他設(shè)備隔振裝置設(shè)計提供借鑒。

圖1 船用空壓機結(jié)構(gòu)

參數(shù)名稱參數(shù)值轉(zhuǎn)速1470rpm振動烈度(彈性支撐安裝方式)?28mm/s重量450kg排氣量101m3/h最大工作壓力3MPa氣缸數(shù)2

2 隔振裝置簡介

空壓機隔振裝置由空壓機組、中間筏體、上下層隔振器、下層隔振器馬腳、限位器、緊固標準件等組成,如圖2所示。

圖2 空壓機隔振裝置三維模型

工作中,空壓機浮筏隔振裝置應(yīng)具有良好的隔振性能,可使由空壓機產(chǎn)生而傳至船體基礎(chǔ)結(jié)構(gòu)的振動衰減30dB以上,并滿足搖擺、傾斜等工作條件要求[1～2]。

3 隔振裝置模型及參數(shù)

隔振裝置上層減振器為空壓機自帶減振器,三向靜剛度均為600N/mm,三向動剛度為700N/mm。下層減振器采用6JX-100型減振器,該減振器一般承受Z向載荷,Z向靜剛度為125N/mm,X、Y向靜剛度為250N/mm。Z向動剛度為260N/mm,X、Y向動剛度為500N/mm。在靜態(tài)分析和搖擺分析中使用靜剛度,振動分析中使用動剛度。筏架本體質(zhì)量為283.4kg,外加限位器、墊塊等的重量,共327kg。筏架的有限元模型如圖3所示?？諌簷C組質(zhì)量450kg,兩根支撐橫梁,每根質(zhì)量17kg左右?？諌簷C隔振裝置多剛體模型[2]如圖4所示。

圖3 筏架有限元模型

圖4 隔振系統(tǒng)ADAMS模型

4 計算結(jié)果及分析

計算結(jié)果涵蓋了靜態(tài)特性、風(fēng)浪中的穩(wěn)定性和振動性能三個方面[4～8]。

4.1 靜態(tài)特性

4.1.1 靜態(tài)變形

上層減振器靜態(tài)變形計算結(jié)果如圖5所示,BUSHING_up1和BUSHING_up2為空壓機一側(cè)的減振器,BUSHING_up3和BUSHING_up4為電機一側(cè)的減振器。由于機組重心軸向偏離安裝基腳幾何中心,故空壓機一側(cè)減振器變形較大,為2.2428mm、2.2404mm;電機一側(cè)變形量較小,為1.7177mm、1.7204mm,空壓機一側(cè)比電機側(cè)變形量小0.5mm左右。

圖5 上層減振器靜態(tài)變形量

下層減振器靜態(tài)變形計算結(jié)果如圖6所示,BUSHING_down1和BUSHING_down2為空壓機一側(cè)的外側(cè)減振器,BUSHING_down3和BUSHING_down4為電機一側(cè)的外側(cè)減振器。BUSHING_down5和BUSHING_down6為空壓機一側(cè)的外側(cè)減振器,BUSHING_down7和BUSHING_down8為電機一側(cè)的外側(cè)減振器。由空壓機一側(cè)往電機一側(cè)減振器變形依次為8.2571mm、8.1043mm、7.8234mm、7.6684mm。減振器的變形量空壓機外側(cè)最大,電機外側(cè)最小,最大相差0.61mm。

圖6 下層減振器靜態(tài)變形量

4.1.2 橫傾

利用靜態(tài)模型,將模型旋轉(zhuǎn)15°,構(gòu)成橫傾模型。以上變形量減去靜態(tài)變形量就是橫傾相對于靜態(tài)的變形量,計算得到上層隔振器Z向壓縮量和伸長量不超過1mm,Y向的變形也較小(靜態(tài)條件下Y向數(shù)值為零,滿足橫傾要求。下層減振器Z向壓縮量和伸長量不超過3mm,Y向的變形也較小,滿足橫傾要求。

4.1.3 縱傾

利用靜態(tài)模型,將模型旋轉(zhuǎn)10°,構(gòu)成縱傾模型。以上變形量減去靜態(tài)變形量就是縱傾相對于靜態(tài)的變形量,計算得到上層隔振器Z向壓縮量和伸長量不超過1mm,X向的變形也較小,滿足縱傾要求。下層減振器Z向壓縮量和伸長量不超過2mm,Y向的變形也較小,滿足縱傾要求。

4.2 風(fēng)浪狀態(tài)時穩(wěn)定性校核

4.2.1 橫搖特性

考慮橫搖幅度45°,海浪周期為3s,設(shè)置船舶的位移方程為

disp(time)=0.7854*sin(2.0944*time)

(1)

計算得到上層減振器橫搖變形量為:空壓機側(cè)減振器最大變形量4.1595mm,最小變形量1.2358mm;電機側(cè)減振器最大變形量3.7383mm,最小變形量0.9172mm。

下層減振器最大變形量15.733mm,最小變形量2.2189mm。

垂直方向上,空壓機組1～4號減振器最大變形量11.534mm,最小變形量1.3567mm;5～8號減振器最大變形13.1797mm,最小變形量-0.2975mm。對照靜態(tài)情況,1～4號減振器變形為:最大壓縮量3.8656mm,最大拉伸量6.9004mm(此時相對于靜態(tài)拉伸了,但是減振器還沒有恢復(fù)到壓力為零,現(xiàn)在承受壓力),垂向限位器拉伸方向起作用;5～8號減振器變形為:最大壓縮量5.3563mm,最大拉伸量8.4018mm(此時相對于靜態(tài)拉伸了,減振器恢復(fù)到壓力為零,現(xiàn)在承受拉力),此時長邊方向的限位器雙向起作用[9～10]。

4.2.2 縱搖特性

考慮縱搖幅度10°,海浪周期為4s,設(shè)置船舶的位移方程為

disp(time)=0.1745*sin(1.57075*time)

(2)

計算得到上層減振器縱搖變形量為:空壓機側(cè)減振器最大變形量2.6434mm,最小變形量1.8447mm;電機側(cè)減振器最大變形量2.1319mm,最小變形量1.3529mm。

下層減振器縱搖變形量為:空壓機側(cè)減振器最大變形量9.8596mm,最小變形量6.4752mm;電機側(cè)減振器最大變形量9.2724mm,最小變形量5.9089mm。

垂向方向上,空壓機側(cè)減振器最大變形量9.8113mm,最小變形量6.4687mm;電機側(cè)減振器最大變形量9.2328mm,最小變形量5.9031mm。對照縱搖15度,周期6.38s情況,減振器的變形要小,情況較好;垂向限位器還未起作用。

4.3 振動分析

4.3.1 筏架的自由模態(tài)分析

模態(tài)分析[11]時筏架處于自由狀態(tài),計算前12階模態(tài),結(jié)果表明前6階為剛體模態(tài),對應(yīng)的頻率近似為零,筏架及掛架第7～12階模態(tài)頻率計算結(jié)果見表2。由該表可以看出,它們的前兩階最低彈性模態(tài)頻率遠遠大于機組激勵頻率和整個裝置的剛體運動模態(tài),不會與系統(tǒng)發(fā)生共振,因而筏體的模態(tài)設(shè)計是成功的,7、8階振型如圖7、圖8所示。

表2 筏架自由模態(tài)頻率

圖7 第7階振型

圖8 第8階振型

4.3.2 系統(tǒng)頻率和振型

表3為浮筏隔振系統(tǒng)模態(tài)分析計算結(jié)果?？諌簷C轉(zhuǎn)速1470,頻率為24.5Hz。機組轉(zhuǎn)動頻率與第7階頻率接近,由于第7階模態(tài)不是繞x軸轉(zhuǎn)動,為此不會激發(fā)該頻率共振。

表3 浮筏隔振系統(tǒng)模態(tài)分析計算結(jié)果

4.3.3 系統(tǒng)頻響特性及振動分析

輸入為空壓機組垂向加速度,輸出為甲板加速度,激勵掃頻結(jié)果如圖9所示,在頻率24.5Hz附近沒有出現(xiàn)共振峰,振級落差小于30db,滿足設(shè)計要求。

圖9 系統(tǒng)頻響特性

5 結(jié)語

通過對空壓機組浮筏隔振裝置的優(yōu)化設(shè)計,得出如下結(jié)論:

1) 在靜態(tài)、橫傾和縱傾情況下,減振器的負荷控制在允許范圍之內(nèi),且負荷分配均勻;

2) 大風(fēng)浪航行中極限橫搖時,限位器起作用,極限縱搖時,各方向最大變形控制在2.5mm之內(nèi),機組與外界撓性連接允許位移較大,能夠承受機組的位移,滿足設(shè)計要求;

3) 振動系統(tǒng)模態(tài)分析和振動掃頻顯示,筏架及系統(tǒng)不會出現(xiàn)共振,隔振效果大于30db,滿足設(shè)計要求。

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Simulation Designing and Testing of Floating Raft Isolating System on Ship Air Compressor

ZHA Changsong1ZHANG Ping2ZHAO Jianhua2

(1. Naval Military Representative Office at Wuhu, Wuhu 241000) (2. Power College, Naval University of Engineering, Wuhan 430033)

Taking a ship air compressor as an example, the floating raft isolating system is simulated and analyzed. Based on a three-dimension model of air compressor floating raft isolating system, free modes on floating raft are calculated by ABAQUS software. At the same time, loads and deformations acting on isolators under three conditions of static load, heeling and trim are calibrated. Considering ship navigating on heavy sea, the maximum loads on isolators are verified and a new type of stopper between floating raft and ship is developed. Results show the floating raft isolating system is better for air compressor to work at lower vibration working condition.

air compressor, floating raft, simulation designing, verifying

2014年5月11日,

2014年6月27日 作者簡介:查長松,男,碩士,高級工程師,研究方向:熱能動力裝置結(jié)構(gòu)可靠性設(shè)計與分析。

TB123

10.3969/j.issn1672-9730.2014.11.027