軍用船舶動力吸振器性能與參數(shù)優(yōu)化研究

郭有松，李 超，王德禹，張 敏

(1.上海交通大學(xué) 海洋工程國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海 200240； 2.北京明航技術(shù)研究所,北京 100023；3.常州容大結(jié)構(gòu)減振設(shè)備有限公司,江蘇 常州 213031)

軍用船舶動力吸振器性能與參數(shù)優(yōu)化研究

郭有松1,3，李 超2，王德禹1，張 敏3

(1.上海交通大學(xué) 海洋工程國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海 200240； 2.北京明航技術(shù)研究所,北京 100023；3.常州容大結(jié)構(gòu)減振設(shè)備有限公司,江蘇 常州 213031)

降低輻射噪聲低頻線譜能量一直是各國海軍提高船舶聲隱身性能急需解決的關(guān)鍵問題。動力吸振器被認(rèn)為是一種解決低頻線譜的重要手段之一，在艦船振動控制領(lǐng)域應(yīng)用廣泛。從目前軍用船舶動力吸振器使用情況來看，控制頻率主要集中在20 Hz以下。本文針對軍用船舶聲隱身的需求，在100 Hz范圍內(nèi)，以船用風(fēng)機(jī)為例，討論主系統(tǒng)和動力吸振器結(jié)構(gòu)參數(shù)(頻率、質(zhì)量、剛度、阻尼)對動力吸振器減振性能的影響，針對梁長度與剛度的非線性關(guān)系，設(shè)計(jì)連續(xù)可變頻動力吸振器，在此基礎(chǔ)上進(jìn)行理論與有限元探討。研究表明，動力吸振器吸振性能主要取決于主系統(tǒng)與激勵頻率，當(dāng)主系統(tǒng)與激振頻率確定時，適當(dāng)調(diào)節(jié)主輔參數(shù)值(質(zhì)量、剛度、阻尼)，可達(dá)到最佳減振效果。

設(shè)備振動；動力吸振器；頻率可調(diào)；理論與數(shù)值；參數(shù)與性能優(yōu)化

0 引 言

軍用船舶低速航行過程中，機(jī)械噪聲被認(rèn)為是對輻射噪聲貢獻(xiàn)最主要的能量，其中最難解決的是低頻強(qiáng)線譜。傳統(tǒng)的被動控制不能解決低頻強(qiáng)線譜問題，科研工作者們轉(zhuǎn)而將視線轉(zhuǎn)向主動控制。但振動主動控制系統(tǒng)因其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，抗沖擊性能不能滿足艦船使用要求，至今尚未完成實(shí)船應(yīng)用。而動力吸振器作為解決低頻能量的有效手段，在艦船振動控制領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用。

澳大利亞新南威爾士大學(xué)Paul Griffin Dylejko，Sascha Merz采用理論與有限元相結(jié)合研究了液體動力吸振器應(yīng)用與推力軸承，有效解決了螺旋槳推進(jìn)過程中引起的縱向推力不平衡，提高了潛艇聲隱身性能[1-2]。李俊和金咸定采用非線性碟簧設(shè)計(jì)出了寬頻動力吸振器應(yīng)用于船舶尾部振動控制[3-4]?；袅稚⒗詈昴嗅槍Υ罂缍葮蛄航⒘硕嗑STMD模型，推導(dǎo)了傳遞函數(shù)與放大系數(shù)[5]；歐進(jìn)萍、王永富討論了設(shè)置TMD系統(tǒng)的高層建筑在風(fēng)載荷作用下的動力學(xué)參數(shù)優(yōu)化[6]。J.H.H. Huijbers和李俊采用非線性蝶形彈簧實(shí)現(xiàn)了在寬頻范圍動力吸振[3-4，7]。

本文針對船用設(shè)備(通風(fēng)機(jī))軸頻振動進(jìn)行動力吸振器研究，根據(jù)吸振器梁長度與彎曲剛度的非線性關(guān)系，進(jìn)行理論與有限元分析。通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)實(shí)現(xiàn)動力吸振器可連續(xù)變頻。以吸振效果的目標(biāo)對主系統(tǒng)、動力吸振器參數(shù)變化進(jìn)行參數(shù)性能優(yōu)化研究。

1 動力吸振器組成

通風(fēng)機(jī)安裝形式如圖1所示，動力吸振器結(jié)構(gòu)形式如圖2所示。

圖1 動力吸振器前后風(fēng)機(jī)效果安裝圖Fig.1 Installation of fan with and without DVA

圖2 動力吸振器基本結(jié)構(gòu)圖Fig.2 The basic structure of DVA

本動力吸振器采用不銹鋼圓桿作為彈簧，不銹鋼圓盤作為質(zhì)量。由于本系統(tǒng)為連續(xù)系統(tǒng)，在理論分析時將桿作為彈簧，圓盤作為質(zhì)量，而在有限元分析時圓盤與圓桿又互為質(zhì)量、剛度。

圖2中，R1為圓桿半徑；R2為圓盤半徑；L1為圓盤內(nèi)面距固定端距離；L2為圓盤寬度；L3為圓盤外面距自由端距離。

2 理論模型

2.1 動力吸振器剛度模型

由于動力吸振器在設(shè)備上安裝，可以將其認(rèn)為是一端固定的懸臂梁，在自由端布置集中質(zhì)量。

由材料力學(xué)可知，其控制方程為：

mx+kx=0，

(1)

k=3EI/l3，

(2)

I=πd4/64，

(3)

(4)

式中：m為等效集中質(zhì)量；k為彎曲剛度；E為彈性模量；I為慣性距；d為圓桿直徑；l為集中質(zhì)量距固定端距離。

由式(4)可知，動力吸振器固有頻率與圓柱直徑的2次方成正比，與質(zhì)量塊距離固定端的長度1.5次方成反比。通過調(diào)節(jié)圓柱直徑以及質(zhì)量距離固定端的長度，可以實(shí)現(xiàn)頻率的連續(xù)可調(diào)。

2.2 動力吸振器吸振效果

動力吸振器是通過輔系統(tǒng)固有頻率與主系統(tǒng)激勵頻率一致，輔系統(tǒng)對主系統(tǒng)產(chǎn)生一個頻率相同，相位與主系統(tǒng)激勵差180°作用力，從而可以抵消主系統(tǒng)部分響應(yīng)。其吸振效果可以通過建立安裝動力吸振器前后主系統(tǒng)的振動變化量來表示，未安裝動力吸振器可以等效為單自由度強(qiáng)迫振動，安裝動力吸振器可以等效為兩自由度強(qiáng)迫振動。

2.2.1 未附加動力吸振器力學(xué)模型

未安裝動力吸振器其結(jié)構(gòu)可理想化為單自由度強(qiáng)迫振動[8]，其力學(xué)模型如圖3所示。

圖3 動力吸振器模型Fig.3 Mechanical model of DVA

其振動控制方程為:

(5)

其振動方程的解為:

(6)

2.2.2 附加動力吸振器結(jié)構(gòu)

安裝動力吸振器其結(jié)構(gòu)可理想化為兩自由度強(qiáng)迫振動，其力學(xué)模型如圖3所示。

其振動控制方程為：

(7)

得出振動方程的解為:

(8)

(9)

2.2.3 動力吸振器減振效果

ΔL=20log10(X0/X1)。

(10)

其中ΔL為動力吸振器吸振效果加速度級。

3 設(shè)計(jì)案例

為分析質(zhì)量、剛度、阻尼對動力吸振器性能的影響，設(shè)定1組安裝了動力吸振器的系統(tǒng)參數(shù)，基本參數(shù)如表1所示，其中部分參數(shù)在不同的分析中有變化。

3.1L1對動力吸振器固有頻率的影響

動力吸振器采用如圖2所示結(jié)構(gòu)，其中R1=5 mm，R2=49.5 mm，L2=27 mm，L1由123變化至133，其固有頻率37～42 Hz，對比式(4)與有限元模態(tài)分析結(jié)果。

表1 主系統(tǒng)、副系統(tǒng)與激勵參數(shù)

圖4 L1對動力吸振器固有頻率的影響Fig.4 L1 influence on dynamic natural frequency

從圖4可以看出，通過調(diào)節(jié)圓盤位置可以實(shí)現(xiàn)動力吸振器機(jī)械連續(xù)調(diào)頻。一階模態(tài)理論分析與有限元分析結(jié)果保持同一趨勢。

3.2 頻率對性能的影響

通過分析主系統(tǒng)剛度變化，固有頻率從1～100 Hz，主系統(tǒng)的位移響應(yīng)隨固有頻率的變化曲線如圖5所示。

圖5 主系統(tǒng)固有頻率對主系統(tǒng)位移的影響Fig.5 Affect from natural frequency to displacement of the main system

由圖5可知，當(dāng)主系統(tǒng)系統(tǒng)頻率與激勵頻率以及動力吸振器固有頻率一致時，動力吸振器效果最好。通常情況下，艦艇設(shè)備與隔振器組成的系統(tǒng)不會處于共振狀態(tài)，采用動力吸振器消除低頻線譜不太合適。

3.3 質(zhì)量比對性能的影響

為討論質(zhì)量比對動力吸振器性能的影響，改變質(zhì)量比m2/m1，即只改變動力吸振器的質(zhì)量，觀察動力吸振器減振效果的變化，如圖6所示。

圖6 質(zhì)量比對動力吸振器性能的影響Fig.6 The dynamic effects of DVA performance from mass ratio

從圖6可以看出，動力吸振器的質(zhì)量比越大，減振效果越好，只有當(dāng)吸振器的質(zhì)量達(dá)到一定值時，才能起到明顯的減振效果。

3.4k1和k2對性能的影響

分析剛度對動力吸振器性能影響時，即使主系統(tǒng)剛度k1改變，觀察動力吸振器減振效果的變化，如圖7所示。

圖7 剛度k1對動力吸振器性能的影響Fig.7 The dynamic effects of DVA performance from stiffness k1

使動力吸振器剛度k2改變，其他參數(shù)不變，觀察動力吸振器減振效果的變化，如圖8所示。

圖8 剛度k2對動力吸振器性能的影響Fig.8 The dynamic effects of DVA performance from stiffness k2

從圖7和圖8可知，動力吸振器在起作用的情況下，主、輔系統(tǒng)剛度越大，吸振效果越好。

3.5c1和c2對性能的影響

分別討論c1對動力吸振器減振性能的影響(見圖9)，以及c2對動力吸振器振幅的影響(見圖10)。

圖9 c1對動力吸振器性能的影響Fig.9 The dynamic effects of DVA performance from damping c1

圖10 c2對動力吸振器減振性能的影響Fig.10 The dynamic effects of DVA performance from damping c2

由圖9可以看出，主系統(tǒng)阻尼對減振效果的影響較小,但當(dāng)主系統(tǒng)的阻尼增大到一定值時，系統(tǒng)的減振效果隨主系統(tǒng)的阻尼增大而減小，其臨界點(diǎn)在C1為20 000 Ns/m位置處。

主系統(tǒng)阻尼比對最大抑振帶寬有較顯著的影響,當(dāng)質(zhì)量比一定時,最大抑振帶寬隨主系統(tǒng)阻尼比的增加而減??；當(dāng)主系統(tǒng)阻尼比一定時,最大抑振帶寬隨質(zhì)量比的增加而增加[4]。

由圖10可知，c2的增加會降低系統(tǒng)的減振效果，當(dāng)阻尼增加到一定值時，對減振效果的影響越來越小。同時c2的增加，會衰減掉動力吸振器的振幅。

4 結(jié) 語

由圖4～圖10分析可知：

1)動力吸振器采用圖2結(jié)構(gòu)，可以實(shí)現(xiàn)機(jī)械連續(xù)調(diào)頻。

2)對于低頻線譜而言，采用動力吸振器通常情況下是能夠?qū)崿F(xiàn)吸振效果，當(dāng)主系統(tǒng)頻率與激勵頻率相差很大時，采用動力吸振器吸振效果不明顯。

3)動力吸振器的質(zhì)量比越大，減振效果越好。但是吸振器質(zhì)量過大，不僅在機(jī)械上布置比較困難，而且給系統(tǒng)增加了很大的負(fù)擔(dān)，因此一般動力吸振器的質(zhì)量不宜選取過大(在工程實(shí)際中,質(zhì)量比一般小于7%)。

4)剛度越大，吸振效果越好，通常應(yīng)使動力吸振器剛度k2小于機(jī)械本身的參數(shù)k1。通過適當(dāng)調(diào)整k2的值,從而使振動得到最大限度的衰減,即達(dá)到最佳吸振狀態(tài)。

5)主系統(tǒng)阻尼對減振效果的影響較小，通常阻尼較大時，減振效果隨主系統(tǒng)的阻尼增大而減小。對于動力吸振器而言降低的阻尼只會在固有頻率附近小范圍內(nèi)提高其吸振性能。因此在實(shí)際設(shè)計(jì)動力吸振器時,要在保證吸振器自身振動的衰減和調(diào)協(xié)性能的基礎(chǔ)上,使吸振器的阻尼盡可能低。

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Parameter and performance research of dynamic vibration absorber applied in marine vessels

GUO You-song1，3, LI Chao2,WANG De-yu1，ZHANG Min3

(1.Shanghai Jiaotong University State Key Laboratory of Ocean Engineering，Shanghai 200240,China; 2.Minghang Technical Research Institute,Beijing 100023,China;3.Changzhou Road Damping Equipments Co.,Ltd.,Changzhou 213031,China)

To reduce the low frequency line spectrum energy among the navy ship underwater radiated noise spectrum is the key issues in the field of navy ship sheath.It need to be resolved as quickly as possible.Dynamic vibration absorber(DVA)is considered as one of the important means, widely used in the field of ship vibration control. From the military ship dynamic vibration absorber using the situation, thecontrol frequency always below 20 Hz. Demand for military vessels acoustic stealth, marine fan are taken as an example, during the 100 Hz frequency range,the relationship between vibration absorber performance with themain system and DVA structure parameters(frequency,mass, stiffnessand damping) was discussed in this paper.Due to DVA nonlinear relationship betweenthelength of the beam with stiffness, a continuous frequency dynamic vibration absorber are designed. Onthebasis of theory andfinite element analysis, DVA vibration absorption performance mainly depends on the host system and theexcitation frequency. When the main system and the excitation frequency are determined, vibration absorption optimal effect can be got, during adjusting the main and DVA parameter values.

equipment vibration；DVA；adjustable frequency；theoreticaland numerical analysis；parameters and performanceoptimization

2013-11-08；

2014-02-12

郭有松(1974-) ，男，博士研究生，主要從事海洋結(jié)構(gòu)振動疲勞與艦船減振降噪抗沖擊研究。

U666

A

1672-7649(2014)07-0048-05

10.3404/j.issn.1672-7649.2014.07.011