军用船舶动力吸振器性能与参数优化研究

郭有松，李 超，王德禹，张 敏

(1.上海交通大学 海洋工程国家重点实验室，上海 200240； 2.北京明航技术研究所,北京 100023；3.常州容大结构减振设备有限公司,江苏 常州 213031)

军用船舶动力吸振器性能与参数优化研究

郭有松1,3，李 超2，王德禹1，张 敏3

(1.上海交通大学 海洋工程国家重点实验室，上海 200240； 2.北京明航技术研究所,北京 100023；3.常州容大结构减振设备有限公司,江苏 常州 213031)

降低辐射噪声低频线谱能量一直是各国海军提高船舶声隐身性能急需解决的关键问题。动力吸振器被认为是一种解决低频线谱的重要手段之一，在舰船振动控制领域应用广泛。从目前军用船舶动力吸振器使用情况来看，控制频率主要集中在20 Hz以下。本文针对军用船舶声隐身的需求，在100 Hz范围内，以船用风机为例，讨论主系统和动力吸振器结构参数(频率、质量、刚度、阻尼)对动力吸振器减振性能的影响，针对梁长度与刚度的非线性关系，设计连续可变频动力吸振器，在此基础上进行理论与有限元探讨。研究表明，动力吸振器吸振性能主要取决于主系统与激励频率，当主系统与激振频率确定时，适当调节主辅参数值(质量、刚度、阻尼)，可达到最佳减振效果。

设备振动；动力吸振器；频率可调；理论与数值；参数与性能优化

0 引 言

军用船舶低速航行过程中，机械噪声被认为是对辐射噪声贡献最主要的能量，其中最难解决的是低频强线谱。传统的被动控制不能解决低频强线谱问题，科研工作者们转而将视线转向主动控制。但振动主动控制系统因其结构复杂，抗冲击性能不能满足舰船使用要求，至今尚未完成实船应用。而动力吸振器作为解决低频能量的有效手段，在舰船振动控制领域得到广泛应用。

澳大利亚新南威尔士大学Paul Griffin Dylejko，Sascha Merz采用理论与有限元相结合研究了液体动力吸振器应用与推力轴承，有效解决了螺旋桨推进过程中引起的纵向推力不平衡，提高了潜艇声隐身性能[1-2]。李俊和金咸定采用非线性碟簧设计出了宽频动力吸振器应用于船舶尾部振动控制[3-4]。霍林生、李宏男针对大跨度桥梁建立了多维TMD模型，推导了传递函数与放大系数[5]；欧进萍、王永富讨论了设置TMD系统的高层建筑在风载荷作用下的动力学参数优化[6]。J.H.H. Huijbers和李俊采用非线性蝶形弹簧实现了在宽频范围动力吸振[3-4，7]。

本文针对船用设备(通风机)轴频振动进行动力吸振器研究，根据吸振器梁长度与弯曲刚度的非线性关系，进行理论与有限元分析。通过结构设计实现动力吸振器可连续变频。以吸振效果的目标对主系统、动力吸振器参数变化进行参数性能优化研究。

1 动力吸振器组成

通风机安装形式如图1所示，动力吸振器结构形式如图2所示。

图1 动力吸振器前后风机效果安装图Fig.1 Installation of fan with and without DVA

图2 动力吸振器基本结构图Fig.2 The basic structure of DVA

本动力吸振器采用不锈钢圆杆作为弹簧，不锈钢圆盘作为质量。由于本系统为连续系统，在理论分析时将杆作为弹簧，圆盘作为质量，而在有限元分析时圆盘与圆杆又互为质量、刚度。

图2中，R1为圆杆半径；R2为圆盘半径；L1为圆盘内面距固定端距离；L2为圆盘宽度；L3为圆盘外面距自由端距离。

2 理论模型

2.1 动力吸振器刚度模型

由于动力吸振器在设备上安装，可以将其认为是一端固定的悬臂梁，在自由端布置集中质量。

由材料力学可知，其控制方程为：

mx+kx=0，

(1)

k=3EI/l3，

(2)

I=πd4/64，

(3)

(4)

式中：m为等效集中质量；k为弯曲刚度；E为弹性模量；I为惯性距；d为圆杆直径；l为集中质量距固定端距离。

由式(4)可知，动力吸振器固有频率与圆柱直径的2次方成正比，与质量块距离固定端的长度1.5次方成反比。通过调节圆柱直径以及质量距离固定端的长度，可以实现频率的连续可调。

2.2 动力吸振器吸振效果

动力吸振器是通过辅系统固有频率与主系统激励频率一致，辅系统对主系统产生一个频率相同，相位与主系统激励差180°作用力，从而可以抵消主系统部分响应。其吸振效果可以通过建立安装动力吸振器前后主系统的振动变化量来表示，未安装动力吸振器可以等效为单自由度强迫振动，安装动力吸振器可以等效为两自由度强迫振动。

2.2.1 未附加动力吸振器力学模型

未安装动力吸振器其结构可理想化为单自由度强迫振动[8]，其力学模型如图3所示。

图3 动力吸振器模型Fig.3 Mechanical model of DVA

其振动控制方程为:

(5)

其振动方程的解为:

(6)

2.2.2 附加动力吸振器结构

安装动力吸振器其结构可理想化为两自由度强迫振动，其力学模型如图3所示。

其振动控制方程为：

(7)

得出振动方程的解为:

(8)

(9)

2.2.3 动力吸振器减振效果

ΔL=20log10(X0/X1)。

(10)

其中ΔL为动力吸振器吸振效果加速度级。

3 设计案例

为分析质量、刚度、阻尼对动力吸振器性能的影响，设定1组安装了动力吸振器的系统参数，基本参数如表1所示，其中部分参数在不同的分析中有变化。

3.1L1对动力吸振器固有频率的影响

动力吸振器采用如图2所示结构，其中R1=5 mm，R2=49.5 mm，L2=27 mm，L1由123变化至133，其固有频率37～42 Hz，对比式(4)与有限元模态分析结果。

表1 主系统、副系统与激励参数

图4 L1对动力吸振器固有频率的影响Fig.4 L1 influence on dynamic natural frequency

从图4可以看出，通过调节圆盘位置可以实现动力吸振器机械连续调频。一阶模态理论分析与有限元分析结果保持同一趋势。

3.2 频率对性能的影响

通过分析主系统刚度变化，固有频率从1～100 Hz，主系统的位移响应随固有频率的变化曲线如图5所示。

图5 主系统固有频率对主系统位移的影响Fig.5 Affect from natural frequency to displacement of the main system

由图5可知，当主系统系统频率与激励频率以及动力吸振器固有频率一致时，动力吸振器效果最好。通常情况下，舰艇设备与隔振器组成的系统不会处于共振状态，采用动力吸振器消除低频线谱不太合适。

3.3 质量比对性能的影响

为讨论质量比对动力吸振器性能的影响，改变质量比m2/m1，即只改变动力吸振器的质量，观察动力吸振器减振效果的变化，如图6所示。

图6 质量比对动力吸振器性能的影响Fig.6 The dynamic effects of DVA performance from mass ratio

从图6可以看出，动力吸振器的质量比越大，减振效果越好，只有当吸振器的质量达到一定值时，才能起到明显的减振效果。

3.4k1和k2对性能的影响

分析刚度对动力吸振器性能影响时，即使主系统刚度k1改变，观察动力吸振器减振效果的变化，如图7所示。

图7 刚度k1对动力吸振器性能的影响Fig.7 The dynamic effects of DVA performance from stiffness k1

使动力吸振器刚度k2改变，其他参数不变，观察动力吸振器减振效果的变化，如图8所示。

图8 刚度k2对动力吸振器性能的影响Fig.8 The dynamic effects of DVA performance from stiffness k2

从图7和图8可知，动力吸振器在起作用的情况下，主、辅系统刚度越大，吸振效果越好。

3.5c1和c2对性能的影响

分别讨论c1对动力吸振器减振性能的影响(见图9)，以及c2对动力吸振器振幅的影响(见图10)。

图9 c1对动力吸振器性能的影响Fig.9 The dynamic effects of DVA performance from damping c1

图10 c2对动力吸振器减振性能的影响Fig.10 The dynamic effects of DVA performance from damping c2

由图9可以看出，主系统阻尼对减振效果的影响较小,但当主系统的阻尼增大到一定值时，系统的减振效果随主系统的阻尼增大而减小，其临界点在C1为20 000 Ns/m位置处。

主系统阻尼比对最大抑振带宽有较显著的影响,当质量比一定时,最大抑振带宽随主系统阻尼比的增加而减小；当主系统阻尼比一定时,最大抑振带宽随质量比的增加而增加[4]。

由图10可知，c2的增加会降低系统的减振效果，当阻尼增加到一定值时，对减振效果的影响越来越小。同时c2的增加，会衰减掉动力吸振器的振幅。

4 结 语

由图4～图10分析可知：

1)动力吸振器采用图2结构，可以实现机械连续调频。

2)对于低频线谱而言，采用动力吸振器通常情况下是能够实现吸振效果，当主系统频率与激励频率相差很大时，采用动力吸振器吸振效果不明显。

3)动力吸振器的质量比越大，减振效果越好。但是吸振器质量过大，不仅在机械上布置比较困难，而且给系统增加了很大的负担，因此一般动力吸振器的质量不宜选取过大(在工程实际中,质量比一般小于7%)。

4)刚度越大，吸振效果越好，通常应使动力吸振器刚度k2小于机械本身的参数k1。通过适当调整k2的值,从而使振动得到最大限度的衰减,即达到最佳吸振状态。

5)主系统阻尼对减振效果的影响较小，通常阻尼较大时，减振效果随主系统的阻尼增大而减小。对于动力吸振器而言降低的阻尼只会在固有频率附近小范围内提高其吸振性能。因此在实际设计动力吸振器时,要在保证吸振器自身振动的衰减和调协性能的基础上,使吸振器的阻尼尽可能低。

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HUO Lin-sheng,LI Hong-nan.Theoretical analys is of vibration con trol of large-span pedestr ian br idge by use of M TMD[J].Journal of Disaster Prevention and Mitigation Engineering,2008,8(3):298-302.

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OU Jin-ping,WANG Yong-fu.Wind induced vibration analyses and design methods of tall buildings with tuned mass dampers od tuned liquid dampers[J].Earth Quake Engineering and EngineeringVibration,1994,14(2):61-75.

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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，主要从事海洋结构振动疲劳与舰船减振降噪抗冲击研究。

U666

A

1672-7649(2014)07-0048-05

10.3404/j.issn.1672-7649.2014.07.011