船用小型中压空压机隔振试验研究

2019-03-07金丽琼许治晶邢志胜毛京兵张志恒张成彦

中国设备工程 2019年4期

金丽琼，许治晶，邢志胜，毛京兵，张志恒，张成彦

(1.合肥通用机械研究院有限公司，安徽合肥 230031；2.中国船舶重工集团公司第七一一研究所，上海 201108）

空气压缩机(以下简称空压机)是现代船舶工业中的重要关键设备之一，目前船用空压机多采用往复活塞式，由于不平衡惯性力等因素的影响，往复活塞式空压机在工作时会产生振动和噪声，针对该问题，通常在船用空压机和甲板之间设计有单层隔振装置或双层隔振装置(或浮筏隔振装置)，一方面能最大限度地隔离空压机的振动沿机座向船体的传递，从而抑制船舱工作室噪声和水下辐射噪声，以达到提高船舶隐身性和舒适性的功能；一方面能有效抑制外界干扰（如恶劣海况等）通过机座对船舶空压机设备的冲击，以提高空压机的使用寿命。

为了保证隔振装置的效果，一般选用刚度较小的隔振装置，但隔振装置刚度较小会影响系统的稳定性，因此，如何合理地选择隔振装置，达到既能提高隔振效果又能保证系统稳定性要求一直是业内关注的问题。俞微等给出了可以校验浮筏隔振系统稳定性的计算方法及通用程序，并对其进行了验证。杜奎等运用导纳原理推导了双层减振装置隔振器对齐安装和不对齐安装方案的传递功率流，发现由于结构传递导纳小于输入导纳，不对齐安装更有利于降低宽频率振动的传递。祝华等采用试验方法研究了隔振器安装位置的偏差对隔振效果的影响，发现隔振器安装位置偏差的变化可以明显影响高频段的隔振效果。段小帅等研究了潜艇双层隔振系统中振级落差、插入损失和力传递率3个隔振评价指标的关系，并通过理论分析得出3个评价指标在一定条件下相差1个常值的结论。本文在上述研究的基础上，以某型号船用空压机隔振装置为研究对象，接合空压机的振动机理分析，对隔振装置的减振效果进行试验优化研究，以确定较合理的隔振装置布置，为后续空压机在舰船上安装提供技术指导。

1 振动机理分析

船舶上使用较多的小型中压空压机组多为V型两级往复活塞式结构，本文选用某型号该类型空压机组为研究对象。往复活塞式空压机由于二阶往复惯性力无法用平衡重平衡掉，空压机在工作过程中会产生振动，查阅文献可知，引起空压机振动的惯性力主要有两个，分别为一阶往复惯性力和二阶往复惯性力。一阶往复惯性力的方向与曲柄运动方向一致，通常在曲柄相反的方向上加一个平衡重，可以平衡一阶往复惯性力；二阶往复惯性力是周期性变化的，且方向始终处于水平方向，所以不能实现通过增加平衡重的方法来对其进行平衡。因此，往复惯性力矩的存在对空压机系统形成了一个振动激励源，该振动激励是导致空压机运转过程产生振动的主要原因。根据空压机的振动特性，可利用下式对其进行描述，即

式中：m为主机重，z为振动位移，c为阻尼系数，k为刚度系数，ωn为系统固有频率，，F为不平衡惯性力，ω为空压机主轴旋转频率；假设式(1)的稳态解为：

式中：Az为振动幅值。将式（2）代入式（1）可解得方程（1）的振动幅值为：

从式（3）可知，阻尼的增加有利于抑制系统的振动幅值；当k＞mω2时，刚度越大，系统振动幅值越小，反之，当刚度越小时，系统振动幅值越大；当k＜mω2时，刚度越小，系统振动幅值越小，反之，当刚度越大时，系统振动幅值越大；当k=mω2时，系统会发生共振现象，此时激励源的频率与系统固有频率刚好相等，即。由前面分析可知，系统固有频率ωn与系统的刚度系数和质量均有关，旋转频率是压缩机主轴转动频率，该型号空压机旋转频率为25Hz，当旋转频率与固有频率接近或相等时，其振幅、速度及加速度均会有较大增加，可能出现共振现象。机组设计时必须避免共振的发生。目前对船舶用小型中压空压机组的振动指标要求主要体现在以下3个方面。

（1）在额定工况下，空压机主机机脚的振动加速度振级不允许高于规定值。

（2）在额定工况下，空压机主机机脚在20～10kHz频率范围内的振动加速度不允许高于GJB763.2-89《舰船噪声限值和测量方法-舰船设备结构振动加速度验收限值》或技术协议规定的限定值要求。

（3）隔振装置的隔振效果在低、中、高各频段均要满足规定要求。

因此，为了保证中压空压机组的振动特性满足上述要求，需要对其进行隔振优化。

2 隔振装置描述

由于未被平衡的惯性力及力矩的存在，空压机运转过程中不可避免的会产生振动，通常采用基础或减振器对其进行抑制。某型空压机组采用双层隔振装置，如图1。在双层隔振结构的船用空压机系统中，为保证空压机的正常运行，空压机和中间质量块通常都具有较高的强度和刚度，且相对于其结构尺寸来说，空压机和中间质量块在振动过程中的自身变形较小，上层为四只橡胶弹簧减振器，与空压机底架连接；下层有六只橡胶弹簧减振器，和船的甲板连接；两层隔振通过中间质量块连接。通常对于弹性安装的船用空压机组系统，隔振装置的主要作用一方面是吸收空压机工作过程中产生的振动能量，使传递到甲板上的振动减小，提高其隐身性，这可以由隔振装置的隔振效果来衡量；另一方面隔振装置会使空压机的机脚振动放大，波及到与空压机连接的设备振动。所以，上下两层减振器的刚度和阻尼是不一样的，一般上刚下柔。另外，中间质量块的重量、阻尼都会对系统振动的大小及分布产生影响，必须做到上下层隔振器块、中间质量块和空压机的有机统一、协调、耦合，才能使振动各项指标均满足要求，所以不同的空压机结构采用的隔振装置也不同。

图1 某型船用空压机

3 试验分析

为了实现双层隔振装置和空压机的最佳匹配组合，需要进行大量的现场试验和分析。为此，课题组专门设计了模拟船上安装状态的基于双层隔振装置的空压机试验平台，如图2，为方便研究，振动加速度单位采用文献中的振动加速度表述方法，即dB。

采用文献[5]提供的试验方法，分别进行以下试验。

（1）隔振装置结构参数不变，调整配重的重量对系统进行优化，进一步弱化一阶往复惯性力的影响，优化后的振动测试结果如图3中优化试验1所示。

（2）隔振装置结构参数不变，通过更换联轴器的方式调整轴承的间隙，对主机运动件平衡系统优化，优化后的振动测试结果如图3中优化试验2所示。

（3）隔振装置结构参数不变，基于试验（1）和（2）的优化结果，在主机机脚加装钢块，改变主机的质量分布对系统进行优化，优化后的试验结果如图3中优化试验3所示。

（4）主机系统优化后，通过改变中间质量块的重量对隔振装置进行优化(未优化前中间质量块带较多均布的孔，优化后中间质量块带不带孔），其振动测试结果如图4中优化试验4所示。

图2 某型船用空压机双层隔振装置试验平台

（5）基于试验（4）的优化结果，增加上层减振器的刚度进行振动测试(通过改变减振器的数量来实现)，测试结果如图4中优化试验5所示。

（6）基于试验（4）的优化结果，减小下层减振器的刚度进行振动测试(通过改变减振器的数量来实现)，测试结果如图4中优化试验6所示。

（7）基于上述优化结果，改善气体管路，降低气流脉动，机组振动试验结果如图4中优化试验7所示。

图3为主机结构优化后的整体试验结果，图4为隔振装置优化后的整体试验结果，为方便研究，图3和图4的绘制按文献中方法绘制，且在图中均给出了的主机优化前系统的振动曲线、技术协议规定值和GJB规定值。

图3 主机优化试验结果

图4 隔振装置优化试验结果

由图3可知，配重的优化进一步平衡了一阶往复惯性力，虽然机脚振动加速度有一定的改善，但减振效果并不明显(优化试验1)；轴承安装间隙的减小，联轴器重量增加，可以减小振动，机脚振动加速度有明显降低，特别是低频段的振动抑制较为明显(优化试验2)；改变主机局部重量分布，低频段机脚振动加速度几乎没有变化，中频段机脚振动加速度还有所恶化，高频段几乎没有变化，说明改变主机局部重量并不能达到抑制系统振动的目的(优化试验3)；由图4可知，隔振装置阀体重量增加，机脚振动加速度在低、高频段有所降低，但中频段影响不大(优化试验4)；增加上层隔振器的刚度，机脚振动加速度在低、中、高频段均有所降低，所以增加上层隔振器刚度，是降低机脚振动加速度的有效方法(优化试验5)；减小下层减振器的刚度，机脚振动加速度在低、中频段有所降低，但高频段有所强化，因此，该方法并不建议使用(优化试验6)；改善气体管路，降低气流脉动，机脚振动加速度的低、中、高频段均有一定抑制效果(优化试验7)。

从上述试验结果还可发现：第一，当机脚振动加速度的频率位于 25Hz、50Hz、100Hz、125Hz、200Hz的中心频率时，其振动均有显明增强；第二，机脚振动加速度的频率位于800Hz、1000Hz的中心频率时，振动幅值突增，其原因是由于该型号机组的旋转频率ω为25Hz，25Hz、50Hz、100Hz、125Hz、200Hz为其倍频程；而 800Hz、1000Hz刚好在该系统固有频率ωn附近。经过上述一系列优化改进，通过试验，隔振装置的振动抑制效果达到最佳，各项指标均满足要求。需要指出的是机组机脚振动加速度在25Hz中心频率时仍较大，这是因为该型号机组曲轴的旋转频率为25Hz，也是技术协议允许的。