船用带隔声罩空压机组浮筏隔振系统设计
邹祥依++江国和++甄松刚++刘庆亮++徐全香
摘要：为提高船用空压机组的隔振性能，设计带隔声罩空压机组浮筏隔振系统.运用ANSYS建立该系统的有限元模型，对该系统进行模态分析和谐响应分析.分析结果表明：该系统符合设计要求，隔振效果良好；空间管系能够提高该系统整体的固有频率，并且能够提高该系统整体的隔振效果；扰动源的多少对该系统隔振性能影响不明显，所设计的系统能够提高船用空压机组的隔振性能.
关键词：船用空压机；浮筏；隔声罩；隔振控制
中图分类号：U664.51；TB535.1
文献标志码：A
0 引言
在船舶行驶过程中，主机、发电机、螺旋桨、空气压缩机以及各种不同用途的泵浦等动力设备会产生不同程度的振动，并伴随有噪声，随着科技的进步，船舶动力设备不断地向着高效率、大功率的方向发展，其产生的振动和噪声所带来的危害已引起人们的关注.
浮筏隔振系统因其隔振性能良好、设计灵活多变，目前已经成为国内外振动噪声控制研究的热点，在理论方面，王成刚等3建立浮筏隔振系统六自由度耦合动力学方程，将浮筏和基础作刚性处理，并分析系统振动传递响应特性，发现当筏体结构较大时筏架的弹性作用开始出现.江国和等采用三维弹性浮筏隔振系统模型对隔振性能进行分析，并提出提高隔振性能的方法.况成玉等提出一种周期性桁架浮筏系统，并对其隔振特性进行研究.带隔声罩空压机组浮筏隔振系统就是在传统浮筏隔振系统的中间浮筏上安装隔声罩，隔声罩与中间浮筏之间进行弹性支撑处理，将空压机组和相应附属管系安装在隔声罩内，通过中间浮筏和隔振器进行隔振，实现振动和噪声的控制.
本文以上海海事大学自动化机舱中的WP135型船用空压机组为研究对象，设计带隔声罩空压机组浮筏隔振系统，研究管系和多扰动源对该系统隔振性能的影响.WP135型空压机是立式单列单缸二级差动水冷式的，轴功率26kW，曲轴转速970r/mm，净重400kg；空压机外形尺寸640mmx763mm×1187mm；配套电机型号Y200L-6-H，额定容量30kW，额定转速970r/min，净重300kg；整体机组外形尺寸1465mm×840mmxl370mm；整体机组净重1000kg.
1 带隔声罩空压机组浮筏隔振系统总体设计
考虑实际基础的弹性影响，将空压机组作刚性设备处理，浮筏作弹性体处理，建立带隔声罩空压机组浮筏隔振系统有限元模型.
1.1 空压机组建模
空压机本身结构复杂，刚度较大，在建模过程中，将整个空压机分成11部分，在ANSYS中进行单独建模，再通过ANSYS中的ADD命令进行布尔运算，这样能够提高所建空压机模型的准确性.在遵循尺寸不变、质量不变的情况下，用Solid45单元进行空压机建模.网格精度为0.05m，空压机整体体积为0.265m3.单个空压机的实体模型和有限元模型见图1.
1.2 中间浮筏设计建模
浮筏设计成板式结构，由0.01m厚的多块钢板焊接而成，浮筏的尺寸为2.6mxl.8mx0.2m，筏体形状为对称性的平板架式，上下层钢板通过中间厚0.01m的肋板焊接而成，长度方向上有4个肋板，宽度方向上有3个肋板（结构材料为钢，弹性模量为2.1×1011Pa，泊松比为0.3，密度为7800kg/m3），总体积为0.1236m3，总质量为964kg.浮筏与机组的质量比一般为0.4-1.O，本文选取的质量比为0.482.通过改变钢板的厚度可以改变中间浮筏的质量，整个浮筏采用Solid45实体单元进行建模，网格精度为0.1m.中间浮筏模型见图2.
1.3 弹性基础设计建模
弹性基础采用的板架结构由0.01m厚的多块钢板焊接而成.弹性基础的尺寸为2.6mxl.8m×0.1m，弹性基础形状为对称性的平板架式，上下层钢板通过中间厚0.01m的肋板焊接而成，长度方向上有4块肋板，宽度方向上有3块肋板，整个弹性基础采用Solid45实体单元进行建模，网格精度为0.1m，弹性模量为2.1×1011Pa，泊松比为0.3，密度为7800kg/m3.整个弹性基础模型见图3.
1.4上、下层隔振器设计建模
浮筏上面布置两台空压机，每台空压机下面安装6个ZTG-400型橡胶隔振器与浮筏相连接，每个隔振器的横向和纵向刚度为6×105N/m，阻尼为2x104N·s/m，垂向刚度为1.5×106N/m，阻尼为2.5×104N·s/m.基础上面布置6个JSD-1250型橡胶隔振器与浮筏相连接，每个隔振器的横向和纵向刚度为1×106N/m，阻尼为6x104N·s/m，垂向刚度为2×106N/m，阻尼为8x104N·s/m.浮筏系统的设计以追求大刚度为第一目标，横向和纵向刚度应不大于垂向刚度，上层隔振器的静挠度应比下层隔振器的静挠度小.隔振器的布置见图4.
隔振器采用Combin14弹簧一阻尼单元建模，单元每个节点有3个自由度，绕节点x，y，z方向转动.本文采用3D轴向弹簧模拟隔振器x，y，z方向上的刚度和阻尼.
1.5 空压机组的扰动力
1.5.1 电机扰动力
WP135型空压机配套电机的额定转速为970r/min，根据我国《动力机械及其基础设计规范》：规定：当动力机械工作转速大于750r/min、小于1000r/mm时，可根据以下公式进行扰动力计算：
通过计算对比发现，空压机的一阶气缸爆发压力所引起的振动远远大于空压机的不平衡离心力所引起的振动，
综合以上空压机组浮筏隔振系统各部分的建模，浮筏隔振系统模型见图5.
1.6隔声罩设计建模
隔声罩为双层结构，尺寸为2.6mxl.8m×1.6m.表面为3mm厚的钢板，内壁敷设47mm厚的阻尼和吸声材料，以抑制共振和驻波效应.隔声罩整体质量为440kg.带隔声罩空压机组浮筏隔振系统基本结构见图6.
隔声罩采用Solid45实体单元进行建模，图7是带隔声罩空压机组浮筏隔振系统模型，忽略了隔声罩上的孔洞、维修门以及内部加筋.对该系统中的管系建模时，在管系相应位置建立挠性连接件模型.这些挠性连接件本身有一定的刚度，当空压机产生位移时，这些挠性连接件会增加系统刚度.管路选用不锈钢波纹管，型号为AD54.5，公称直径为65mm.轴向压缩量为20mm.假设每个管路有3个方向上的刚度，选用Combin14单元进行建模，每个连接处建立3个方向的Combin14单元，分别模拟管路的x，y，z方向上的刚度，刚度为3.38×105N/m.内部挠性管系单元见图8.
2 带隔声罩空压机组浮筏隔振系统模态分析 该系统作为一种有效的振动、噪声控制系统已被大家关注，系统中的参数对隔振、降噪性能的影响已有人研究过，但是很少有人考虑该系统的连接管系.本文对该系统加装管系和未加装管系两种情况进行模态分析.
模态分析是从原始参数（结构特性、材料特性等）开始计算，运用有限元法形成整个系统的质量矩阵、刚度矩阵的离散数学模型，再求解特征值，确定模态参数.
任意一个系统振动模态分析基本方程为
对系统进行整体模态分析时，忽略其所受的外部载荷，对弹性基础对称的两面施加全自由度约束，采用Subspace方法对该系统提取前12阶和部分高阶模态进行分析，比较管系对该系统固有频率的影响.
表1是该系统前20阶固有频率及振型.图9是该系统前18阶固有频率变化曲线，由图9可以看出，加装管系的带隔声罩空压机组浮筏隔振系统各阶固有频率比未加装管系的各阶频率高，但是频率变化不大，图10是该系统某几阶振型图.考虑到整个系统的对称性，有时候固有频率会以两个相近频率成对出现，但是振型不同，整体振型主要体现为平摇和纵摇.空压机的扰动力频率是16.2Hz，扰动力频率处于带隔声罩空压机组浮筏隔振系统的第11阶与第12阶固有频率之间，能够避开扰动频率，第11阶和第12阶振型是纵摇，可能引起共振，但整体振动不大，可以通过结构加肋或改变板厚等使其固有频率避开扰动频率.
3 带隔声罩空压机组浮筏隔振系统谐响应分析
任意一个系统周期载荷下振动谐响应分析基本运动方程为
对前面建立的带隔声罩空压机组浮筏隔振系统有限元模型进行谐响应分析，在对各子系统进行振动响应分析时，选取点a（上层隔振器与机组的连接处，见图6）和点b（下层隔振器与基础的连接处，见图6）振动响应代表空压机组和基础的振动响应.
3.1 附属管系对系统隔振性能的影响
以往人们对带隔声罩空压机组浮筏隔振系统进行谐响应分析时，常常忽略机械设备附属管系，这对整体隔振效果的评定造成影响.本文对比双机组扰动下未考虑管系和考虑管系的两种带隔声罩空压机组浮筏隔振系统，计算空压机组和基础的振动位移响应，并对这两种情况下隔振系统的振级落差进行对比.对该系统进行谐响应分析时，在两个空压机底板中心位置分别施加激励，频率范围是O-1000Hz，步长为2Hz，运用完全法分析该系统的谐响应.
管系对系统隔振性能影响见图11.从图11可以看出，弹性管系的添加使空压机组和基础的振动响应减小，能够在大多数频率范围内提高隔振性能.空压机组和基础的振动大部分集中在低频区域，高频区域的振动响应比较小，
管系影响下系统的振级落差见图12.从图12可以看出：在O-250Hz的低频阶段，考虑管系的隔振系统的隔振性能比未考虑管系的好；在250-600Hz的中频阶段，考虑管系的隔振系统的隔振性能略差于未考虑管系的；在600-700Hz阶段，考虑管系的隔振系统的隔振性能明显优于未考虑管系的；在700-1000Hz的高频阶段，两种隔振系统的隔振性能交替变好.总体来讲，考虑管系的系统的隔振性能要好于未考虑管系的，通过对分析的频率范围内振级落差值进行叠加计算，考虑管系的系统的振级落差比未考虑管系的平均高1.1dB，这可能与管系的弹性连接和特有属性有关.整体隔振量在45dB左右，说明此带隔声罩空压机组浮筏隔振系统隔振性能良好.
3.2 多扰动源对系统隔振性能的影响
带隔声罩空压机组浮筏隔振系统的一大特点就是两台空压机安装在同一中间浮筏上.在大多数情况下，一台空压机单独工作就能提供足量的压缩空气，但是当船舶在进、出港等用气量较大的场合，一台空压机工作无法满足用气量的需要（空气瓶压力下降到2.4MPa）时，另一台空压机将自动起动投入工作，这时就要考虑单扰动源和多扰动源对该系统隔振性能的影响，
本文对比单一扰动源和多扰动源下带隔声罩空压机组浮筏隔振系统的隔振效果，计算空压机组和基础的振动位移响应，并对这两种情况下隔振系统的振级落差进行对比.对该系统进行谐响应分析时，在两个空压机底板中心位置分别施加激励，频率范围为O-1000 Hz，步长为2Hz，运用完全法分析该系统的谐响应.
多扰动源对系统隔振性能的影响见图13.从图13可以看出，扰动源的多少对系统隔振性能影响不大，无论是空压机组的振动还是基础的振动都变化不大.
多扰动源下系统的振级落差见图14.从图14可以看出，扰动源的多少对系统隔振性能影响不大，只是在少数频率下振级落差有微小的变化.整体隔振性能在45dB左右，最高隔振量能达到93dB，说明带隔声罩空压机组浮筏隔振系统无论是在单一扰动下还是多扰动下隔振性能都良好.
4 结论
设计带隔声罩空压机组浮筏隔振系统，运用ANSYS建立该系统的整体有限元模型，对整个系统进行模态分析和谐响应分析，得出结论：该系统能够有效地降低空压机组的振动，平均隔振量能够达到45dB，符合设计要求；空间管系能够提高系统整体的固有频率，并且能够提高该系统整体的隔振效果（平均能提高1.1dB）；扰动源的多少对系统隔振性能影响不大，只是在少数频率下振级落差有微小的变化，
所设计的带隔声罩空压机组浮筏隔振系统能够提高船用空压机组的隔振性能.
摘要：为提高船用空压机组的隔振性能，设计带隔声罩空压机组浮筏隔振系统.运用ANSYS建立该系统的有限元模型，对该系统进行模态分析和谐响应分析.分析结果表明：该系统符合设计要求，隔振效果良好；空间管系能够提高该系统整体的固有频率，并且能够提高该系统整体的隔振效果；扰动源的多少对该系统隔振性能影响不明显，所设计的系统能够提高船用空压机组的隔振性能.
关键词：船用空压机；浮筏；隔声罩；隔振控制
中图分类号：U664.51；TB535.1
文献标志码：A
0 引言
在船舶行驶过程中，主机、发电机、螺旋桨、空气压缩机以及各种不同用途的泵浦等动力设备会产生不同程度的振动，并伴随有噪声，随着科技的进步，船舶动力设备不断地向着高效率、大功率的方向发展，其产生的振动和噪声所带来的危害已引起人们的关注.
浮筏隔振系统因其隔振性能良好、设计灵活多变，目前已经成为国内外振动噪声控制研究的热点，在理论方面，王成刚等3建立浮筏隔振系统六自由度耦合动力学方程，将浮筏和基础作刚性处理，并分析系统振动传递响应特性，发现当筏体结构较大时筏架的弹性作用开始出现.江国和等采用三维弹性浮筏隔振系统模型对隔振性能进行分析，并提出提高隔振性能的方法.况成玉等提出一种周期性桁架浮筏系统，并对其隔振特性进行研究.带隔声罩空压机组浮筏隔振系统就是在传统浮筏隔振系统的中间浮筏上安装隔声罩，隔声罩与中间浮筏之间进行弹性支撑处理，将空压机组和相应附属管系安装在隔声罩内，通过中间浮筏和隔振器进行隔振，实现振动和噪声的控制.
本文以上海海事大学自动化机舱中的WP135型船用空压机组为研究对象，设计带隔声罩空压机组浮筏隔振系统，研究管系和多扰动源对该系统隔振性能的影响.WP135型空压机是立式单列单缸二级差动水冷式的，轴功率26kW，曲轴转速970r/mm，净重400kg；空压机外形尺寸640mmx763mm×1187mm；配套电机型号Y200L-6-H，额定容量30kW，额定转速970r/min，净重300kg；整体机组外形尺寸1465mm×840mmxl370mm；整体机组净重1000kg.
1 带隔声罩空压机组浮筏隔振系统总体设计
考虑实际基础的弹性影响，将空压机组作刚性设备处理，浮筏作弹性体处理，建立带隔声罩空压机组浮筏隔振系统有限元模型.
1.1 空压机组建模
空压机本身结构复杂，刚度较大，在建模过程中，将整个空压机分成11部分，在ANSYS中进行单独建模，再通过ANSYS中的ADD命令进行布尔运算，这样能够提高所建空压机模型的准确性.在遵循尺寸不变、质量不变的情况下，用Solid45单元进行空压机建模.网格精度为0.05m，空压机整体体积为0.265m3.单个空压机的实体模型和有限元模型见图1.
1.2 中间浮筏设计建模
浮筏设计成板式结构，由0.01m厚的多块钢板焊接而成，浮筏的尺寸为2.6mxl.8mx0.2m，筏体形状为对称性的平板架式，上下层钢板通过中间厚0.01m的肋板焊接而成，长度方向上有4个肋板，宽度方向上有3个肋板（结构材料为钢，弹性模量为2.1×1011Pa，泊松比为0.3，密度为7800kg/m3），总体积为0.1236m3，总质量为964kg.浮筏与机组的质量比一般为0.4-1.O，本文选取的质量比为0.482.通过改变钢板的厚度可以改变中间浮筏的质量，整个浮筏采用Solid45实体单元进行建模，网格精度为0.1m.中间浮筏模型见图2.
1.3 弹性基础设计建模
弹性基础采用的板架结构由0.01m厚的多块钢板焊接而成.弹性基础的尺寸为2.6mxl.8m×0.1m，弹性基础形状为对称性的平板架式，上下层钢板通过中间厚0.01m的肋板焊接而成，长度方向上有4块肋板，宽度方向上有3块肋板，整个弹性基础采用Solid45实体单元进行建模，网格精度为0.1m，弹性模量为2.1×1011Pa，泊松比为0.3，密度为7800kg/m3.整个弹性基础模型见图3.
1.4上、下层隔振器设计建模
浮筏上面布置两台空压机，每台空压机下面安装6个ZTG-400型橡胶隔振器与浮筏相连接，每个隔振器的横向和纵向刚度为6×105N/m，阻尼为2x104N·s/m，垂向刚度为1.5×106N/m，阻尼为2.5×104N·s/m.基础上面布置6个JSD-1250型橡胶隔振器与浮筏相连接，每个隔振器的横向和纵向刚度为1×106N/m，阻尼为6x104N·s/m，垂向刚度为2×106N/m，阻尼为8x104N·s/m.浮筏系统的设计以追求大刚度为第一目标，横向和纵向刚度应不大于垂向刚度，上层隔振器的静挠度应比下层隔振器的静挠度小.隔振器的布置见图4.
隔振器采用Combin14弹簧一阻尼单元建模，单元每个节点有3个自由度，绕节点x，y，z方向转动.本文采用3D轴向弹簧模拟隔振器x，y，z方向上的刚度和阻尼.
1.5 空压机组的扰动力
1.5.1 电机扰动力
WP135型空压机配套电机的额定转速为970r/min，根据我国《动力机械及其基础设计规范》：规定：当动力机械工作转速大于750r/min、小于1000r/mm时，可根据以下公式进行扰动力计算：
通过计算对比发现，空压机的一阶气缸爆发压力所引起的振动远远大于空压机的不平衡离心力所引起的振动，
综合以上空压机组浮筏隔振系统各部分的建模，浮筏隔振系统模型见图5.
1.6隔声罩设计建模
隔声罩为双层结构，尺寸为2.6mxl.8m×1.6m.表面为3mm厚的钢板，内壁敷设47mm厚的阻尼和吸声材料，以抑制共振和驻波效应.隔声罩整体质量为440kg.带隔声罩空压机组浮筏隔振系统基本结构见图6.
隔声罩采用Solid45实体单元进行建模，图7是带隔声罩空压机组浮筏隔振系统模型，忽略了隔声罩上的孔洞、维修门以及内部加筋.对该系统中的管系建模时，在管系相应位置建立挠性连接件模型.这些挠性连接件本身有一定的刚度，当空压机产生位移时，这些挠性连接件会增加系统刚度.管路选用不锈钢波纹管，型号为AD54.5，公称直径为65mm.轴向压缩量为20mm.假设每个管路有3个方向上的刚度，选用Combin14单元进行建模，每个连接处建立3个方向的Combin14单元，分别模拟管路的x，y，z方向上的刚度，刚度为3.38×105N/m.内部挠性管系单元见图8.
2 带隔声罩空压机组浮筏隔振系统模态分析 该系统作为一种有效的振动、噪声控制系统已被大家关注，系统中的参数对隔振、降噪性能的影响已有人研究过，但是很少有人考虑该系统的连接管系.本文对该系统加装管系和未加装管系两种情况进行模态分析.
模态分析是从原始参数（结构特性、材料特性等）开始计算，运用有限元法形成整个系统的质量矩阵、刚度矩阵的离散数学模型，再求解特征值，确定模态参数.
任意一个系统振动模态分析基本方程为
对系统进行整体模态分析时，忽略其所受的外部载荷，对弹性基础对称的两面施加全自由度约束，采用Subspace方法对该系统提取前12阶和部分高阶模态进行分析，比较管系对该系统固有频率的影响.
表1是该系统前20阶固有频率及振型.图9是该系统前18阶固有频率变化曲线，由图9可以看出，加装管系的带隔声罩空压机组浮筏隔振系统各阶固有频率比未加装管系的各阶频率高，但是频率变化不大，图10是该系统某几阶振型图.考虑到整个系统的对称性，有时候固有频率会以两个相近频率成对出现，但是振型不同，整体振型主要体现为平摇和纵摇.空压机的扰动力频率是16.2Hz，扰动力频率处于带隔声罩空压机组浮筏隔振系统的第11阶与第12阶固有频率之间，能够避开扰动频率，第11阶和第12阶振型是纵摇，可能引起共振，但整体振动不大，可以通过结构加肋或改变板厚等使其固有频率避开扰动频率.
3 带隔声罩空压机组浮筏隔振系统谐响应分析
任意一个系统周期载荷下振动谐响应分析基本运动方程为
对前面建立的带隔声罩空压机组浮筏隔振系统有限元模型进行谐响应分析，在对各子系统进行振动响应分析时，选取点a（上层隔振器与机组的连接处，见图6）和点b（下层隔振器与基础的连接处，见图6）振动响应代表空压机组和基础的振动响应.
3.1 附属管系对系统隔振性能的影响
以往人们对带隔声罩空压机组浮筏隔振系统进行谐响应分析时，常常忽略机械设备附属管系，这对整体隔振效果的评定造成影响.本文对比双机组扰动下未考虑管系和考虑管系的两种带隔声罩空压机组浮筏隔振系统，计算空压机组和基础的振动位移响应，并对这两种情况下隔振系统的振级落差进行对比.对该系统进行谐响应分析时，在两个空压机底板中心位置分别施加激励，频率范围是O-1000Hz，步长为2Hz，运用完全法分析该系统的谐响应.
管系对系统隔振性能影响见图11.从图11可以看出，弹性管系的添加使空压机组和基础的振动响应减小，能够在大多数频率范围内提高隔振性能.空压机组和基础的振动大部分集中在低频区域，高频区域的振动响应比较小，
管系影响下系统的振级落差见图12.从图12可以看出：在O-250Hz的低频阶段，考虑管系的隔振系统的隔振性能比未考虑管系的好；在250-600Hz的中频阶段，考虑管系的隔振系统的隔振性能略差于未考虑管系的；在600-700Hz阶段，考虑管系的隔振系统的隔振性能明显优于未考虑管系的；在700-1000Hz的高频阶段，两种隔振系统的隔振性能交替变好.总体来讲，考虑管系的系统的隔振性能要好于未考虑管系的，通过对分析的频率范围内振级落差值进行叠加计算，考虑管系的系统的振级落差比未考虑管系的平均高1.1dB，这可能与管系的弹性连接和特有属性有关.整体隔振量在45dB左右，说明此带隔声罩空压机组浮筏隔振系统隔振性能良好.
3.2 多扰动源对系统隔振性能的影响
带隔声罩空压机组浮筏隔振系统的一大特点就是两台空压机安装在同一中间浮筏上.在大多数情况下，一台空压机单独工作就能提供足量的压缩空气，但是当船舶在进、出港等用气量较大的场合，一台空压机工作无法满足用气量的需要（空气瓶压力下降到2.4MPa）时，另一台空压机将自动起动投入工作，这时就要考虑单扰动源和多扰动源对该系统隔振性能的影响，
本文对比单一扰动源和多扰动源下带隔声罩空压机组浮筏隔振系统的隔振效果，计算空压机组和基础的振动位移响应，并对这两种情况下隔振系统的振级落差进行对比.对该系统进行谐响应分析时，在两个空压机底板中心位置分别施加激励，频率范围为O-1000 Hz，步长为2Hz，运用完全法分析该系统的谐响应.
多扰动源对系统隔振性能的影响见图13.从图13可以看出，扰动源的多少对系统隔振性能影响不大，无论是空压机组的振动还是基础的振动都变化不大.
多扰动源下系统的振级落差见图14.从图14可以看出，扰动源的多少对系统隔振性能影响不大，只是在少数频率下振级落差有微小的变化.整体隔振性能在45dB左右，最高隔振量能达到93dB，说明带隔声罩空压机组浮筏隔振系统无论是在单一扰动下还是多扰动下隔振性能都良好.
4 结论
设计带隔声罩空压机组浮筏隔振系统，运用ANSYS建立该系统的整体有限元模型，对整个系统进行模态分析和谐响应分析，得出结论：该系统能够有效地降低空压机组的振动，平均隔振量能够达到45dB，符合设计要求；空间管系能够提高系统整体的固有频率，并且能够提高该系统整体的隔振效果（平均能提高1.1dB）；扰动源的多少对系统隔振性能影响不大，只是在少数频率下振级落差有微小的变化，
所设计的带隔声罩空压机组浮筏隔振系统能够提高船用空压机组的隔振性能.
