船用空压机浮筏隔振装置仿真设计及校核*

查长松 张 萍 赵建华

(1.海军驻芜湖地区军事代表室 芜湖 241000)(2.海军工程大学动力工程学院 武汉 430033)

船用空压机浮筏隔振装置仿真设计及校核*

查长松1张 萍2赵建华2

(1.海军驻芜湖地区军事代表室 芜湖 241000)(2.海军工程大学动力工程学院 武汉 430033)

论文以某船用空压机为研究对象,以减少其工作时振动噪声为目的进行隔振装置的仿真设计。建立了空压机浮筏隔振装置三维实体模型,基于ABAQUS软件开展了筏架组自由模态的仿真计算,采用ADAMS软件实现了静载、横倾和纵倾作用下隔振装置减振器负荷及变形量校核,模拟了大风浪航行下隔振装置的极限摇摆状态,并对减振器是否超负荷进行了校核,提出在隔振装置下层与船体之间加装限位器。结果表明所设计的隔振装置满足实船工作要求,隔振系统具有良好的隔振效果。

空压机; 浮筏; 仿真设计; 校核

Class Number TB123

1 引言

某型空压机作为船用设备,其结构如图1所示,主要技术参数见表1。工作时该设备振动较大,严重影响了使用人员及其他设备的正常工作,因此必须对其设计隔振装置。

本文以降低空压机传递给船体基础的振级落差为目的,在不影响该设备正常工作的前提下,采用UG三维造型软件建立其隔振装置三维模型,应用仿真软件ADAMS[1～3]实现下述四项指标的计算及校核:

1) 隔振系统和筏架的固有频率;

2) 隔振系统的二级振级落差是否满足船用设备使用要求;

3) 隔振装置在静载、横倾和纵倾时减振器受力情况;

4) 大风浪航行时减振器是否超负荷。

通过上述各工况下的仿真计算来修改三维模型,经过反复校核,最终形成优化设计方案,本文所作的工作也为其他设备隔振装置设计提供借鉴。

图1 船用空压机结构

参数名称参数值转速1470rpm振动烈度(弹性支撑安装方式)⩽28mm/s重量450kg排气量101m3/h最大工作压力3MPa气缸数2

2 隔振装置简介

空压机隔振装置由空压机组、中间筏体、上下层隔振器、下层隔振器马脚、限位器、紧固标准件等组成,如图2所示。

图2 空压机隔振装置三维模型

工作中,空压机浮筏隔振装置应具有良好的隔振性能,可使由空压机产生而传至船体基础结构的振动衰减30dB以上,并满足摇摆、倾斜等工作条件要求[1～2]。

3 隔振装置模型及参数

隔振装置上层减振器为空压机自带减振器,三向静刚度均为600N/mm,三向动刚度为700N/mm。下层减振器采用6JX-100型减振器,该减振器一般承受Z向载荷,Z向静刚度为125N/mm,X、Y向静刚度为250N/mm。Z向动刚度为260N/mm,X、Y向动刚度为500N/mm。在静态分析和摇摆分析中使用静刚度,振动分析中使用动刚度。筏架本体质量为283.4kg,外加限位器、垫块等的重量,共327kg。筏架的有限元模型如图3所示。空压机组质量450kg,两根支撑横梁,每根质量17kg左右。空压机隔振装置多刚体模型[2]如图4所示。

图3 筏架有限元模型

图4 隔振系统ADAMS模型

4 计算结果及分析

计算结果涵盖了静态特性、风浪中的稳定性和振动性能三个方面[4～8]。

4.1 静态特性

4.1.1 静态变形

上层减振器静态变形计算结果如图5所示,BUSHING_up1和BUSHING_up2为空压机一侧的减振器,BUSHING_up3和BUSHING_up4为电机一侧的减振器。由于机组重心轴向偏离安装基脚几何中心,故空压机一侧减振器变形较大,为2.2428mm、2.2404mm;电机一侧变形量较小,为1.7177mm、1.7204mm,空压机一侧比电机侧变形量小0.5mm左右。

图5 上层减振器静态变形量

下层减振器静态变形计算结果如图6所示,BUSHING_down1和BUSHING_down2为空压机一侧的外侧减振器,BUSHING_down3和BUSHING_down4为电机一侧的外侧减振器。BUSHING_down5和BUSHING_down6为空压机一侧的外侧减振器,BUSHING_down7和BUSHING_down8为电机一侧的外侧减振器。由空压机一侧往电机一侧减振器变形依次为8.2571mm、8.1043mm、7.8234mm、7.6684mm。减振器的变形量空压机外侧最大,电机外侧最小,最大相差0.61mm。

图6 下层减振器静态变形量

4.1.2 横倾

利用静态模型,将模型旋转15°,构成横倾模型。以上变形量减去静态变形量就是横倾相对于静态的变形量,计算得到上层隔振器Z向压缩量和伸长量不超过1mm,Y向的变形也较小(静态条件下Y向数值为零,满足横倾要求。下层减振器Z向压缩量和伸长量不超过3mm,Y向的变形也较小,满足横倾要求。

4.1.3 纵倾

利用静态模型,将模型旋转10°,构成纵倾模型。以上变形量减去静态变形量就是纵倾相对于静态的变形量,计算得到上层隔振器Z向压缩量和伸长量不超过1mm,X向的变形也较小,满足纵倾要求。下层减振器Z向压缩量和伸长量不超过2mm,Y向的变形也较小,满足纵倾要求。

4.2 风浪状态时稳定性校核

4.2.1 横摇特性

考虑横摇幅度45°,海浪周期为3s,设置船舶的位移方程为

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

(1)

计算得到上层减振器横摇变形量为:空压机侧减振器最大变形量4.1595mm,最小变形量1.2358mm;电机侧减振器最大变形量3.7383mm,最小变形量0.9172mm。

下层减振器最大变形量15.733mm,最小变形量2.2189mm。

垂直方向上,空压机组1～4号减振器最大变形量11.534mm,最小变形量1.3567mm;5～8号减振器最大变形13.1797mm,最小变形量-0.2975mm。对照静态情况,1～4号减振器变形为:最大压缩量3.8656mm,最大拉伸量6.9004mm(此时相对于静态拉伸了,但是减振器还没有恢复到压力为零,现在承受压力),垂向限位器拉伸方向起作用;5～8号减振器变形为:最大压缩量5.3563mm,最大拉伸量8.4018mm(此时相对于静态拉伸了,减振器恢复到压力为零,现在承受拉力),此时长边方向的限位器双向起作用[9～10]。

4.2.2 纵摇特性

考虑纵摇幅度10°,海浪周期为4s,设置船舶的位移方程为

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

(2)

计算得到上层减振器纵摇变形量为:空压机侧减振器最大变形量2.6434mm,最小变形量1.8447mm;电机侧减振器最大变形量2.1319mm,最小变形量1.3529mm。

下层减振器纵摇变形量为:空压机侧减振器最大变形量9.8596mm,最小变形量6.4752mm;电机侧减振器最大变形量9.2724mm,最小变形量5.9089mm。

垂向方向上,空压机侧减振器最大变形量9.8113mm,最小变形量6.4687mm;电机侧减振器最大变形量9.2328mm,最小变形量5.9031mm。对照纵摇15度,周期6.38s情况,减振器的变形要小,情况较好;垂向限位器还未起作用。

4.3 振动分析

4.3.1 筏架的自由模态分析

模态分析[11]时筏架处于自由状态,计算前12阶模态,结果表明前6阶为刚体模态,对应的频率近似为零,筏架及挂架第7～12阶模态频率计算结果见表2。由该表可以看出,它们的前两阶最低弹性模态频率远远大于机组激励频率和整个装置的刚体运动模态,不会与系统发生共振,因而筏体的模态设计是成功的,7、8阶振型如图7、图8所示。

表2 筏架自由模态频率

图7 第7阶振型

图8 第8阶振型

4.3.2 系统频率和振型

表3为浮筏隔振系统模态分析计算结果。空压机转速1470,频率为24.5Hz。机组转动频率与第7阶频率接近,由于第7阶模态不是绕x轴转动,为此不会激发该频率共振。

表3 浮筏隔振系统模态分析计算结果

4.3.3 系统频响特性及振动分析

输入为空压机组垂向加速度,输出为甲板加速度,激励扫频结果如图9所示,在频率24.5Hz附近没有出现共振峰,振级落差小于30db,满足设计要求。

图9 系统频响特性

5 结语

通过对空压机组浮筏隔振装置的优化设计,得出如下结论:

1) 在静态、横倾和纵倾情况下,减振器的负荷控制在允许范围之内,且负荷分配均匀;

2) 大风浪航行中极限横摇时,限位器起作用,极限纵摇时,各方向最大变形控制在2.5mm之内,机组与外界挠性连接允许位移较大,能够承受机组的位移,满足设计要求;

3) 振动系统模态分析和振动扫频显示,筏架及系统不会出现共振,隔振效果大于30db,满足设计要求。

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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 作者简介:查长松,男,硕士,高级工程师,研究方向:热能动力装置结构可靠性设计与分析。

TB123

10.3969/j.issn1672-9730.2014.11.027