文 | 大叔的旧字典
编辑 | 大叔的旧字典
<<——【·前言·】——>>
在船舶设计过程当中，船舶的振动与噪声越来越受到重视，振动噪声极大影响着船员及设备的工作性能，严重的情况会给重要仪器仪表、阀门、管路附件带来损坏，造成极大的安全隐患。
压缩机是船舶动力系统重要的设备，为船舶主机的运转提供了重要的动力源，压缩机的振动与噪声也越来越受到关注，系统对压缩机的振动指标也提出严格的要求，压缩机设计时，动平衡一直是主动减振重要的考虑因素，测试表明，主动减振的方法很难取得有效的效果，实施复杂。
利用加强筋板来减振降噪的案例有很多，研究人员通过改变船舶舱段双层壳间实肋板，把其改为负泊松比超材料肋板，来降低动力设备的整体振动，肋板能更好地阻断机械振动向外壳的能量传递，充分论证负泊松比超材料肋板在实际工程中的应用价值。
研究人员针对某型号直升机机体振动问题，通过仿真分析与试验、测试相结合的方法，对直升机的振动问题进行了有效的控制，他们提出刚度调节的理念，消除制造工艺对局部结构频率的影响，验证了改变刚度可有效降低振动加速度。
另有学者提出了一种航空发动机整机振动模型支撑刚度识别的方法，建立航空发动机整机动力学模型，将支承刚度和安装节刚度视为待优化的连接刚度，然后通过有限元仿真计算，得到在不同连接刚度下各阶整机固有频率，以构造回归函数。
以上案例技术上存在以下缺点：①结构复杂，理论深奥，实现难度较大；②不能同时进行双层隔振器和动力吸振器的性能试验；③基础机架的刚度不能轻易调节，难度大。
本文从不同方向去思考减振降噪，比较3种方法及取得的效果，最终通过增加压缩机机架肋板的个数，实现了压缩机减振降噪的目标。
<<——【·振动衰减理论分析·】——>>
在实际设计机械结构时，往往根据设计手册来决定基座的材料与厚度，没有考虑到振动的因素，机械振动时，结构的振动与噪声是相伴而来的，刚度增加改变了系统的固有频率，同时对系统的整体振动有一定的衰减。
假设在电机激励下，本征模态波正在沿轴向或垂向传播，由于受到肋板的阻断，形成一次衰减，衰减的数学形式，以指数因子eix来表示，ix代表传播的特征数，经过一个肋板，振动的幅值和相位变化一次，假设肋板之间分布式相似的，据此可以建立振动的衰减模型，计算所需增加肋板个数。
采用以上方法可以计算一有限长加周期等弧长间距的纵肋圆柱壳结构的共振模态、固有频率和传递因子，计算了给定工字肋板等结构的传递振动频带和截至频带，肋板相当于一个衰减器。
对于不同频率，传播波或弯曲波的传播表现出传播波向量域中存在截止频带，当加大肋之间距离时，对弯曲波出现了两个截止频带，虽然在第一止带中衰减不大，但在第二止带内，每经过一个肋的衰减也有1.1dB，对于实际的衰减效果，以实测为准。
在设计过程中，要改变系统的物理参数，如质量、刚度等，使固有频率适当地偏离激振力的频率，根据虚功原理，底座-肋-介质耦合系统中，加肋板的数学振动式如下式：
这里，而FO和M0实际上除了决定于板和肋的材料参数之外，它们决定了肋受板运动引起的变形，当低频时，形成z方向按指数衰减的非均匀波，模态的高阶分量总会形成非均匀波，当高频时，则沿z方向有辐射波传播，
虽有可供利用的高内阻尼材料，但就压缩机的基本承载结构来说，难于达到实用要求，此外，压缩机结构本身有颇大的阻尼，压缩机结构在其共振模式的响应，主要受制于阻尼量或者损耗因数η，钢、铸铁和铝的内阻尼很低，损耗因数在0.0001~0.001范围。
这类材料用螺钉连接时，由于连接处的“泵气”作用损耗因数增加近于0.1，螺栓紧固的铝结构与铸铁和钢大约有相同的阻尼，粘弹性材料的损耗因数高达1以上，但随温度和频率变化。
<<——【·压缩机减振降噪分析·】——>>
振动测量仪表参数如下，丹麦B&K公司数据采集模块前端3160，数据分析系统7700，电荷放大器2692，轴向加速度计4384，三种JG型的大小不一减振器，加速度基准值a0=10-6m/s2，压力基准值p0=1Pa，达到最优测试状态，信噪比大于15dB，不低于5dB。
实验开始和结束时都要用加速度校准仪进行灵敏度校准，传感器的安装位置处，必须去除油漆，保持金属裸露色。
根据以上测试仪器，获得振动加速度级值，带宽为25.6kH，线数为400，两台压缩机测试实验工况为排气压力分别为3.0MPa、15MPa，压缩机的传感器测点有4个，分别在4个机脚处，用能量平均法对4个结果分别在20~10000Hz内进行平均，计算公式如下。
在分析压缩机的振动时，按照动平衡、改变双层隔振器橡胶垫、改变支承基座刚度三步的顺序，实施减振降噪的方案。
根据GJB763.2，振动加速度值低于一定x+32dB，并且频谱上不能有3个点超出规定值，限于篇幅，文章里逐步列出了小型压缩机的减振降噪的中间过程数据，而大型压缩机仅给出最终的增加筋板后的振动加速度值，小型压缩机曲轴实测6.7kg，三维模型为7.15kg，调整材料密度为7.3g/cm3时三维模型质量为6.697kg，与实测保持一致，
计算惯性力和力矩的平衡情况时，其前提是假设角度式压缩机各列往复质量相等、不平衡旋转运动质量相等，在假设的基础上，改变曲轴和活塞的重量，测试振动加速度值。
通过测试可以明显看出，曲轴活塞质量改变以后，25Hz、50~160Hz振动幅值降低明显，高频500~3000Hz的振动幅值并没有太大改变，改变活塞头、曲轴平衡重的质量，动平衡有所改善，振动幅值有一定的降低，但振动的分布点，与规定值比较，仍有15个频点超出。
在上述内容的基础上，分为双层隔振器的影响，上层有4个隔振垫，下层有6个隔振垫，常见的橡胶类阻尼材料有丁基橡胶类、丁腈橡胶类、硅橡胶类、丙烯酸酯橡胶类等，其中以丁基橡胶为基体制备的阻尼材料性能最为优异，本文采用的是丁基橡胶型双层隔振器，隔振器橡胶垫技术参数如下：
自由高度75mm，最大载荷85kg，额定静变8mm，固有频率6~10Hz，橡胶垫上下金属表面光洁平整，无锈斑、撞击痕迹，根据资料可知，高阻尼的隔振器正负刚度比α是影响其输出特性的关键影响因素。
在不改变橡胶参数的条件下，刚度比α增加，隔振器响应峰值频率向高频移动，振动幅值减小，但结果往往是随机的，不固定的，按照资料显示，在保证其他实验条件一致的情况下，只改变材料的刚度，随着刚度的递增，阻尼越大，振动衰减越快，试验的橡胶垫刚度有多种，测试时，先固定下层橡胶垫的刚度，改变上层橡胶垫刚度，
根据双层隔振器的理论，阻尼的刚度越大，隔振器吸收的能量越多，隔断整机振动传递路径，保证振动的衰减和降低，隔振的效果越好，改变上层橡胶垫刚度，振动加速度值降低1~2dB，上层隔振器刚度增加时，25Hz的振动值与上一状态保持一致。
3000Hz以后振动值增加，隔振器的刚度改变了中间频段的振动值，高频段振动值没有改变，反而增加，测试发现，振动结果整体在降低，振动的分布点，与规定值比较，仍有7~8个频点超出，但离目标值还有一些差距，25Hz、50Hz、80Hz、100Hz、125Hz、630Hz、800Hz、1000Hz共8个频点超过规定值9dB、4dB、4dB、5dB、5dB、1dB、7dB、1dB。
经过以上2个步骤的实践，试验并没有得到理想的结果，接下来调整试验的思路，采取模态与仿真分析，将重点分析肋板的的作用及试验结果，
通过模态分析，可以确定结构的振动特性，确定结构受到的载荷在何频率下发生共振，在某频率下，结构将如何变形，描述结构参与变形的情况，通过结构模态分析数据，可以看到支撑架固有频率为23Hz、264Hz、385Hz、555Hz、664Hz、741Hz，结合理论分析，采用加大支撑架之间的距离，在机架上加上肋板，提高整机的刚度。
根据资料可知，刚度对振动的影响，也是有范围的，机械设备的固有频率受到水平方向和竖直方向刚度变化影响，其影响是不一样的，水平方向前2阶固有频率在不同程度上受影响，第3阶固频受刚度变化影响均很小。
根据向量回归技术，固有频率在竖直方向上，随着刚度的变化，响应变化很快，直到k值达到106N·m；当k>106N·m，固有频率开始水平变化，以上仅是理论分析，还要经过实际仿真与测试来验证。
增加不同肋板以后，压缩机机架前六阶固有频率的变化曲线，用仿真软件分析了不同肋板个数与厚度时的机架固有频率，采取不同的算例拟合曲线，从结果可以看出，肋板的厚度与个数都能影响机架的固有频率，6mm厚度的肋板比5mm厚度的肋板多提高频率15Hz，
肋板的个数每增加一个能提高固有频率100Hz，前4阶模态增加明显，后2阶模态影响较小，当肋板个数从1增加到2时，增加的幅度较大，肋板提高支撑机架的刚度，整体系统固有频率进而增加，这个过程是怎样变化的，通过模态分析可以清楚看到。
理论研究表明，均匀C型梁等间距加肋的话，考虑到在轴方向的周期性，就可以在半圆周方向按周期调和分析做傅氏变换，经过每个肋时增加一个指数函数eix衰减因子。
假设上述理论适用于C字梁，支撑架加肋板能改变压缩机整机的刚度，刚度改变了压缩机固有频率，起到减振降噪的作用，我们把这种加肋板和支撑的方式，应用到压缩机的减振工作中，能取得良好的效果。
<<——【·加强筋扮的作用·】——>>
对于大型压缩机而言，即便是拆一个零部件，依然是耗时费力的，减振降噪的理论及计算模型可以找到很多，但真正能应用到实践，还是不太方便实施的。
通过上述内容的理论分析，采取了在压缩机的支撑架上加肋板的措施，结果发现两台压缩机总的振动值是x+31dB、x+32dB，满足了振动指标，振动加速度值从x+37dB降到x+31dB，总振动级降低6~7dB，超过规定值的频点，分别有25Hz、50Hz、800Hz超过了17dB、14dB、5dB，无论是高频振动，还是低频振动，均达到理想的指标。
肋板以指数衰减因子eix的形式，提高了刚度，降低了振动，振动值超过的频点数更加的集中，由图4中的8个频点数减少到3个频点数，把能量集中分配到25Hz、50Hz、800Hz，通过测试发现，频率超过值有漂移的情形，振动能量分布会随着不同的结构，在20Hz、25Hz、50Hz、100Hz、200Hz、400Hz、800Hz、1250Hz之间来回转移。
这与之前的结论是保持一致的，对加肋板的响应数值计算表明，当加肋板在介质中或与系统耦合振动时，响应的共振峰值的频率要向低频偏移，加肋板被激振动的远场指向性也有很大畸变。
在机械结构中，加肋板能更多的改变响应的频率分布，振动的能量更多的集中到某个频点，经过理论分析与数值仿真，加肋板要比改变隔振器刚度、动力计算保证动平衡等措施更能取得良好的减振降噪的效果。
从最初x+45dB，最终振动值为x+32dB，振动降低13dB，实现了整机振动加速度级在20~10000Hz范围内1/3倍频程28个频点，不能有3个点超过相应频点规定的振动，改变动平衡使振动降低了6dB，橡胶垫降低1dB，改善支撑架降低6dB。
根据上述减振方法，然后把其用到了大型压缩机中，加强筋板起到了重要的作用，立式压缩机有上下两层隔振器，它的刚度和阻尼均不相等，遵循上刚下柔的原则，中间质量及橡胶阻尼、刚度都会对压缩机组的振动大小及分布产生影响，必须做到上下层隔振器块、中间质量和支撑架的有机统一、协调、耦合，才能使振动各项指标均满足要求。
<<——【·结论·】——>>
（1）本文建立了振动在基座间传递衰减模型，探索了肋板对压缩机减振降噪的贡献原理，为后续及其他压缩机减振降噪提供了技术支撑。
（2）在不断改变压缩机的振动加速度的过程中，发现压缩机振动有频率漂移，振动能量存在重新分布的现象。
（3）在支撑架的C字粱中，加入肋板可有效降低振动，肋板厚度每增加1mm，固有频率可以增加15Hz，肋板衰减了压缩机的振动，每增加一块肋板，系统频率增加100Hz。
（4）压缩机在减振过程中，动平衡是一个重要的问题，活塞曲轴连杆系统的转化极大地影响了振动的大小，理想情况下，通过改变平衡铁的质量，可以调整振动，但效果有限，动平衡影响的是高频的振动值，阻尼影响低频振动值。
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