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2024年公用设备工程师之专业知识（暖通空调专业）能力测试试卷A卷附答案单选题（共45题）1、一栋建筑的空调冷却塔设置在屋顶，底标高为50m，空调机房设置在地下室，水泵出口标高为-4m，冷却塔出水管直接与水泵相连，冷却塔集水盘到喷淋器的高度为2.5m，布水器的喷雾压力为0.03MPa，冷却水管路的总阻力为0.07MPa，空调冷水机组冷凝器的阻力为0.05MPa，冷却水泵的扬程应选( )。
A.20mB.59mC.62mD.74m【答案】 A2、关于空调系统采用热回收装置做法和说法，下列哪项是不恰当的?( )。
A.五星级酒店的室内游泳池夏季采用转轮式全热热回收装置B.办公建筑的会议室选用双向换气热回收装置C.设计状态下送、排风的温度差和过渡季节时间长短成为选择热回收装置的依据D.热回收装置节能与否，应综合考虑回收的能量和回收装置自身的设备用能【答案】 B3、关于风机盘管加新风空调系统的表述中，不正确的是( )。
A.风机盘管空调系统存在漏水的危险，不能用于重要机房B.风机盘管的凝结水易滋生细菌，影响人体健康，因此它不宜用于写字楼和宾馆C.风机盘管空调系统的能耗通常比全空气空调系统少D.风机盘管空调系统调节性较好，适用于各房间温度需要独立控制的情况【答案】 B4、水蓄冷系统的温度分层型贮槽设计稳流器时，有关控制参数的说法，错误的是下列哪一项？A.稳流器有效单位长度的体积流量有上限要求B.贮槽高度增加，稳流器有效单位长度的体积流量可以加大C.稳流器的设计中，控制的Re数与贮槽高无关D.稳流器的设计既要控制弗罗德数Fr，又要控制雷诺数Re【答案】 C5、计算围护结构传热系数时，表面换热阻的单位是( )。
A.W/(m·K)B.W/(㎡·K)C.m·K/WD.㎡·K/W【答案】 D6、影响建筑物内生活用水量的最重要因素是( )。
A.卫生设备的完善程度B.气候条件C.生活习惯D.投资大小【答案】 A7、无论选择弹簧隔振器还是选择橡胶隔振器，下列哪一项要求是错误的？( )A.隔振器与基础之间宜设置一定厚度的弹性隔振垫B.隔振器承受的荷载，不应超过容许工作荷载C.应计入环境温度对隔振器压缩变形量的影响D.设备的运转频率与隔振器垂直方向的固有频率之比，宜为4～5【答案】 C8、下列关于蓄冷的说法，哪一项是错误的？( )A.采用地下室水池进行水蓄冷时，大楼的水有可能倒灌回水池中，连接水池和水系统的阀门会承受很大的压力B.在均为一层建筑的工业厂房采用高架立罐式蓄冷槽时，冷水系统可采用蓄冷水罐定压C.在蓄冰系统中，制冷机优先的控制策略可以保证全天供冷的可靠性，也可较好地节约运行费用D.蓄冷系统的制冷机容量不仅与尖峰负荷有关，也与整个设计日逐时负荷分布有关，其值可能小于尖峰负荷，也可能大于尖峰负荷【答案】 C9、同时散发有害物质、余热和余湿的生产车间，其全面通风系统风量应按( )。
流固耦合声子晶体管路冲击振动特性研究*胡兵1)2) 郁殿龙1)2)† 刘江伟1)2) 朱付磊1)2) 张振方1)2)1) (国防科技大学装备综合保障技术重点实验室, 长沙 410073)2) (国防科技大学智能科学学院, 长沙 410073)(2020 年3 月19日收到; 2020 年6 月12日收到修改稿)流固耦合管路系统广泛应用于各种装备中, 通常用来传递物质和能量或者动量. 由于流固耦合效应, 管壁在流体作用下易产生强烈的振动与噪声, 对装备安全性、隐蔽性产生严重影响, 甚至造成严重破坏. 流固耦合管路振动抑制需求迫切, 意义重大. 声子晶体可以利用其带隙特性抑制特定频率范围内弹性波的传播, 在减振降噪领域具有广泛的应用前景. 本文基于声子晶体理论, 研究了流固耦合条件下的布拉格声子晶体管路冲击振动传递特性. 将传递矩阵法和有限元法相结合, 计算了能带结构与带隙特性, 重点考虑了流固耦合效应下, 不同冲击激励条件下声子晶体管路振动特性, 分析了流固耦合对声子晶体管路振动传递特性的影响.研究结果为流固耦合条件下管路系统的振动控制提供了技术参考.关键词：流固耦合, 声子晶体, 振动带隙, 冲击振动PACS：43.40.–r, 61.50.Ah, 47.11.–j, 65.20.De DOI: 10.7498/aps.69.202004141 引 言输流管路系统通常用来传递物质和能量或者动量, 因而广泛应用于各种装备中. 流体的压力波脉动和管壁结构容易产生耦合作用, 进而诱发强烈的振动与噪声, 对装备的性能与使用产生严重影响. 因此, 研究降低输流管路振动和保证管道输送安全, 在理论和实践上有着重大研究意义[1].流固耦合动力学是一门研究固液相互作用的学科, 其主要研究内容是变形固体在流体流场作用下的力学行为与变形固体形态对流场的影响之间的相互作用[2,3]. 随着计算固体力学和计算流体力学的快速发展以及各种商用有限元软件的开发使用, 流固耦合分析和研究得到快速发展, 研究结果对工程应用和装备设计起到越来越重要的参考价值[4−6].近年来, 凝聚态物理领域中声子晶体(phononic crystals)带隙(band gap)理论的不断发展和完善为振动传播控制提供了新的技术支持[7−11]. 声子晶体是某种或多种材料组成的周期性结构或复合材料. 弹性波在声子晶体内传播时, 受内部介质周期性的作用可以产生弹性波带隙, 因而可以利用声子晶体的带隙特性有效抑制带隙频率范围内的振动与噪声传播. Chen等[12−14]研究了嵌入式内部谐振器的夹层梁结构, 该结构可改善冲击载荷下弯曲振动性能, 并完成实验验证. Pai等[15]通过将阻尼元件结合到多谐振器超材料梁中, 实现两个带隙频率区域有效地合并以形成单个宽带能量吸收区域. Chen等[16]提出了一种由多层黏弹性连续介质构成的耗散超材料的微观结构设计, 可有效地衰减瞬态冲击波. Alamri等[17]介绍了具有多个Maxwell 型谐振器的耗散弹性超材料的发展, 可应用于减轻动态载荷和爆炸波衰减. Li等[18]提出了一种新颖的超晶格桁架芯夹层结构, 可用于实现脉冲波衰减和动态载荷衰减, 具有缓和冲击能力和动能吸收能* 国家自然科学基金(批准号: 11872371)和国家自然科学基金重大项目(批准号: 11991032, 11991034)资助的课题.† 通信作者. E-mail: dianlongyu@© 2020 中国物理学会 Chinese Physical Society 力. 李奇奇等[19,20]提出了一种三谐振器超材料, 以增强冲击应力波的衰减效果, 并对该超材料的多目标优化进行了分析. 而后提出了一种用于衰减冲击应力波的新型多谐振器超材料. 以上对声子晶体冲击波衰减的研究有很多的进展, 并且由理论研究逐渐进展到实际应用中, 但研究对象均为固体结构,而流固耦合声子晶体冲击振动特性研究较少.应用声子晶体带隙特性进行流固耦合管路系统设计, 可将管路系统设计成周期性复合结构或在管路上周期性地附加局域共振结构, 进而实现抑制管路系统振动传播, 为管路的减振降噪设计提供了新的技术途径和理论基础, 目前已经得到广泛研究和关注[21−23]. Koo等[24]首先确定了带有周期性弹性支撑的输液管路的带隙分布, 并通过实验很好地证明了其理论预测. Sorokin等[25]则研究了平面弹性波在充液周期壳体中的传播特性, 并分析了充液与否对带隙特性的影响, 随后在研究中发现在流固耦合情况下充液管路系统在某些频段同样存在一些“波阻带”现象[26], 还进一步研究了周期附加惯性质量系统管路的纵向振动与弯曲振动的耦合振动带隙特性[27]. 郁殿龙等[28]通过应用布拉格散射机理和局部共振机理, 实现了周期性复合管路输液的弯曲振动带隙, 并进一步应用传递矩阵法和有限元法研究了各种条件下输液管路的波传播和衰减特性[29−33], 并且进行了振动试验验证了周期性管路结构的波衰减能力[34]. 魏振东等[35]将周期管路应用到液压系统中, 提出了一种考虑流固耦合作用的频响计算方法, 并对其在高压条件下的带隙特性进行了理论和实验研究. 刘东彦等[36]首次研究了液压油流体特性对周期管路带隙特性的影响. 沈惠杰等[37,38]重点研究了周期性输液管路的壳体的稳定性并进一步提出了一种由功能梯度材料(FGM)制成的周期壳体模型[39−41], 以消除或减轻由材料参数的几何不连续性引起的应力集中. Liang等[42]基于声子晶体管路模型, 考虑管道长度变化, 研究了部署长管输送流体的波传播和带隙特性. 以上研究为声子晶体管路输送流体的振动分析奠定了基础. 但是这些研究中对流固耦合效应考虑得较少,特别是冲击激励的振动分析不够深入.本文以流固耦合声子晶体管路为对象, 考虑不同冲击激励条件对振动传递特性的影响. 首先采用传递矩阵法对未充液和充液周期管路的振动传递特性进行数值分析, 分析其带隙特性. 并利用有限元法, 研究不同冲击激励条件下(包括管壁冲击激励、流体冲击激励等)的流固耦合声子晶体管路振动传播特性及其影响规律.2 流固耦合理论与传递矩阵法2.1 充液声子晶体管路传递矩阵法充液管路振动模式有弯曲振动、轴向振动、扭转振动, 以及它们之间的复杂耦合振动, 其中弯曲振动指是图1中y方向的振动, 即垂直于管路轴线方向上的振动; 轴向振动指图1中x方向的振动,即沿管路轴线方向的振动; 扭转振动则是指管路在绕轴线进行的扭转振动, 其一般由旋转机械的主动力矩与负荷反力矩之间失去平衡引起的. 当内部流体以较高或较慢的速度流动时, 管路可能会弯曲或强烈振动, 而且在外部激励下, 管路主要会产生弯曲振动, 轴向振动和扭转振动较小, 可以忽略不计,故管路弯曲振动是主要的振动模式[43−45]. 因此, 研究弯曲振动对管路振动控制具有重要的理论意义. 目前研究管路弯曲振动的理论研究大多数基于梁模型.一般情况下, 当管路长度与管径长之比大于10时, 可以将管路考虑为欧拉梁模型. 为了计算能带结构, 这里我们对流固耦合管路进行简化, 假设管内的液体为理想液体(各向同性、均匀、不可压缩、线性), 液体流速以恒定的速度流动, 液体中未发生空泡现象, 忽略重力的影响, 充液管路弯曲振动Euler梁方程为[46,47]:(b)图 1 布拉格声子晶体管路结构示意图 (a)无限周期单元; (b)基本周期单元Fig. 1. Schematic diagram of Bragg phononic crystal pipeline structure: (a) Infinite periodic cell; (b) Basic peri-odic cell.m f m p 式中, E 为管路材料杨氏模量, I 为管路横截面转动惯量, w 为弯曲振动位移, p 为流体压力, A 为管路内横截面积, 为液体的单位长度质量, 为管路的单位长度质量, u 和t 为液体流速和时间.考虑管路未充液时, 振动方程(1)式可以简化为w (x,t )=W e kx e i ωt 对于一简谐波[48], (1)式的解可以写成 的形式, 则管路的弯曲振动方程可以表达为ωk 1,k 2,k 3,k 4对于给定的值 , (3)式中的波数k 有两个不同的虚数根和两个互为共轭的复数根, 分别记为, 则(1)式的解可以表示为x =na 构建的布拉格声子晶体管路见图1所示, 其中a 为晶格常数, l a为管路A 的长度, 则在单元n –1和单元n 之间的界面处的位移、转角、弯矩和剪切力都是连续的, 即在 处有[49]:W =[W 1,W 2,W 3,W 4]T 式中.x =na +l a 同理, 在单元n 中的管道A 和管道B 之间的交界面处的位移、转角、弯矩和剪切力都是连续的,即在 处有:根据(5)式和(6)式, 可以求得单元n 与单元n –1之间的关系为T =H2−1K 2K 1−1H 1式中 .由于声子晶体管路在x 方向的周期性, 根据Bloch 定理可以得到:q 式中 是轴向一维Bloch 波矢.因此, 无限周期管结构特征值是行列式的根:I 4×4ωq q T 式中 为 单位矩阵. 对于给定的 值, (9)式给出 的对应值, 根据 是实部还是虚部, 相应的波分别通过管道传播或被衰减. 同理, 可以从传递矩阵 获得振动传递的频率响应曲线(frequencyresponse function, FRF)[50].2.2 流固耦合管路振动基本原理通过流体力学N-S 方程理论和固体力学小变形弹性理论联合推导出的求解流固耦合的基本方程是如今使用较为普遍的模型, 主要包括4-方程、8-方程、12-方程和14-方程模型等, 目前4-方程模型和8-方程模型在实际应用中得到较为广泛的使用. 通常以Budenkov [51]在讨论Pochhammer 方程时采用的方法为参照, 对流固耦合问题构建合适的数学模型. 将流固耦合运动分解为轴向和横向运动等, 而后分别对其讨论, 最后将两类方程进行合成求解流固管路耦合振动问题.流体流动过程中遵循质量、能量、动量三大基本物理守恒定律, 当流体中混合有其他成分时, 还要遵循组分守恒定律[4]; 固体结构部分的控制方程主要遵循牛顿第二定律[52]. 流固耦合方程遵循基本的物理守恒定律, 在流固耦合交界面上满足流体域与固体域两相之间应力、温度、位移、热流量等变量的守恒或相等[53].目前, 直接耦合式解法和分离式解法是用来解决流固耦合问题最主要的两种方法. 直接耦合算法可以同时对流固耦合控制方程进行求解, 不存在时间滞后, 理论上较为理想; 分离解法则不必对流固耦合控制方程进行求解, 只需在不同求解器或者同一求解器中按照预先设置的求解顺序分别对流体和固体控制方程进行求解, 得到固体域和流体域的计算结果, 而后通过设置好的流固耦合面进行两相数据的交互传输, 当此刻收敛达到要求时进行下一时刻的计算求解, 依次计算求解最终结果.分离解法与直接耦合求解相比, 缺点主要是具有在流固耦合面上能量不完全守恒和时间滞后问题; 其优点是可以较好地结合流体力学和固体力学的方法和程序, 对内存要求较低, 计算速度较快,目前被应用于大多数商用CAE 软件中[4]. 第4节中基于ANSYS Workbench 平台建立的双向流固耦合分析模型就是采用分离解法对流固耦合方程进行求解的.3 充液声子晶体管路能带结构与带隙特性分析基于声子晶体理论, 构建布拉格声子晶体管l a l b a =l a +l b 路, 其结构示意如图1所示, 图1 (a)是无限周期单元, 图1 (b)是基本周期单元. 布拉格声子晶体管路是两种不同管壁材料A 和B 沿x 轴交替周期排布形成的周期管路, 其中单个周期单元中管段A 的长度为 , 管段B 的长度为 , 则周期管路的晶格常数 , 管路的半径为R , 管壁厚度为d .l a l b 本文研究对象为海水管路系统, 其脉动源假设为一台六叶片的离心泵, 转速为2500 r/min, 则推导出的其叶频和次倍频分别为250 Hz 和500 Hz,由于管路内径R 和管壁厚度d 尺寸为项目应用要求, 因此通过改变晶格常数a 和管段A 长度l a 和管段B 长度l b 来改变管路带隙, 为了使计算得到的管路带隙满足叶频和次频的振动控制要求, 计算中, 管段A 和B 分别采用结构钢和环氧树脂, 其材料参数如表1所示, 取管段A 的长度 = 0.25 m,管段B 的长度为 = 0.25 m, 管路的内径R =0.01 m, 管壁厚度d = 0.001 m, 管内介质为水, 密度为1000 kg/m 3, 介质内的声速为1400 m/s. 运用2.1节中由(7)式—(9)式求解传递矩阵T , 并计算上述参数下无限周期单元的能带结构图和频率响应.表 1 管路材料参数Table 1. Pipeline material parameters.材料名称杨氏模量/GPa密度/kg·m –3泊松比结构钢20078500.3环氧树脂4.3511800.3672图2是利用传递矩阵法计算的未充液布拉格声子晶体管路弯曲振动的能带结构和频率响应曲线, 其中图2 (a)是波矢实部与频率的关系曲线,可以表现带隙的频率范围, 图2 (b)表示具有5个周期的声子晶体管路的频率响应曲线. 由图可知,在0—800 Hz 的频率范围内存在两个衰减带隙-60-50-40-30-20-100102030100200300400500600700800波矢 k /p S a -1(b)频率f /H z频率f /H z频率响应FRF/dB图 2 未充液布拉格声子晶体管路的带隙特性 (a)能带结构; (b)振动频率响应曲线Fig. 2. Band gap characteristics of the liquid-unfilled Bragg phononic crystal pipeline: (a) Band structure; (b) Flexural vibration FRF.-40-30-20-10010203040100200300400500600700800(b)频率f /H z频率f /H z波矢 k /p S a -1频率响应FRF/dB图 3 充液布拉格声子晶体管路的带隙特性 (a)能带结构; (b)振动频率响应曲线Fig. 3. Band gap characteristics of the liquid-filled Bragg phononic crystal pipeline: (a) Band structure; (b) Flexural vibration FRF.70—90 Hz 和280—690 Hz, 其中观察振动频率响应曲线可知, 有限周期声子晶体管路的振动传递损失曲线较好地对应着无限周期声子晶体管路的带隙频率范围; 第二带隙的衰减强度远大于第一带隙, 且衰减最大可以低至–60 dB.图3是充液布拉格周期管路弯曲振动的能带结构和振动频率响应曲线, 可以发现充液管路在0—800 Hz 内出现3个衰减带隙, 分别是40—65 Hz 、180—340 Hz 和485—735 Hz, 表明当管路充液时,布拉格周期管路的弯曲振动带隙会向低频移动. 同时可以看出, 充液管路的第二带隙和第三带隙分别包含叶频与次倍频, 可以对离心泵引起的管路振动起到较好地抑制作用.4 流固耦合声子晶体管路振动特性仿真分析4.1 有限元模型及算法验证v in v out FRF =20×log (v out /v in )未考虑流固耦合效应时, 基于ANSYS Work-bench 平台, 利用谐响应模块, 在激励端施加幅值为1的速度信号, 记为 , 在响应端拾取速度信号, 记为 , 则由公式 计算频率响应, 得到5个周期的声子晶体管路振动频率响应曲线, 与传递矩阵法计算的振动传递响应相对比, 得到图4. 图4是5个周期未充液和充液布拉格管路的弯曲振动传递损失曲线, 其中蓝色虚线和黑色实线分别是有限元法和传递矩阵法的计算结果. 由图可知, 传递矩阵法和有限元法的计算结果比较吻合, 这有力地证明了传递矩阵法的准确性和有效性.图5是不同频率处未充液和充液布拉格声子晶体管路的速度幅值图, 其中图5(a)表示未充液声子晶体管路在f 为250, 500, 750, 1000 Hz 处的位移幅值. 可以发现, f = 500 Hz 和f = 1000 Hz 处管路的弯曲振动在前两个周期已经得到很大的衰减, 后半段的管路几乎没有发生振动, 表明布拉格声子晶体管路对带隙内的振动可以较好地抑制,且振动衰减效果明显. f = 250 Hz 和f = 750 Hz 都是带隙外的频率点, 两个频率处的位移幅值远大于带隙内的位移幅值, 且整个管路都处于振动状态, 此时, 弯曲振动可有效传递到管末端. 图5(b)表示充液声子晶体管路在f 为125, 250, 400,600 Hz 处的位移幅值. 可以发现, f = 250 Hz 和f =600 Hz 处管路的弯曲振动在前两个周期已经得到很大的衰减, 后半段的管路几乎没有发生振动, 表明充液布拉格声子晶体管路对带隙内的振动可以较好地抑制, 且振动衰减效果明显. f = 125 Hz 和f = 400 Hz 都是带隙外的频率点, 两个频率处的位移幅值远大于带隙内的位移幅值, 且整个管路都处于振动状态, 此时, 弯曲振动可有效传递到管末端.与图4中声子晶体管路振动频率响应曲线中的带隙相对应.进一步考虑流固耦合条件下声子晶体管路振动传递特性. 基于ANSYS Workbench 平台对不同冲击激励下流固管路进行流固耦合分析, 建立了双向流固耦合分析基本流程如图6所示, 参照图1声子晶体管路参数建立5个周期的声子晶体管路模型如图7所示. 模型选为瞬态结构和流体力学模频率响应F R F /d B频率响应F R F /d B频率f /Hz频率f /Hz 图 4 未充液和充液布拉格声子晶体管路弯曲振动频率响应 (a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 4. Frequency response of flexural vibration of liquid-unfilled and liquid-filled Bragg phononic crystal pipeline: (a) liquid-un-filled pipe; (b) liquid-filled pipe.kg /(m ·s )块. 管路长为2.5 m, 管路内径为0.02 m, 管壁厚度为0.001 m, 弹性管壁, 忽略管道阻尼影响. 流体部分选择水, 不可压缩流体, 其密度为1000 kg/m 3,温度设置为25 ℃, 动力黏性系数选择默认值0.001003 . 由于ANSYS Workbench 计算双向流固耦合时, 流体通过流固耦合面对管路结构传递的只是湍流运动产生的流体雷诺应力、黏性应力和脉动切应力的流体作用力, 不包括流体质量, 故在仿真计算轻质流体时结果较为准确, 但当ρe 管内流体为重质流体时, 仿真结果会产生较大的误差, 故需要在管路上引入附加质量∆m = r πr p 2. 本文的流体为水, 属于重质流体, 因此在管路建模时需要设置管路材料的当量密度 , 即ρ0ρf r in r out 式中, 为管路材料密度, 为流体密度, 为管路内径, 为管路外径. 管路材料选择表1中的结构钢和环氧树脂, 则仿真分析中设置的管路材料结构钢和环氧树脂的当量密度分别为12612 kg/m 3和5941.9 kg/m 3.m /s 本例中主要设置流体和液体接触的管道内壁面为流固耦合面, 设置限制两端面X , Y 和Z 方向位移为支撑边界条件, 即为固定约束(固支结构).Fluent 界面里设置不同的入口速度, 单位为 ,出口压力设置为零; 系统耦合分析界面设置耦合时间为0.0512 s 和耦合时间步0.0001 s, 选择双向耦合; 初始条件, 视为光滑管壁.(b)(a)(1) 第一带隙外f =250 Hz(2) 第一带隙内f =500 Hz(3)第二带隙外f =750 Hz (4) 第二带隙内f =1000 Hz (1) 第一带隙外f =125 Hz(2) 第一带隙内f =250 Hz(3) 第二带隙外 f =400 Hz(4) 第二带隙外f =600 Hz图 5 未充液和充液声子晶体管路不同频率处的速度幅值 (a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 5. Displacement amplitude of liquid-unfilled and liquid-filled phononic crystal pipeline at different frequencies: (a) liquid-un-filled pipe; (b) liquid-filled pipe.图 6 ANSYS Workbench 系统耦合配置方式Fig. 6. Coupling configuration of ANSYS Workbench system.出水口处进水口处450.00225.00675.00900.00 (mm)图 7 ANSYS 中建立流固耦合管路模型Fig. 7. Establishment of fluid-structure interaction pipelinemodel in ANSYS.4.2 管壁冲击激励条件下流固耦合声子晶体管路振动特性分析假设距离管路左端进水口处受到冲击载荷, 冲击波的形式满足以下方程:F max t 0t d 式中 = 200 N, = 0.0005 s, = 0.0001 s.冲击时间为0.0005 s, 在管路进出水口处拾取响应信号. 分别仿真计算未充液和充液管路的弯曲振动响应, 充液管路仿真分析时采用流固耦合仿真分析, 设置流速为0.管壁冲击激励的脉冲响应如图8(a), 利用快速傅里叶变换得到其频域分布如图8(b), 可以看出,由于管壁冲击激励的作用, 模型中产生的应力波具有0—5000 Hz 的宽频带.图9是5个周期声子晶体管路未充液和充液时的冲击振动特性. 其中蓝色实线和青色虚线分别表示进水口处速度信号时域以及通过快速傅里叶变换得到的频域分布和出水口处速度信号时域及快速傅里叶变换得到的频域分布. 频域图中阴影部分表示出口处的速度峰值较入口处的速度峰值小,表明在该频率范围内声子晶体管路具有较好的衰减效果. 对比图9(a)和图9 (b), 可以发现当管路充液时, 管路振动幅值无论在时域还是频域上都有所衰减, 表明当管路充液时, 由于流体质量的影响,外部冲击引起的管路振动减弱. 综合分析, 未充液声子晶体管路在270—625 Hz 内具有较好的衰减作用, 充液声子晶体管路在175—332 Hz 和488—725 Hz 内具有较好的衰减作用, 与第3节传递矩阵计算的未充液管路带隙280—690 Hz 以及充液管路带隙180—340 Hz 和485—735 Hz 相吻力/N幅值/d B时间/10-3 s频率/Hz图 8 管壁冲击脉冲响应及通过快速傅里叶变换得到的冲击模拟频域 (a) 管壁冲击时域; (b) 管壁冲击频域Fig. 8. Pipe wall shock impulse response and shock simulation frequency domain obtained by fast Fourier transform: (a) Time do-main of wall impact; (b) Frequency domain of wall impact.时间/s时间/s频率/Hz 频率/Hz10(a)(b)速度/m m S s −1速度/m m S s −1|速度(f )||速度(f )|图 9 未充液与充液声子晶体管路冲击振动响应 (a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 9. Shock vibration response of liquid-unfilled and liquid-filled phononic crystal pipeline: (a) liquid-unfilled pipe; (b) liquid-filled pipe.合, 表明未充液和充液布拉格声子晶体管路对管路外部冲击具有较好的抑制作用.图10表示未充液和充液声子晶体管路不同时刻的速度幅值图, 图10(a)表示未充液声子晶体管路在t 为0.001, 0.0025, 0.005, 0.01 s 处的速度幅值, 图10(b)表示充液声子晶体管路在t 为0.001,0.0025, 0.005, 0.01 s 处的速度幅值. 可以发现, 无论声子晶体管路是否充液, 其出口处的振动较入口处滞后, 且振动幅度较小, 这是由于管路入口处的冲击响应沿着管壁传播需要一定时间. 约在0.01 s,出口处振动幅度达到最大, 与图9中时域图中出口处的振动响应曲线相一致.接下来考虑流速对管壁冲击响应的影响, 设置流速分别为0, 10 m/s. 仿真分析得到流固耦合声子晶体管路在不同流速下的冲击振动响应.图11表示流固耦合声子晶体管路在流速为0和10 m/s 下的冲击振动响应, 图12表示流固耦合声子晶体管路在流速为0和10 m/s 下的出口处的振动响应, 由图可知, 当流速较小时, 流速改变,布拉格周期管路的衰减频率范围基本不变. 虽然随着流速的增大, 管路的衰减效果减弱, 但影响不大,这是由于管路在外部冲击作用下, 管路的振动主要由外部冲击引起, 管路内流对管路振动作用较小,但由于流固耦合效应, 流体运动产生的管壁作用力分布在管路内部流固耦合面上且前端由流体引起的管壁振动会向管路末端传递, 导致管路出口段的振动响应增大, 从而衰减强度降低.4.3 流体冲击激励条件下流固耦合声子晶体管路振动特性分析假设输流管路内流体流速初始状态为零, 当开泵或者开阀速度较快时, 流体流量发生急剧变化,(1)t =0.0010 s (2)t =0.0025 s (3)t =0.0050 s (4)t =0.0100 s (a)(b)(1)t =0.0010 s(2)t =0.0025 s(3)t =0.0050 s(4)t =0.0100 s图 10 未充液和充液声子晶体管路不同时刻的速度幅值 (a)未充液管路; (b) 充液管路Fig. 10. Velocity amplitude of liquid-unfilled and liquid-filled phononic crystal pipeline at different moments: (a) liquid-unfilled pipe;(b) liquid-filled pipe.时间/s时间/s(a)(b)频率/Hz频率/Hz速度/m m S s −1速度/m m S s −1|速度(f )|10|速度(f )|图 11 流固耦合声子晶体管路在不同流速下的冲击振动响应 (a)流速为0 m/s; (b) 流速为10 m/sFig. 11. Shock vibration response of fluid-structure interaction phononic crystal pipeline at different velocities of fluid: (a) Flow ve-locity is 0 m/s; (b) Flow velocity is 10 m/s.从而使流体流速发生剧烈变化, 假设流体流速发生变化时满足以下方程:V max t 0t d 式中, = 50 m/s, = 0.0005 s, = 0.0001 s.冲击时间为0.0005 s, 在管路进出水口处拾取响应信号.分别考虑单一材料管路(结构钢管)和布拉格周期管路, 以管路出口处和入口处某一截面的弯曲振动为研究对象, 仿真分析得到管路入口和出口处的速度时间曲线和速度频率曲线.图13是冲击流体激励下结构钢管和声子晶体管弯曲振动响应, 可以发现, 无论是单一材料管路还是声子晶体管路, 在时域上, 其振动响应发生突变出现在流体流速急剧变化时, 随着流速的衰减,管壁振动响应减小, 出口处管壁振动有所延迟, 且声子晶体管路的振动传递到出口处的时间较单一材料管路长, 表明声子晶体管对振动具有一定的抑制作用. 进水口处的振动响应较入水口处的响应略大, 这是由于冲击流体激励到达出口附近需要一定的时间, 流体流动过程中与管壁发生耦合作用, 能量有所耗散, 到达出口处流速略有降低, 因此振动响应略小. 在频域上, 单一材料管路的进水口和出水口处管壁的响应基本吻合, 但在170—210 Hz 范围内存在一定衰减, 而声子晶体管路在415—510 Hz 和575—625 Hz 范围内都存在衰减, 其衰减频段与第3节中带隙相接近但不完全重合, 表明冲击流体激励时, 由于管路流固耦合效应的存在, 流体通过流固耦合面对管壁的作用力分布在整个管路内部,因此在出水口处不仅存在流体在出水口处引起的管路振动, 还存在前端由流体引起的管路振动向管路末端传递. 进一步对比图14中冲击流体激励下结构钢管与声子晶体管在进水口和出水口处振动响应, 可以发现, 进水口处, 单一材料管路在时域和频域上的振动较声子晶体管路略大, 在声子晶体管路进水口处, 由于管路材料环氧树脂材料较软,流体冲击引起的管路振动较单一结构钢管路略大;出水口处, 在时域上, 声子晶体管路出现峰值时间较单一材料管路滞后, 且峰值略小, 表明声子晶体管路可以有效抑制流体冲击引起的管路振动. 在频域上, 声子晶体管路与单一材料管路振动幅值相当, 在415—505 Hz 和585—625 Hz 范围内, 声子晶体管路振动幅值较小, 表明衰减程度明显. 进一步对比进水口处单一材料管路与声子晶体管路的振动响应, 可以发现声子晶体管路对流体冲击引起频率/Hz101010101010|速度(f )|图 12 流固耦合声子晶体管路出口处不同流速冲击振动响应Fig. 12. Shock vibration response of the outlet of fluid-structure interaction phononic crystal pipeline at different velocities of fluid.1010时间/s时间/s(b)频率/Hz 频率/Hz速度/m m S s −1速度/m m S s −1|速度(f )||速度(f )|图 13 冲击流体激励下 (a)结构钢管和(b)声子晶体管弯曲振动响应Fig. 13. Flexural vibration response of (a) structural steel pipe and (b) phononic crystal pipe under shock fluid excitation.。
第 37 卷第 1 期2024 年1 月振 动 工 程 学 报Journal of Vibration EngineeringVol. 37 No. 1Jan. 2024混合基础隔震体系优化设计及性能李春祥，龙秋雨，曹黎媛（上海大学力学与工程科学学院土木工程系，上海 200444）摘要: 为解决基础隔震结构中隔震层位移需求过大的问题，提出了一种基础隔震结构（Base Isolated Structure，BIS）+串并联调谐质量阻尼器惯容器（Tuned Tandem Mass Damper‑Inerter， TTMDI）的混合隔震体系。
采用Bouc‑Wen滞回模型模拟隔震层的非线性力‑变形行为，基于随机等效线性化和模式搜索优化算法并考虑地震动模型，在频域内建立了BIS+TTMDI体系的优化设计框架。
分别从鲁棒性、有效性、刚度和阻尼系数、冲程及对地震频率敏感性方面对BIS+TTMDI体系的性能进行评估，并与BIS+调谐质量阻尼器（Tuned Mass Damper， TMD）、串并联调谐质量阻尼器（Tuned Tandem Mass Damper，TTMD）和调谐质量阻尼器惯容器（Tuned Mass Damper‑Inerter， TMDI）进行比较。
通过对近场地震动下某七层混合基础隔震结构（包括BIS+TTMDI和 BIS+ TMDI体系）的动力弹塑性分析，评价了其减/隔震性能。
结果表明：BIS+TTMDI体系具有最好的减/隔震性能和强鲁棒性；而且在BIS+TTMDI体系中TTMDI的总阻尼需求不到BIS+TMDI体系中TMDI的一半，因而更为经济实用。
关键词:混合基础隔震；结构振动控制；优化设计；等效线性化；动力弹塑性分析中图分类号: TU352.12 文献标志码: A 文章编号: 1004-4523（2024）01-0137-11DOI：10.16385/ki.issn.1004-4523.2024.01.014引言高效提升重要社会功能建筑（例如政府和医院建筑、通讯大楼等）的抗震性能，实现其震后功能可恢复，对城市或地区运营至关重要。
核电厂高静低动三维隔震系统的地震响应研究作者：何文福黄君量许浩陈睦锋来源：《振动工程学报》2023年第06期摘要为实现核电厂隔震结构在静载阶段隔震层具有小位移的同时，动载阶段具有较好减震效果的目的，提出一种由水平隔震单元和高静低动隔震系统（由斜置橡胶支座和负刚度装置组成）组成的核电厂高静低动三维隔震系统。
基于静载和动载阶段的斜置橡胶支座、负刚度装置的变形特征提出了核电厂高静低动三维隔震系统竖向理论模型，分别对斜置橡胶支座、负刚度装置以及高静低动隔震系统进行静力加载试验，结果表明斜置橡胶支座具有较好的承载力和较大刚度，负刚度装置呈现明显负刚度特性，高静低动隔震系统在动载阶段滞回曲线饱满，具有较小动刚度特征。
理论模型与试验结果的对比表明所提出的高静低动隔震系统理论模型能较好反映该装置系统力学特性。
进一步对核电厂高静低动三维隔震结构进行地震响应分析，结果表明该结构在静载下的变形为102.02 mm，从地震作用下核电厂上部结构和内部设备的三向加速度变化来看，该隔震结构具有良好的减震作用，减震率达到40%以上，提高了核电厂在三向地震作用下的安全性。
关键词地震响应; 斜置橡胶支座; 负刚度; 高静低动三维隔震系统; 核电厂引言核电厂的隔震设计目标是在保留核电站机组原先核岛厂房上部结构及内部所有配套核设施的标准设计不变的前提下，仅在其核岛基础底板下设置隔震支座，减小传递到核电厂上部结构及内部设施的地震作用，使地震输入能量大部分被消耗在隔震层，从而有效保障核电厂在突发强地震条件下的安全性［1‑4］。
当核电厂设置隔震支座时，隔震层在地震作用下的位移变大，会对核电厂结构造成破坏，由此带来的后果十分严重。
因此在提高核电厂隔震结构的隔震效果的同时降低隔震层位移是非常必要的。
传统隔震装置在水平向具有良好的隔震效果，却无法对竖向地震起到隔震作用，甚至可能会扩大竖向地震影响。
大量的观测和试验表明竖向地震动的影响被显著低估［5‑6］。
doi：10.11823/j.issn.1674-5795.2020.06.03原子干涉重力仪隔振方法的研究现状及展望王吉鹏，胡栋，白金海，贡昊(航空工业北京长城计量测试技术研究所，北京100095)摘要：原子干涉重力仪是一种测量重力加速度的新型仪器。
振动噪声会在很大程度上影响原子干涉重力仪的测量精度。
为实现高精度的重力加速度测量，在使用原子干涉重力仪测量重力加速度时，必须对振动噪声进行控制。
分析了原子干涉重力仪的隔振需求，阐述了原子干涉重力仪隔振系统的研究进展，介绍了以音圈电机为驱动的隔振方法、以压电陶瓷为驱动的隔振方法、振动补偿法三种应用于原子干涉重力仪的隔振方法，总结每种隔振方法的特点及适用场景，并展望原子干涉重力仪隔振技术未来的发展方向。
关键词：原子干涉重力仪；低频振动；主动反馈隔振；振动补偿中图分类号：TB9文献标识码：A文章编号：1674-5795(2020)06-0015-06Review on Vibration Isolation Method of Atom-i nterferometric GravimeterWANG Jipeng,HU Dong,BAI Jinhai,GONG Hao(Changcheng Institute of Metrology&Measurement,Beijing100095,China)Abstract:Atomis interference gravimeteo is a new instrument te measure the acceleration of gravity.Vibration noise wilO affect the measurement accuracy of atomis interference gravimeteo io a great extent.In ordeo io redize high precision measurement of gravity acceleration,vilration and noise must be controlled.The vibration isolation requirements of atomio interferencc gravimeter are analyzed,and the research progress of vibration isolation system of atomis interferencc gravimeter is described.Three vibration isolation methods applied t atomis interferencc gravime-terc,which are driven by voice coil motor,piezoelectric ceramis and the vibration compensation method,are introduced.The characteristics and appaoabaesenaeoosoeeah iobeaioon osoaaioon meihod aeesummaeoeed,and iheeuiueedeieaopmenidoeeioon oeiobeaioon osoaaioon iehnoaogs for atomis interference gravinieter is proposed.Keywords：atom-intererometric gravinieter；lowfrequency vibration；activv feedback isolation；vibration compensation0引言基于冷原子干涉的重力加速度测量仪因其超高的测量灵敏度以及优秀的工作性能，已经逐渐被认可并成为重点研究内容。
第 37 卷第 2 期2024 年2 月振 动 工 程 学 报Journal of Vibration EngineeringVol. 37 No. 2Feb. 2024采用电磁分流阻尼的反作用飞轮隔振方法设计与分析张涵，罗青（国防科技大学空天科学学院，湖南长沙 410073）摘要: 反作用飞轮是重要的卫星姿态控制执行机构，也是星上最主要的微振动源。
针对反作用飞轮转速范围宽的工作特点，本文提出采用六脚隔振装置结合电磁分流阻尼技术的隔振方法。
考虑陀螺效应的耦合作用，建立了反作用飞轮与隔振装置的一体化动力学模型。
通过理论分析和数值仿真，研究了陀螺效应对系统的模态、固有频率以及隔振性能的影响，并分析了关键参数对系统隔振性能的影响。
开展了隔振优化设计，对优化后的隔振性能进行分析，并对隔振装置中的单个隔振单元进行实验验证，验证了电磁分流阻尼和弹簧刚度对隔振性能的影响。
关键词: 微振动；隔振；反作用飞轮；电磁分流阻尼中图分类号: V414.3+3；TB535 文献标志码: A 文章编号: 1004-4523（2024）02-0247-11DOI： 10.16385/ki.issn.1004-4523.2024.02.007引言高精度观测航天器是世界各国航天领域争相发展的重要装备。
然而，在轨运行期间，航天器载荷的工作性能极易受到航天器平台上活动部件在工作时产生的微振动的干扰。
已有研究表明［1］，作为姿态控制执行机构的飞轮系统，是目前最主要的微振动扰动源。
目前，如何降低飞轮微振动扰动，进而保证航天器敏感载荷的安静工作环境已成为发展高精度航天器装备的关键技术之一［2⁃3］。
针对航天器飞轮微振动扰动问题，在不改变飞轮内部结构的前提下，国内外研究人员设计并研制了多种隔振装置。
按照结构形式，这些隔振装置总体上可以分为两大类：①基于折叠梁结构的隔振装置。
该技术最早由Kamesh等［4］提出。
它利用多段连续短梁，通过降低飞轮与航天器平台之间的安装刚度实现扰动隔离。
橡胶隔振器动态特性计算与建模方法的研究一、本文概述随着现代工业的发展，振动和噪声问题日益突出，而橡胶隔振器作为一种重要的减振元件，广泛应用于各种机械设备中。
橡胶隔振器的动态特性对于设备的振动控制和噪声抑制具有关键作用。
因此，对橡胶隔振器的动态特性进行准确计算和建模具有重要的理论价值和实践意义。
本文旨在研究橡胶隔振器的动态特性计算与建模方法。
通过对橡胶材料的力学性能和隔振原理的深入分析，建立橡胶隔振器的动力学模型。
在此基础上，采用数值计算和实验验证相结合的方法，研究橡胶隔振器在不同激励条件下的动态响应特性。
本文的研究内容主要包括：橡胶材料的力学特性分析、橡胶隔振器的动力学建模、动态特性计算方法的研究、实验验证及结果分析等。
通过本文的研究，旨在提出一种准确、高效的橡胶隔振器动态特性计算方法，为工程应用提供理论支持和技术指导。
本文的研究方法和结果不仅有助于深入理解橡胶隔振器的动态特性，还可以为相关领域的科研工作者和工程师提供有益的参考和借鉴。
本文的研究成果对于提高机械设备的振动控制和噪声抑制能力，推动相关领域的科技进步具有积极意义。
二、橡胶隔振器的基本理论橡胶隔振器是一种广泛应用于各种机械和设备中的减振元件，其基础理论主要涉及到材料力学、振动理论以及非线性动力学等领域。
橡胶作为一种高分子弹性材料，具有独特的粘弹性和非线性特性，这些特性使得橡胶隔振器在承受动态载荷时，能够表现出良好的隔振效果。
橡胶隔振器的减振原理主要基于材料的弹性变形。
在受到外部振动时，橡胶隔振器能够吸收并转化振动能量，通过其内部的弹性变形来减小传递到基础的振动。
这种弹性变形在橡胶隔振器的工作范围内是可逆的，因此橡胶隔振器可以承受多次循环载荷而不发生永久变形。
橡胶隔振器的动态特性受到多种因素的影响，包括材料的物理特性（如弹性模量、泊松比等）、几何尺寸（如厚度、直径等）以及外部激励的频率和幅值等。
这些因素共同决定了橡胶隔振器的刚度、阻尼以及动态响应等特性。
第４８卷㊀第６期２０１９年１２月㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀船海工程ＳＨＩＰ＆ＯＣＥＡＮＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧ㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀Ｖｏｌ.４８㊀Ｎｏ.６Ｄｅｃ.２０１９㊀㊀㊀ＤＯＩ:１０.３９６３/ｊ.ｉｓｓｎ.１６７１￣７９５３.２０１９.０６.０１５船用弹性吊架隔振计算与试验分析赵留平１ꎬ朱莉２ꎬ郑绍文２ꎬ刘岚２ꎬ王少鹏２(１.海军装备部驻武汉地区第二军事代表室ꎬ武汉４３００６４ꎻ２.中国舰船研究设计中心ꎬ武汉４３００６４)摘㊀要:针对船用典型空调通风管路系统ꎬ设计弹簧型弹性吊架和橡胶型弹性吊架ꎬ采用有限元软件对这两种弹性吊架在２０~５００Ｈｚ范围内的隔振性能进行计算分析ꎬ通过舱室模型试验ꎬ测得２０Ｈｚ~１０ｋＨｚ范围内两种弹性吊架的隔振效果ꎮ结合仿真计算和模型试验结果ꎬ得到这两种弹性吊架的适用性ꎮ关键词:弹性吊架ꎻ振级落差ꎻ隔振性能中图分类号:Ｕ６６３.２㊀㊀㊀㊀文献标志码:Ａ㊀㊀㊀㊀文章编号:１６７１￣７９５３(２０１９)０６￣００６０￣０３收稿日期:２０１９－０６－１９修回日期:２０１９－０７－０８第一作者:赵留平(１９６９ )ꎬ男ꎬ硕士ꎬ高级工程师研究方向:结构振动与噪声控制㊀㊀目前实船空调通风管路系统采用刚性支撑连接ꎬ空调通风系统设备和管路的振动通过支撑直接传递到甲板ꎬ并向舱室和通道等辐射噪声[１￣２]ꎮ以往的实船经验发现ꎬ空调通风系统管路由于管壁很薄ꎬ管道内风速大[３￣４]ꎬ导致管壁振动剧烈而产生二次声辐射ꎬ严重影响舱室的居住性ꎮ因此ꎬ针对某典型空调通风管路研制两种不同形式的弹性吊架ꎬ以降低风管振动ꎬ衰减舱室的振动噪声ꎮ１㊀弹性吊架设计原理船舶通风系统管路往往沿天花板布置ꎬ空间要求吊架不宜过长ꎬ且需足以承受系统管路重量[５]ꎮ综合考虑影响隔振性能的主要参数㊁安装空间㊁承载力ꎬ提出弹簧型弹性吊架和橡胶型弹性吊架ꎮ１.１㊀弹簧型弹性吊架以矩形通风管路为例ꎬ该弹簧型弹性吊架安装见图１ꎮ每套弹性吊架装置包括２个弹簧吊架㊁１个卡箍㊁角钢以及相关紧固件[６]ꎮ具体设计原理如下:１)如图１ａ)所示ꎬ下盖板９与外壳１５一端焊接ꎬ下盖板９上设置有中间开孔ꎬ下螺栓１０穿过下盖板９的中间开孔ꎬ并与平垫圈１１㊁弹簧垫圈１２㊁下螺母１３固定ꎻ上盖板１４设置于外壳１５另一端ꎬ上盖板１４上设置有中间开孔ꎬ橡胶弹簧座图１㊀弹簧型弹性吊架及安装示意４压入上盖板１４的中间开孔ꎻ橡胶套５设置于外壳１５中ꎬ弹簧６设置于橡胶套５中ꎬ上螺栓８穿过压板７㊁弹簧６和橡胶弹簧座４ꎬ通过上螺母２和垫圈３紧固于上盖板１４上ꎮ当管道受到激励作用ꎬ迫使螺栓８压缩弹簧６ꎬ弹簧６与橡胶套５产生干摩擦阻尼力ꎬ并且弹簧６的弹性及橡胶垫圈４的阻尼都具有良好的隔振缓冲作用ꎬ从而使得整套吊架装置具有较好的减振性能ꎮ２)如图１ｂ)所示ꎬ通风管道由卡箍１８固定ꎬ卡箍１８两侧通过下螺栓１０连接弹簧吊架ꎬ弹簧吊架通过锁紧螺母１连接角钢１６ꎬ角钢１６与船体甲板焊接ꎮ０６整套弹簧吊架装置可通过调整相应规格的弹簧吊架㊁角钢１６㊁卡箍１８ꎬ满足船舶通风系统管路空间安装需求ꎮ１.２㊀橡胶型弹性吊架以圆形风管为例ꎬ该橡胶型弹性吊架安装见图２ꎮ每套弹性吊架包括２个橡胶隔振器㊁１个卡箍㊁１个橡胶柔性阻尼环㊁垫块㊁角钢以及相关紧固件ꎮ橡胶型弹性吊架选用体积小的橡胶隔振器ꎬ不仅经济适用性好ꎬ而且质量轻㊁占用空间小ꎻ采用不同规格和长度的角钢ꎬ可调节整套装置的尺寸ꎬ以满足不同空间的安装需求ꎮ图２㊀橡胶型弹性吊架示意图(以圆形风管为例)１.３㊀两种弹性吊架设计性能特点１)弹簧型弹性吊架的动刚度比橡胶型弹性吊架小ꎬ弹簧型弹性吊架隔振性能优于橡胶型弹性吊架ꎮ２)相比橡胶型弹性吊架ꎬ弹簧型弹性吊架的承载力有限ꎮ即对于大载荷的管路宜采用橡胶型弹性吊架ꎮ这是因为弹簧型弹性吊架的承载能力通过弹簧的截面来调节ꎬ当承载值大到一定级别ꎬ弹簧的截面随之增大ꎬ弹簧也将失去弹性ꎮ３)相比弹簧型弹性吊架ꎬ橡胶型弹性吊架更经济ꎮ２㊀弹性吊架隔振性能仿真计算分析用通用有限元仿真软件ＡＮＳＹＳ对弹簧型弹性吊架和橡胶型弹性吊架进行２０~５００Ｈｚ范围内的隔振性能计算ꎮ２.１㊀弹性吊架参数１)弹簧型弹性吊架动刚度:Ｋ＝２.５５ˑ１０５Ｎ/ｍꎮ重量:~１.５ｋｇꎮ２)橡胶型弹性吊架动刚度:Ｋ＝８.１０ˑ１０５Ｎ/ｍꎮ重量:~２.０ｋｇꎮ２.２㊀仿真计算模型在ＡＮＳＹＳ中建立隔振系统的有限元网格模型ꎬ见图３ꎬ包括船体结构㊁角钢㊁弹性吊架(弹簧型和橡胶型)ꎮ其中ꎬ管路重心处采用质量单元ＭＡＳＳ模拟ꎬ橡胶用ＣＯＭＢＩＮ１４单元模拟ꎬ角钢结构采用ＢＥＡＭ单元模拟ꎬ船体结构采用ＳＨＥＬＬ单元模拟ꎬ边界条件设为甲板的四周刚固ꎮ图３㊀隔振计算有限元模型模拟实船直径３００ｍｍ㊁跨度３ｍ的通风管路ꎬ考虑其管路包覆ꎬ取其重量为２００ｋｇꎮ将模拟管道的ＭＡＳＳ单元设为２００ｋｇꎬ对ＭＡＳＳ施加单位加速度激励ꎮ２.３㊀仿真计算结果及分析采用频响分析方法ꎬ计算管路激励振动通过弹性吊架(弹簧型或橡胶型)传递到船体面板的加速度振级落差ꎮ弹簧型弹性吊架㊁橡胶型弹性吊架在１/３倍频程中心频率处２０~５００Ｈｚ频段范围内的振级落差变化见图４ꎮ图４㊀振级落差由图４可见ꎬ该弹簧型弹性吊架和橡胶型器型弹性吊架都有良好的隔振效果ꎬ并且弹簧型的隔振效果优于橡胶型器型的隔振效果ꎻ两种弹性１６吊架和橡胶型弹性吊架的振级落差在２０~５００Ｈｚ范围内的变化趋势一致ꎮ这是因为在仿真计算中ꎬ两种吊架的所有参数取值只有动刚度不同ꎮ因此ꎬ有必要进行舱室模型环境下的试验ꎬ进一步分析弹性吊架的隔振性能ꎮ３㊀弹性吊架试验舱室模型试验ꎬ选用通风管路长３ｍꎬ直径为３００ｍｍꎬ通过弹性吊架安装于上层甲板ꎮ隔振试验原理见图５ꎮ图５㊀弹性吊架振级落差测试原理示意通过激振器在弹性吊架的卡箍处进行垂向激励ꎮ在激励点附近的管壁上布置２个测点ꎬ弹性吊架所在甲板附近布置２个测点ꎮ对于所有加速度测点的响应信号ꎬ通过快速傅里叶变换获得各测点的振动加速度线谱(有效值)ꎬ得到１/３倍频程谱各个频段的振动加速度级ꎮ频率范围为２０Ｈｚ~１０ｋＨｚꎬ线谱的频率分辨率为２Ｈｚꎻ振动加速度级计算的参考值为１０－６ｍ/ｓ２ꎮ在此基础上通过计算得到弹性吊架的１/３倍频程振级落差ꎬ见图６ꎮ由图６可见ꎬ弹簧型弹性吊架明显优于橡胶图６㊀弹性吊架振级落差测试结果型隔振器的隔振效果ꎮ两种弹性吊架在低中频段(２０Ｈｚ~２.５ｋＨｚ)范围内有好的隔振效果ꎬ但在高频段(３.１５~１０ｋＨｚ)ꎬ隔振效果并不理想ꎮ４㊀结论１)在相同承载力条件下ꎬ弹簧型弹性吊架优于橡胶型弹性吊架的隔振效果ꎻ橡胶型弹性吊架承载力范围广ꎬ经济适用性强ꎮ２)两种弹性吊架适用于低中频段的管路隔振控制ꎮ参考文献[１]张晓伟ꎬ李苏洋.空调管路系统的振动分析[Ｊ].振动测试与诊断ꎬ２０１２(增刊１):１２０￣１２２ꎬ１５４.[２]俞孟萨ꎬ黄国荣ꎬ伏同先.潜艇机械噪声控制技术的现状与发展概述[Ｊ].船舶力学ꎬ２００３ꎬ７(４):１１０￣１２０.[３]孔建益ꎬ李公法ꎬ侯宇ꎬ等.潜艇振动噪声的控制研究[Ｊ].噪声与振动控制ꎬ２００６ꎬ１０(５):１￣４.[４]朱英富ꎬ张国良.舰船隐身技术[Ｍ].哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社ꎬ２００３.[５]中华人民共和国船舶行业标准.风管吊架:ＣＢ/Ｔ２１０ １９９５[Ｓ].北京:中国标准出版社ꎬ１９９５.[６]朱莉ꎬ李艳华ꎬ翁章卓ꎬ等.一种高减振阻尼型船用弹性吊架.ＣＮ２０６４２９７５９Ｕ[Ｐ].２０１６￣１２￣２０.ＣｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｎｄＥｘｐｅｒｉｍｅｎｔａｌＳｔｕｄｙｏｎＶｉｂｒａｔｉｏｎＩｓｏｌａｔｉｏｎｏｆＭａｒｉｎｅＥｌａｓｔｉｃＨａｎｇｅｒＺＨＡＯＬｉｕ￣ｐｉｎｇ１ꎬＺＨＵＬｉ２ꎬＺＨＥＮＧＳｈａｏ￣ｗｅｎ２ꎬＬＩＵＬａｎ２ꎬＷＡＮＧＳｈａｏ￣ｐｅｎｇ２(１.ＭｉｌｉｔａｒｙＲｅｐｒｅｓｅｎｔａｔｉｖｅＯｆｆｉｃｅｉｎＣｈｉｎａＳｈｉｐＤｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔａｎｄＤｅｓｉｇｎＣｅｎｔｅｒꎬＳｈａｎｇｈａｉ２０１９１３ꎬＣｈｉｎａꎻ２.ＣｈｉｎａＳｈｉｐＤｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔａｎｄＤｅｓｉｇｎＣｅｎｔｅｒꎬＷｕｈａｎ４３００６４ꎬＣｈｉｎａ)Ａｂｓｔｒａｃｔ:ＦｏｒｔｈｅｔｙｐｉｃａｌＭａｒｉｎｅａｉｒｃｏｎｄｉｔｉｏｎｖｅｎｔｉｌａｔｉｏｎｐｉｐｉｎｇｓｙｓｔｅｍꎬｓｐｒｉｎｇ￣ｔｙｐｅｅｌａｓｔｉｃｈａｎｇｅｒｓａｎｄｒｕｂｂｅｒ￣ｔｙｐｅｅｌａｓｔｉｃｈａｎｇｅｒｓｗｅｒｅｄｅｓｉｇｎｅｄ.Ｔｈｅｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔｍｅｔｈｏｄｗａｓｕｓｅｄｔｏａｎａｌｙｚｅｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｉｓｏｌａｔｉｏｎｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆｔｈｅｔｗｏｅｌａｓｔｉｃｈａｎｇ￣ｅｒｓｉｎｔｈｅｒａｎｇｅｏｆ２０Ｈｚ~５００Ｈｚ.Ｗｉｔｈｔｈｅｃａｂｉｎｍｏｄｅｌｔｅｓｔꎬｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｉｓｏｌａｔｉｏｎｅｆｆｅｃｔｏｆｔｗｏｅｌａｓｔｉｃｈａｎｇｅｒｓｉｎｔｈｅｒａｎｇｅｏｆ２０Ｈｚ~１０ｋＨｚｗａｓｍｅａｓｕｒｅｄ.Ｃｏｍｂｉｎｅｄｗｉｔｈｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎａｎｄｍｏｄｅｌｔｅｓｔꎬｔｈｅａｐｐｌｉｃａｂｉｌｉｔｙｏｆｔｈｅｓｅｔｗｏｋｉｎｄｓｏｆｅｌａｓ￣ｔｉｃｈａｎｇｅｒｓｉｓｏｂｔａｉｎｅｄ.Ｋｅｙｗｏｒｄｓ:ｅｌａｓｔｉｃｈａｎｇｅｒꎻｖｉｂｒａｔｉｏｎｌｅｖｅｌｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅꎻｖｉｂｒａｔｉｏｎｉｓｏｌａｔｉｏｎｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ２６。
