0 引言

船舶舱室的振动噪声是不容忽视的问题。船舶在保证其安全性、快速性的同时，逐渐提升其舒适性。如果船舶振动噪声过高，不仅会影响到船员或旅客的休息，过高的振动噪声还不利于身体健康，对于舰船而言，过高的振动还将不利于其声隐身性。

船舶舱室空调器，通过对外界新鲜空气和舱室内的回风进行降温、减湿及净化，冬季对空气进行加热、加湿及净化处理，并把处理后的空气以一定的流速送入舱室，同时排出室内的污浊空气的方法，提供合理的空气温度、相对湿度、洁净度和气流速度，创造良好的劳动、工作和生活环境，空调器的内部空气流通如图1所示。

空调器是舰船上较多的辅机设备之一，空调器需要保障全船舱室的通风机及温控，数量众多，分布于全船，空调器所产生的振动主要是由其内部的运转设备如电动机与离心通风机产生，通过空调器的安装机脚传递至船体结构上。为了降低设备的振动直接传递至船体结构，隔振是声源设备采取的主要隔振措施也是较为有效的隔振措施之一。隔振是一种重要的振动控制方法。隔振可以分为两类：一类是主动隔振，是对振源设备采取隔振措施，从而减弱声源振动向外传播；另一类为消极隔振，是一种对被基础振动干扰的设备采用隔振措施，从而减轻基础振动对设备的影响。

对于空调器而言，其内部的风机是振源，隔振方式属于主动隔振，具体方式有：在产生振动的空调器振源和安装基础之间采取隔振措施，比如隔振器；在空调器的风管、液管与设备连接处采用软性连接，如弹性软管或挠性接管；风管与吊架接触处敷设橡胶等软弹性材料，风管截面相接处敷设橡胶等软弹性材料等措施。董国良^[1]介绍了新型空调器的结构、组成、控制原理及主要功能和特点，阐述了新型空调器的发展前景。王广夫^[2]分析离心风机噪声的机理和特性，对比分析消声器与吸声材料降低噪声的效果。由成良^[3]对空调器、通风系统的噪声源及噪声的传播途径、特征进行分析与评价，分析了空调器与通风系统噪声控制措施，为噪声控制提供了有效的设计方法。武耀^[4]对船用柜式空调器噪声源进行声强法测量及分析，识别出压缩机是主要声源，并找出压缩机的主要声源频率。管卫华^[5]针对通风管路存在振动频率与噪声较大的不足，开展船舶舱室空调通风管路减振降噪方法研究，提出的方法较常规方法减振77.24%，降噪81.13%。董鹏^[6]提出将大温差低温送风、变风量控制和温、湿度独立控制相结合的系统技术方案，通过减少空调送风量和送水量，使空调风机噪声降低了5 dB。从目前公开文献可知，对于空调器主要控制其声源或者通风系统的噪声，并未开展空调器的振动控制研究。

针对某型空调器，本文分析其隔振措施并对其振动情况进行测试及分析，在理论分析及测试的基础上，分析了该空调器不同隔振的效果及对比，可作为空调器的隔振参考。

1 典型空调器减振措施分析

以某典型空调器为研究对象，分析其在减振方面采取的措施。该空调器外形见图2所示，整个空调器基本呈方形，进出风口分别位于空调器的顶部，箱体内包含空气过滤、变温、离心风机及静压箱。空调器的主要振源为离心风机，因空调器的风量较大，离心风机的机脚振动一般较大；同时控制箱因散热需求配置有风扇，控制箱也是振源之一，但是相比离心风机，控制箱的振动小。

该空调器的离心风机采用6个隔振器安装于空调器的底座上，控制箱通过4个隔振器安装于强框架上，强框架与底座刚性连接，其他部件均通过各类连接过渡最终连接于强框架或者底座上，因此空调器的振动模型可以简化为图3所示的模型。控制箱的质量为M₁，其隔振器的刚度为K₁，阻尼为C₁；离心风机的为M₂，其隔振器的刚度为K₂，阻尼为C₂；空调器其他部件的质量为M₃。底座刚性安装于船舶结构上，因此空调器可以简化为积极隔振型单层隔振系统。

按照单层隔振系统理论，对积极隔振系统，如图3所示。设备为振源，其运动微分方程：

$m\ddot x + C\dot x + Kx = F\left( t \right) = {F_0}\sin \omega t\text{，}$

(1)

可得到动力传递系数：

${T_A} = \sqrt {\frac{{1 + {{\left[ {2 \cdot \zeta \cdot \left( {\displaystyle\frac{\omega }{{{\omega _n}}}} \right)} \right]}^{\rm{2}}}}}{{{{\left[ {1 - {{\left( {\displaystyle\frac{\omega }{{{\omega _n}}}} \right)}^2}} \right]}^{\rm{2}}} + {{\left[ {2 \cdot \zeta \cdot \left( {\displaystyle\frac{\omega }{{{\omega _n}}}} \right)} \right]}^{\rm{2}}}}}} \text{。}$

(2)

其中， ${\omega _n} = \sqrt {\displaystyle\frac{K}{m}} $ —系统的固有频率， $\left( {\displaystyle\frac{\omega }{{{\omega _n}}}} \right)$ 为频率比， $\left( {\displaystyle\frac{{C}}{{{{C}_0}}}} \right) = \zeta $ 为阻尼比。

2 典型空调器振动测试分析及分析

针对该空调器，在其额定运行工况下，测试其振动情况，在离心风机的机脚对角布置2个测点，振动测点方向为垂直于空调器安装面。测试使用B&K4514型振动加速度计、3560D型数据釆集仪以及PLUSE16.04测量系统测量空调器振动。

测量得到离心风机机脚振动加速度级为143.2 dB（频率范围1～10 kHz）。可知离心风机是空调器的主要振源，图4为风机机脚振动加速度级曲线。

离心风机轴频为50 Hz，风机轴频特性较为突出。采用第一节的理论计算方法，计算离心风机隔振后的振动状态，离心风机采用6个BE60隔振器，隔振前后的对比如图5所示。

由图5可知，在小于15 Hz频率范围内是没有隔振效果，但是在大于15 Hz的频率范围内，隔振器的隔振效果较好，特别是风机轴频，隔振效果达到24.1 dB，隔振后振动总级（1～10 kHz）为109.6 dB，隔振效果为33.6 dB。

虽然对离心风机采取隔振措施，可以有效降低振动传递率，但是实际情况中如仅对离心风机采取隔振措施，空调器强框架作为支撑隔振器的结构，进出风口的振动易与离心风机传递的振动一起传递至空调器的安装基础，这将不利于舰船的隐身性及舒适性。

3 空调器其他振动控制研究

本文研究的空调器，内部风机的隔振器安装于风机机脚与空调器的强框架底座，底座与船体结构的安装基础刚性安装，经过实测，空调器主要声源离心风机的机脚振动为143.2 dB。振源设备如泵组、压缩机等一般均采用隔振器将机组整体隔振安装与基础上，本节改变空调器的隔振部位，分析其隔振后的基础振动。

3.1 空调器整体单层隔振

对空调器采取整体单层隔振，取消已有的离心风机和控制箱的隔振器，空调器整体隔振的振动模型如图6所示，空调器的质量为M，其隔振器的刚度为K，阻尼为C。

空调器整体重量约为890 kg，底座一共有6个可供安装隔振器的接口，忽略其附属连接管路的质量影响，选择4个BE-220型隔振器（固有频率8.5 Hz），计算空调器整体弹性安装的隔振效果。空调器的弹性安装固有频率为8.5 Hz。计算得到空调器在1～10 kHz频率范围内的振动，隔振前后的对比如图7所示。

由图7可知，在小于12 Hz频率范围内是没有隔振效果，但是在大于12 Hz的频率范围内，隔振器的隔振效果较好，特别是风机轴频，隔振效果达到26.0 dB，隔振后振动总级为109.4 dB，隔振效果为33.8 dB。相比于对离心风机隔振，空调器整体隔振虽然总振级仅降低了0.2 dB，但是在低频的主要频率，如风机轴频隔振效果增加了1.9 dB，且低频放大的效果降低，由7.3倍降至5.8倍。

3.2 空调器双层隔振系统

对空调器现有基础上采取隔振，空调器的振动模型如图8所示。控制箱的质量为M₁，其隔振器的刚度为K₁，阻尼为C₁；离心风机的为M₂，其隔振器的刚度为K₂，阻尼为C₂；空调器其他部件的质量为M₃，空调器整体隔振的隔振器的刚度为K₃，阻尼为C₃。

双层隔振系统与单层隔振系统的主要区别是采用2层隔振器，并在2层隔振器之间插入一个中间质量块。若不考虑阻尼，则双层隔振系统的运动微分方程为：

$\begin{array}{l} {{{M}}_2}{{\ddot x}_2} + {{{K}}_2}\left( {{{{x}}_{2.}}{{ - }}{{{x}}_3}} \right){{ = }}{{{F}}_0}\sin \omega {{t}}\text{，}\\ {{{M}}_3}{{\ddot x}_3} + {{{K}}_2}\left( {{{{x}}_3}{{ - }}{{{x}}_2}} \right) + {{{K}}_3}{{{x}}_3}{{ = }}0\text{。} \end{array}$

(3)

假设 ${\omega _2} = \sqrt {{{{{{K}}_2}}/ {{{{M}}_2}}}} $ ， ${\omega _3} = \sqrt {{{{{{K}}_3}} / {{{{M}}_3}}}} $ ， $\mu = {{{{{M}}_2}} / {{{{M}}_3}}}$ ，通过下层隔振器向基座传递的力的最大值为 ${{{F}}_{{{T}}0}}$ ，可以求得系统的力传递率为：

$T = \frac{{{{{F}}_{T{{0}}}}}}{{{{{F}}_0}}} = \left| {\frac{1}{{\displaystyle\frac{1}{{\omega _2^2\omega _3^2}}{\omega ^4} - \left( {\displaystyle\frac{1}{{\omega _2^2}} + \displaystyle\frac{1}{{\omega _3^2}} + \mu \displaystyle\frac{1}{{\omega _3^2}}} \right){\omega ^2} + 1}}} \right|\text{。}$

(4)

主要振源为风机，其质量为365 kg，控制箱为45 kg，其余的其他质量均可视为中间质量，约为480 kg。忽略其附属连接管路的质量影响，空调器选择4个BE-220型隔振器（固有频率8.5 Hz），大量实验研究指出，单层隔振装置仅对低频域隔离有效，而对于100 Hz以上的高频振动隔离效果并不理想。计算得到空调器在1～100 Hz频率范围内的振动，隔振前后的对比如图9所示。

由图9可知，在小于9 Hz频率范围内是没有隔振效果，但是在大于10 Hz的频率范围内，隔振器的隔振效果较好，特别是风机轴频，隔振效果达到57.8 dB。

分别统计3种不同方案1～100 Hz隔振后的总振动，如图10所示。离心风机单独隔振为100.8 dB，空调器整体隔振为98.8 dB，空调器双层隔振为84.8 dB。从图可知采用双层隔振方案的隔振效果最佳，且有效的隔振频率最低。可见，在现有基础上对空调器整体隔振，形成的双层隔振系统，将明显降低风机的低频振动。

4 结　语

本文以某型空调器为研究目标，分析其隔振措施并对其振动情况进行测试及分析，在研究基础上，分别提出不同的隔振方案，并对各个隔振方案进行效果分析及对比，得到结论如下：

1）空调器采取离心风机隔振，空调器整体隔振及空调器双层隔振等措施，均可有效降低振动传递至安装基础，其中空调器双层隔振等的隔振效率最佳。

2）在现有方案基础上，对空调器整体采取隔振措施形成双层隔振系统，将有利于隔离空调器的低频振动传递至安装基础，有利于舰船的低频振动控制。