梁春雨，張新玉

(哈爾濱工程大學(xué)動力與能源工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150001)

0 前言

某船在交付使用初期，主機(jī)燃油供給管路在使用中頻繁出現(xiàn)強(qiáng)烈的振動現(xiàn)象，造成該管路多次出現(xiàn)管壁磨穿、馬腳振斷或振裂等安全事故隱患。該管路承擔(dān)著全船主動力系統(tǒng)燃油供給任務(wù)，一旦在航行中出現(xiàn)管路嚴(yán)重破損、燃油泄漏，將直接導(dǎo)致船舶動力系統(tǒng)短期內(nèi)失去工作能力，甚至引發(fā)機(jī)艙火災(zāi)、爆炸等重大事故，該管系強(qiáng)烈振動問題隱患直接危及船舶安全。

1 現(xiàn)場勘察分析振動成因

經(jīng)現(xiàn)場故障勘察，初步分析故障原因［1］可能有2種。

1)周圍動力設(shè)備自振傳遞至管路系統(tǒng)中。主機(jī)振動通過船體結(jié)構(gòu)、管路支撐傳遞至所研究管路系統(tǒng)中。而該船在建造過程中管路馬腳固定相對簡單，極易出現(xiàn)軸向約束失效，進(jìn)而導(dǎo)致管路系統(tǒng)結(jié)構(gòu)整體固有振動頻率進(jìn)入較低區(qū)間，如果與主機(jī)振動的激勵頻率較為接近，則極易誘發(fā)管路強(qiáng)烈共振。不同約束方式下管系的固有頻率有較大的差異，因此在該管系振動綜合治理過程中可以通過改變管路的支撐約束方式、走向、尺寸等因素［2］來改變管路的固有振動屬性 (固有頻率和振型)，以避免管路共振的發(fā)生。

2)管路系統(tǒng)中缺少壓力緩沖裝置。由于該船燃油供給管路系統(tǒng)中缺少能夠有效降低燃油壓力脈動能量的緩壓裝置，導(dǎo)致燃油在管路中脈動強(qiáng)度較大，在管路彎頭、變截面管段等處形成強(qiáng)烈的脈動激振力，同樣易導(dǎo)致管路約束軸向失效，極易誘發(fā)管路出現(xiàn)強(qiáng)烈共振，導(dǎo)致管路損傷。

為此，針對振動現(xiàn)象相繼開展了實(shí)船振動測試、管路系統(tǒng)仿真計算、實(shí)船管系改造及振動檢驗測試等相關(guān)工作。

2 振動綜合治理可行性分析

2.1 實(shí)船振動測試

為了獲得供油管路系統(tǒng)和回油管路系統(tǒng)的振動情況，選取該船左主機(jī)為測試對象，在供油管路系統(tǒng)和回油管路系統(tǒng)外管壁表面布置2個測點(diǎn)，分別位于左主機(jī)和舷邊中間處、靠近左主機(jī)處，并在被測管路系統(tǒng)附近設(shè)備表面布置相關(guān)測點(diǎn)，以此綜合分析，具體測點(diǎn)的位置情況如表1所示，布置圖如圖1。

表1 測點(diǎn)的位置情況

圖1 測點(diǎn)布置示意圖

通過分析測點(diǎn)振動測試數(shù)據(jù)，左主機(jī)艏部測點(diǎn)振動數(shù)據(jù)符合ISO6954規(guī)范標(biāo)準(zhǔn)、管路上振動能量主要集中在34.4 Hz和90.6 Hz的頻段上，說明管路的振動與機(jī)體振動基本無關(guān)。

而對于8缸4沖程柴油機(jī)，對于額定轉(zhuǎn)速515 r/min的脈沖基頻可計算為34.4 Hz，通過壓力傳感器測得該管路內(nèi)部脈動壓力如表2所示，頻率集中在 21.875 Hz、34.375 Hz、69.375 Hz、90.625 Hz、103.75 Hz，與管路產(chǎn)生的 34.4 Hz、90.6 Hz振動比對，可知，燃油的壓力脈動激勵起管路結(jié)構(gòu)形成共振，所以降低管路振動必須解決燃油脈動壓力對管路結(jié)構(gòu)的強(qiáng)烈激勵。

表2 供油管脈動壓力信號頻率分析結(jié)果

綜上所述，該管路系統(tǒng)的振動綜合治理應(yīng)該從提高管路系統(tǒng)的固有振動頻率和衰減燃油的脈動壓力強(qiáng)度2個方向入手。

2.2 擬定改造方案及仿真計算

從改變管路系統(tǒng)的固有振動頻率考慮，在馬腳改型上選擇軸向約束強(qiáng)度較大的“門”型雙抱HALF馬腳;并選擇將管系外徑由原有的42mm加粗至60mm，保持管壁厚度4mm不變，增加燃油通流橫截面積，同時降低脈動壓力強(qiáng)度。從衰減燃油的脈動壓力強(qiáng)度考慮，降低燃油駁運(yùn)壓力、在該管路系統(tǒng)中加裝壓力緩沖裝置。

為驗證前2種改造方案的可行性，本文采用了先進(jìn)的結(jié)構(gòu)動力學(xué)仿真計算技術(shù)，利用ANSYS Workbench大型有限元計算軟件，對改造后管路固有頻率變化進(jìn)行了仿真計算［3－4］，4種情況下管系固有振動頻率如表3所示。

表3 約束馬腳更改前后固有振動頻率計算結(jié)果 Hz

在衰減管內(nèi)壓力脈動強(qiáng)度方面，研究中主要采取了以下措施［5］:①增大燃油通流面積;②降低燃油駁運(yùn)壓力;③加裝管路壓力緩沖器。本文采用了Flowmaster V7一維管網(wǎng)流體計算軟件，對上述措施進(jìn)行了仿真計算，對改造效果進(jìn)行了模擬驗證［6］，并對加裝緩沖器時其內(nèi)部預(yù)充氣壓力的選擇進(jìn)行了多種條件下仿真計算，獲得了最佳參數(shù)值，將管路內(nèi)管路壓力脈動強(qiáng)度降低至最低效果。

2.3 仿真計算結(jié)果分析

分析計算結(jié)果我們獲得以下結(jié)論。

1)原有管路馬腳出現(xiàn)軸向失效后，管路固有振動頻率明顯進(jìn)入較低區(qū)間;通過2種約束條件下各階管系振型圖對比可見，當(dāng)軸向約束減弱或失效后，管系軸向位移明顯增大;在實(shí)施馬腳改型后，在管路軸向約束增強(qiáng)的同時，管路整體固有振動頻率明顯提升。

2)管路外徑加粗后，管路整體固有振動頻率明顯提升，而且管內(nèi)燃油通流面積增大至2.34倍;因此，可以證明2種改造方案具有很好的可行性。

3)增大管系燃油通流面積、降低燃油駁運(yùn)壓力、管路加裝燃油緩沖器后，管路內(nèi)部燃油壓力脈動強(qiáng)度明顯下降;預(yù)充氣壓力選擇對于緩沖器作用影響較大，不同的預(yù)充氣壓力值對應(yīng)的衰減效果差異較大，在上述計算中0.2MPa為最佳值。

3 改造后振動測試檢驗

完成對該船主機(jī)燃油供給管系振動問題綜合治理工程改造后，對該管路系統(tǒng)振動情況、管內(nèi)燃油壓力脈動情況進(jìn)行了測試。改造前后振動測試對比結(jié)果如表4所示，管內(nèi)脈動壓力信號頻率分析結(jié)果如表5所示。

表5 改造前后管內(nèi)脈動壓力信號頻率分析結(jié)果

4 結(jié)束語

1)加裝蓄能器后的主機(jī)供油管路和回油管路的振動總值比加裝前的振動總值明顯大幅度的下降，各測點(diǎn)的振動幅值比加裝蓄能器前均下降了60% ～94%。

2)鑒于造成管路產(chǎn)生振動的根源在于脈動壓力引起，經(jīng)對各測點(diǎn)的振動數(shù)據(jù)進(jìn)行頻譜分析后可以得到，管內(nèi)壓力脈動強(qiáng)度明顯降低，且造成該管系強(qiáng)烈振動的34.4 Hz和90.6 Hz脈動頻率分量明顯得到了遏制，可使管內(nèi)壓力脈動頻率避開管系固有振動頻率。

3)ANSYS Workbench大型有限元計算軟件和Flowmaster V7一維管網(wǎng)流體計算軟件在管路系統(tǒng)結(jié)構(gòu)計算、流體仿真計算中作用較為明顯，為今后進(jìn)一步開展管路系統(tǒng)問題研究提供了很好的仿真計算方法。

［1］姚熊亮.船體振動［M］.哈爾濱:哈爾濱工程大學(xué)出版社，2004.

［2］吳成軍.工程振動與控制［M］.西安:西安交通大學(xué)出版社，2008.

［3］張朝暉.ANSYS12.0結(jié)構(gòu)分析工程應(yīng)用實(shí)例解析［M］.3版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2010.

［4］王強(qiáng)，胡明，姚本炎，等.船用往復(fù)泵管路減振技術(shù)研究 ［J］.船舶工程，2002，27(3):27－31.

［5］趙玫，周海亭，陳光治，等.機(jī)械振動與噪聲學(xué)［M］.北京:科學(xué)出版社，2004.

［6］黨德功，張?zhí)鞆?qiáng)，高清秀，等.使用FLOWMASTER模擬和優(yōu)化柴油機(jī)的供油系統(tǒng) ［J］.鐵道機(jī)車車輛，2003，23(S1):116－120，137.