張會(huì)霞，嵇亞東，鄒昶方

(1. 江蘇海洋大學(xué) 海洋工程學(xué)院，江蘇 連云港 222005；2. 江蘇省海洋資源開發(fā)研究院，江蘇 連云港222005；3. 連云港市交通運(yùn)輸綜合行政執(zhí)法支隊(duì)，江蘇 連云港 222005)

0 引 言

船舶管路系統(tǒng)是船舶的重要組成部分，用來連接各種機(jī)械設(shè)備，傳送水、油、氣等介質(zhì)，船上的管路縱橫交錯(cuò)，遍布全船。船舶管路系統(tǒng)是由管子及其附件、機(jī)械設(shè)備、減振降噪裝置、器具和儀表所組成的整體。機(jī)械設(shè)備運(yùn)行產(chǎn)生的振動(dòng)、外部激勵(lì)導(dǎo)致管內(nèi)流體產(chǎn)生的脈動(dòng)激勵(lì)都會(huì)通過穿艙件、支吊架等直接傳遞到船體，引發(fā)船體振動(dòng)[1]。船體振動(dòng)會(huì)影響船員艙室的舒適性、機(jī)械設(shè)備的使用壽命及儀表聲吶的使用性能。當(dāng)前降低管路系統(tǒng)振動(dòng)的方法主要有降低機(jī)械設(shè)備振動(dòng)源頭控制法和降低振動(dòng)向船體轉(zhuǎn)移的傳播途中控制法。因從源頭上降低設(shè)備振動(dòng)的難度較大，傳播途中控制法研究較多，在船舶管路系統(tǒng)布置過程中，管子不可避免地需要穿過不同類型的艙壁或甲板，因此穿艙件設(shè)計(jì)研究在管路系統(tǒng)減振降噪中尤為重要。傳統(tǒng)的穿艙件基本采用管路與艙壁焊接的方法，這種剛性連接的方式不能起到減振降噪的要求。本文設(shè)計(jì)的一種新型穿艙件能夠通過減振環(huán)和吸盤對(duì)振動(dòng)能量進(jìn)行吸收，降低管道主體振動(dòng)向艙壁傳遞，并利用有限元仿真對(duì)其減振特性進(jìn)行分析，得到新型穿艙件減振性能明顯優(yōu)于傳統(tǒng)穿艙件的結(jié)論。

1 新型穿艙件

本文設(shè)計(jì)一種新型減振穿艙件，其主要組成部分包括通艙件、管道主體、減振環(huán)和吸盤等。第一開孔開設(shè)于艙壁并使通艙件穿過，風(fēng)管主體的個(gè)數(shù)有2 個(gè)并位于通艙件的兩端；通艙件與風(fēng)管主體、艙壁與通艙件之間均使用法蘭密封固定連接；通艙件、風(fēng)管主體與第1 開孔的側(cè)面均為圓形，還包括設(shè)置艙壁一側(cè)、通艙件外的減震環(huán)；減震環(huán)內(nèi)設(shè)有與通艙件間隙配合的第2 開孔。

新型穿艙件管子主體在工作過程中會(huì)發(fā)生振動(dòng)并傳遞給通艙件，在振動(dòng)過程中，其通過夾板擠壓滑動(dòng)筒朝向減震腔滑動(dòng)，壓縮彈簧并使活塞與滑動(dòng)筒產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)，進(jìn)而減震，避免風(fēng)管主體產(chǎn)生的振動(dòng)通過通艙件傳遞給艙壁，避免風(fēng)管主體自身產(chǎn)生損傷[2-3]。

2 穿艙件的有限元建模

船舶管路系統(tǒng)中需要用到穿艙件的一般有海水或淡水管路、液壓管路、通風(fēng)管路。型號(hào)從DN32 至DN263不等，在材質(zhì)和外形尺寸上要求不同[4]。本文模型建立選取具有代表性的DN250 型號(hào)的管路作為設(shè)計(jì)對(duì)象。

2.1 受力特性分析

穿艙件受力主要分為管路軸向和管路徑向，管路軸向即x方向?yàn)榉侵饕休d方向，管路徑向即y方向?yàn)橹饕休d方向。

2.2 尺寸要求

根據(jù)SOLAS 要求，若管子有效截面積大于0.02 m2，則套管厚度至少為3 mm，長(zhǎng)度≥900 mm[5]。因此，管子直徑取為250 mm 時(shí)，管子壁厚取為10 mm，管長(zhǎng)取為1 000 mm，在艙壁兩側(cè)管子的距離各為500 mm。對(duì)艙壁簡(jiǎn)化為直徑700 mm 的圓，艙壁開孔直徑為270 mm，艙壁厚度取為20 mm。建立模型如圖2 所示，通過多區(qū)域網(wǎng)格劃分，對(duì)部分幾何體進(jìn)行加密處理，傳統(tǒng)穿艙件模型網(wǎng)格單元數(shù)量為28 630，新型穿艙件模型網(wǎng)格單元數(shù)量為117 160。

圖2 模型示意圖Fig. 2 Schematic diagram of model

2.3 管端接地分析

研究以往穿艙件相關(guān)文獻(xiàn)，均未對(duì)管端是否接地進(jìn)行具體說明，因此有必要對(duì)有限元模型建立時(shí)，管端是否接地進(jìn)行研究[6]。本文以傳統(tǒng)穿艙件模型為基礎(chǔ)，分析管端接地對(duì)模型仿真結(jié)果的影響，建立模型如圖3 所示。選取艙壁部分為固定支撐，對(duì)模型進(jìn)行20 階模態(tài)分析確定諧響應(yīng)分析頻率范圍取為0～650 Hz。軸向力取為40 N，施加在管子左端外表面上，測(cè)量點(diǎn)取在管子右端外表面上。

圖3 模型示意圖Fig. 3 Schematic diagram of model

通過對(duì)模型3 和模型4 進(jìn)行掃頻分析，由圖4 和圖5 可知，模型3 的共振頻率在205 Hz，299 Hz，467 Hz附近，再對(duì)這3 個(gè)頻率附近進(jìn)行掃頻分析得出頻率在299 Hz 時(shí)，測(cè)量點(diǎn)軸向最大變形為1.545 5 mm，軸向最大加速度為5.454 6×106mm/s2；模型4 共振頻率在95 Hz，293 Hz，467 Hz 附近，再對(duì)這3 個(gè)頻率附近進(jìn)行掃頻分析得出頻率在467.18 Hz 時(shí)，測(cè)量點(diǎn)軸向最大變形為3.123 7 mm，軸向最大加速度為2.691 5×107mm/s2。經(jīng)過對(duì)比分析得：

圖4 管端接地測(cè)量點(diǎn)變形曲線Fig. 4 Measurement point deformation curve of the pipe end grounding

圖5 管端未接地測(cè)量點(diǎn)變形曲線Fig. 5 Measurement point deformation curve of the pipe end is not grounded

1）模型3 和模型4 的共振頻率、測(cè)量點(diǎn)的變形、加速度均不相同，且相差較大。

2）模型3 測(cè)量點(diǎn)的變形及加速度明顯小于模型4。

因船舶實(shí)際管路較長(zhǎng)，穿梭于不同艙室、甲板，模型分析時(shí)設(shè)置管端接地和實(shí)際情況更為相符。

3 艙壁變形分析

管子穿過不同類型的艙壁或甲板通過通艙件與艙壁相連接，當(dāng)船體受外部壓力時(shí)，引起艙壁開孔處變形很小可以忽略不計(jì)[7]，而管子振動(dòng)對(duì)艙壁的變形是否有影響則需要進(jìn)行分析。變形測(cè)量點(diǎn)選取艙壁與管子接觸的內(nèi)表面，如圖6 所示。分別在左管端面施加軸向力和徑向力，徑向力引起的變形遠(yuǎn)小于軸向力引起的變形，軸向力引起的變形如圖7 和圖8 所示。

圖6 艙壁軸向變形測(cè)量點(diǎn)位置Fig. 6 Location of measuring point of bulkhead axial deformation

圖7 測(cè)量點(diǎn)變形頻率響應(yīng)曲線Fig. 7 Measurement point deformation frequency response curve

由圖7 和圖8 可知，傳統(tǒng)穿艙件的管路振動(dòng)對(duì)艙壁開口處的軸向變形量最大可達(dá)1.464 4 mm，新型穿艙件管路振動(dòng)對(duì)艙壁開口處的軸向變形量最大可達(dá)0.148 72 mm，如果艙壁未經(jīng)過簡(jiǎn)化，變形量會(huì)更小一些。由此得出結(jié)論，艙壁內(nèi)表面的變形可忽略不計(jì)，即管子的振動(dòng)對(duì)艙壁的變形基本無影響。

圖8 測(cè)量點(diǎn)變形相位相應(yīng)曲線Fig. 8 Measurement point deformation phase response curve

4 減振性能分析

圖9 為頻率響應(yīng)分析模型，固定約束施加于艙壁的底部半圓端面，單位激振力施加于左側(cè)管子的端面上，力的方向?yàn)檩S向或徑向。根據(jù)圖10 和圖11 模型1、模型2 受軸向力和徑向力時(shí)的加速度云圖得到，模型加速度最大點(diǎn)基本在艙壁頂部半圓端面或在管子右側(cè)端面上，因此艙壁的頂部半圓端面確定為加速度測(cè)量點(diǎn)1，管子右側(cè)端面確定為加速度測(cè)量點(diǎn)2。

圖1 新型穿艙件示意圖Fig. 1 Schematic diagram of a new type of pipe penetration piece

圖9 模型邊界條件及激振力示意圖Fig. 9 Diagram of model boundary conditions and excitation force

圖10 模型1、模型2 受軸向力時(shí)的加速度云圖Fig. 10 Acceleration cloud diagram of model 1 and model 2 under axial force

圖11 模型1、模型2 受徑向力時(shí)的加速度云圖Fig. 11 Acceleration cloud diagram of model 1 and model 2 under radial force

4.1 激振力方向?yàn)檩S向（x 方向）

圖12為加速度測(cè)量面上x方向的頻率響應(yīng)加速度仿真結(jié)果。可以看出，加速度測(cè)量點(diǎn)1 上傳統(tǒng)穿艙件加速度峰值為9.024 6×106mm/s2，新型穿艙件的加速度峰值為7.906 1×105mm/s2。圖13 為加速度測(cè)量面上x方向的頻率響應(yīng)加速度仿真結(jié)果。可以看出，加速度測(cè)量點(diǎn)2 上傳統(tǒng)穿艙件加速度峰值為5.454 6×106mm/s2，新型穿艙件的加速度峰值為7.942 4×105mm/s2。

圖12 測(cè)量點(diǎn)1 加速度頻率響應(yīng)曲線Fig. 12 Acceleration frequency response curve at measurement point 1

圖13 測(cè)量點(diǎn)2 加速度頻率響應(yīng)曲線Fig. 13 Acceleration frequency response curve at measurement point 2

4.2 激振力方向?yàn)閺较颍▂ 方向）

通過對(duì)模型1 和模型2 進(jìn)行掃頻分析，得到圖14與圖15 測(cè)量點(diǎn)的加速度頻響曲線。模型1 的共振頻率在146 Hz，325 Hz，584 Hz 附近，再對(duì)這3 個(gè)頻率附近進(jìn)行掃頻分析得出頻率在325.72 Hz 時(shí)，加速度測(cè)量點(diǎn)1 軸向最大加速度為8.061 4×106mm/s2，加速度測(cè)量點(diǎn)2 上傳統(tǒng)穿艙件加速度峰值為6.822 4×108；模型2 共振頻率在98 Hz，310 Hz，504 Hz 附近，再對(duì)這3 個(gè)頻率附近進(jìn)行掃頻分析得出頻率在310.92 Hz 時(shí)，加速度測(cè)量點(diǎn)1 軸向最大加速度為3.522 3×105mm/s2，加速度測(cè)量點(diǎn)2 軸向最大加速度為2.185 6×107mm/s2。

圖14 加速度測(cè)量點(diǎn)1 頻率響應(yīng)曲線Fig. 14 Acceleration frequency response curve at measurement point 1

圖15 加速度測(cè)量點(diǎn)2 頻率響應(yīng)曲線Fig. 15 Acceleration frequency response curve at measurement point 2

按如下公式的插入損失IL作為評(píng)價(jià)通艙件減振降噪指標(biāo)[8-9]：

式中：A1為與傳統(tǒng)通艙件相連的艙壁處的徑向或軸向加速度響應(yīng)，A0為與新型通艙管件相連的艙壁處的徑向或軸向加速度響應(yīng)。

由表1 可知，新型通艙件在軸向或徑向激勵(lì)下的插入損失均高于15 dB，傳遞到艙壁和經(jīng)過艙壁后傳遞給管道的振動(dòng)非常小，振動(dòng)能夠被有效隔離。

表1 穿艙件插入損失計(jì)算結(jié)果Tab. 1 The calculation result of the penetration loss

5 結(jié) 語(yǔ)

本文針對(duì)穿艙件的減振降噪問題進(jìn)行了有限元仿真分析，得出的結(jié)論如下：

1）有限元模型建立時(shí)需要考慮接地情況，和船舶管路實(shí)際情況更為相符；

2）管路的振動(dòng)導(dǎo)致艙壁的變形可忽略不計(jì)；

3）新型通艙件可以有效降低管路的結(jié)構(gòu)振動(dòng)和流體振動(dòng)激勵(lì)向艙壁的傳遞。