張會霞，嵇亞東，鄒昶方

(1. 江蘇海洋大學 海洋工程學院，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. 連云港市交通運輸綜合行政執(zhí)法支隊，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，用來連接各種機械設備，傳送水、油、氣等介質，船上的管路縱橫交錯，遍布全船。船舶管路系統(tǒng)是由管子及其附件、機械設備、減振降噪裝置、器具和儀表所組成的整體。機械設備運行產生的振動、外部激勵導致管內流體產生的脈動激勵都會通過穿艙件、支吊架等直接傳遞到船體，引發(fā)船體振動[1]。船體振動會影響船員艙室的舒適性、機械設備的使用壽命及儀表聲吶的使用性能。當前降低管路系統(tǒng)振動的方法主要有降低機械設備振動源頭控制法和降低振動向船體轉移的傳播途中控制法。因從源頭上降低設備振動的難度較大，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，因此穿艙件設計研究在管路系統(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。本文設計的一種新型穿艙件能夠通過減振環(huán)和吸盤對振動能量進行吸收，降低管道主體振動向艙壁傳遞，并利用有限元仿真對其減振特性進行分析，得到新型穿艙件減振性能明顯優(yōu)于傳統(tǒng)穿艙件的結論。

1 新型穿艙件

本文設計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。第一開孔開設于艙壁并使通艙件穿過，風管主體的個數有2 個并位于通艙件的兩端；通艙件與風管主體、艙壁與通艙件之間均使用法蘭密封固定連接；通艙件、風管主體與第1 開孔的側面均為圓形，還包括設置艙壁一側、通艙件外的減震環(huán)；減震環(huán)內設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發(fā)生振動并傳遞給通艙件，在振動過程中，其通過夾板擠壓滑動筒朝向減震腔滑動，壓縮彈簧并使活塞與滑動筒產生相對滑動，進而減震，避免風管主體產生的振動通過通艙件傳遞給艙壁，避免風管主體自身產生損傷[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、通風管路。型號從DN32 至DN263不等，在材質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 型號的管路作為設計對象。

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方向為非主要承載方向，管路徑向即y方向為主要承載方向。

2.2 尺寸要求

根據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，長度≥900 mm[5]。因此，管子直徑取為250 mm 時，管子壁厚取為10 mm，管長取為1 000 mm，在艙壁兩側管子的距離各為500 mm。對艙壁簡化為直徑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)域網格劃分，對部分幾何體進行加密處理，傳統(tǒng)穿艙件模型網格單元數量為28 630，新型穿艙件模型網格單元數量為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文獻，均未對管端是否接地進行具體說明，因此有必要對有限元模型建立時，管端是否接地進行研究[6]。本文以傳統(tǒng)穿艙件模型為基礎，分析管端接地對模型仿真結果的影響，建立模型如圖3 所示。選取艙壁部分為固定支撐，對模型進行20 階模態(tài)分析確定諧響應分析頻率范圍取為0～650 Hz。軸向力取為40 N，施加在管子左端外表面上，測量點取在管子右端外表面上。

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

通過對模型3 和模型4 進行掃頻分析，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，再對這3 個頻率附近進行掃頻分析得出頻率在299 Hz 時，測量點軸向最大變形為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，再對這3 個頻率附近進行掃頻分析得出頻率在467.18 Hz 時，測量點軸向最大變形為3.123 7 mm，軸向最大加速度為2.691 5×107mm/s2。經過對比分析得：

圖4 管端接地測量點變形曲線Fig. 4 Measurement point deformation curve of the pipe end grounding

圖5 管端未接地測量點變形曲線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、測量點的變形、加速度均不相同，且相差較大。

2）模型3 測量點的變形及加速度明顯小于模型4。

因船舶實際管路較長，穿梭于不同艙室、甲板，模型分析時設置管端接地和實際情況更為相符。

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，當船體受外部壓力時，引起艙壁開孔處變形很小可以忽略不計[7]，而管子振動對艙壁的變形是否有影響則需要進行分析。變形測量點選取艙壁與管子接觸的內表面，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 艙壁軸向變形測量點位置Fig. 6 Location of measuring point of bulkhead axial deformation

圖7 測量點變形頻率響應曲線Fig. 7 Measurement point deformation frequency response curve

由圖7 和圖8 可知，傳統(tǒng)穿艙件的管路振動對艙壁開口處的軸向變形量最大可達1.464 4 mm，新型穿艙件管路振動對艙壁開口處的軸向變形量最大可達0.148 72 mm，如果艙壁未經過簡化，變形量會更小一些。由此得出結論，艙壁內表面的變形可忽略不計，即管子的振動對艙壁的變形基本無影響。

圖8 測量點變形相位相應曲線Fig. 8 Measurement point deformation phase response curve

4 減振性能分析

圖9 為頻率響應分析模型，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管子的端面上，力的方向為軸向或徑向。根據圖10 和圖11 模型1、模型2 受軸向力和徑向力時的加速度云圖得到，模型加速度最大點基本在艙壁頂部半圓端面或在管子右側端面上，因此艙壁的頂部半圓端面確定為加速度測量點1，管子右側端面確定為加速度測量點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 激振力方向為軸向（x 方向）

圖12為加速度測量面上x方向的頻率響應加速度仿真結果。可以看出，加速度測量點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 為加速度測量面上x方向的頻率響應加速度仿真結果?？梢钥闯觯铀俣葴y量點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 測量點1 加速度頻率響應曲線Fig. 12 Acceleration frequency response curve at measurement point 1

圖13 測量點2 加速度頻率響應曲線Fig. 13 Acceleration frequency response curve at measurement point 2

4.2 激振力方向為徑向（y 方向）

通過對模型1 和模型2 進行掃頻分析，得到圖14與圖15 測量點的加速度頻響曲線。模型1 的共振頻率在146 Hz，325 Hz，584 Hz 附近，再對這3 個頻率附近進行掃頻分析得出頻率在325.72 Hz 時，加速度測量點1 軸向最大加速度為8.061 4×106mm/s2，加速度測量點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，再對這3 個頻率附近進行掃頻分析得出頻率在310.92 Hz 時，加速度測量點1 軸向最大加速度為3.522 3×105mm/s2，加速度測量點2 軸向最大加速度為2.185 6×107mm/s2。

圖14 加速度測量點1 頻率響應曲線Fig. 14 Acceleration frequency response curve at measurement point 1

圖15 加速度測量點2 頻率響應曲線Fig. 15 Acceleration frequency response curve at measurement point 2

按如下公式的插入損失IL作為評價通艙件減振降噪指標[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，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。

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

表1 穿艙件插入損失計算結果Tab. 1 The calculation result of the penetration loss

5 結 語

本文針對穿艙件的減振降噪問題進行了有限元仿真分析，得出的結論如下：

1）有限元模型建立時需要考慮接地情況，和船舶管路實際情況更為相符；

2）管路的振動導致艙壁的變形可忽略不計；

3）新型通艙件可以有效降低管路的結構振動和流體振動激勵向艙壁的傳遞。