潘國雄，張 盛，周赤奇，徐北平

(武昌造船廠集團有限公司，湖北 武漢430060)

0 引 言

實船內(nèi)部通常將有相同系統(tǒng)功能或者位置較近的閥件，通過一定的剛性閥架進行有效連接，在保證系統(tǒng)結(jié)構(gòu)安全性的條件下，統(tǒng)一布置閥的安裝方向、間距，這種實船內(nèi)部的管路、閥架、閥件組成的結(jié)構(gòu)在安裝工藝上稱為閥組單元。閥組單元將閥、閥組架與管路相連接，并與船體外殼直接剛性連接［1-2］。

由于管路流體脈動紊亂、設備振動源特性復雜，閥組單元伴隨有強烈的管壁結(jié)構(gòu)振動、閥結(jié)構(gòu)的隨機振動，當發(fā)生諧振或者系統(tǒng)振動傳遞特性較差時，影響管路附件連接的安全性。同時，閥組單元將產(chǎn)生的振動噪聲直接通過船體結(jié)構(gòu)傳遞而輻射至海水中，影響船舶聲學性能［3-5］。同時，由于閥組單元的制造、組合沒有相關(guān)工藝文件的明確說明，因而實際的閥組單元的制造方式、標準隨施工人員的不同而有較大的不同，對結(jié)構(gòu)的聲振性能的離散度影響較大，導致閥組單元結(jié)構(gòu)振幅較大，影響船體結(jié)構(gòu)可靠性、安裝聲學指標要求。

本文采用有限元分析與試驗相結(jié)合的方法［6-8］，對閥的安裝間距、閥架臂長度、角鋼規(guī)格、隔振器安裝等制造工藝參數(shù)對其聲學性能的影響進行研究，結(jié)果表明閥組架臂長對結(jié)構(gòu)振動特性影響較大，加裝隔振器的改進閥組單元的結(jié)構(gòu)比實船閥組單元在聲學性能方面有明顯的改善。

1 有限元分析模型

考慮到管路系統(tǒng)閥組、安裝附件和周邊環(huán)境的復雜性，研究很難用實際結(jié)構(gòu)進行模擬。利用Ansys 軟件，對現(xiàn)有的閥組單元建立如圖1所示的模擬實船環(huán)境的閥組單元結(jié)構(gòu)尺寸、由5 個截止閥組成的有限元簡化模型。研究中對閥施加水平方向、垂直方向的激勵力，激勵力位于中間閥件入口截面中心位置。實船閥組單元的結(jié)構(gòu)尺寸為閥架臂長0.60 m、閥間距0.16 m、角鋼規(guī)格50mm×50mm ×5mm，仿真計算如圖2所示的位于閥架結(jié)構(gòu)上的5個測點振級。圖2 和圖3 分別為原始閥組單元的測點布置與計算結(jié)果。

圖1 閥組單元仿真模型Fig.1 The FEM model of manifolds

圖2 閥組單元測點布置Fig.2 The test point location

圖3 原始閥組單元水平、垂直激勵各測點振級Fig.3 The vibration acceleration level of the manifolds

仿真結(jié)果表明，在閥組單元受到激勵時各位置振動幅值差異較大，安裝閥門所在的水平架上的測點3 有最大的振動響應，閥組架懸臂部分測點2 和4 的振級則比測點3 的振級稍小，而在閥組架附近船體外殼體上測點1 和5 的振級與閥架上測點的振級相比要小很多。同時，垂直激勵與水平激勵條件下，實船閥組單元的測點響應幅值差異較大，水平方向響應較垂直方向高約15 dB，因而在研究中主要分析水平方向的閥組單元結(jié)構(gòu)的振動幅值變化。

2 管路閥組單元支架結(jié)構(gòu)參數(shù)的振動特性

閥組架由相同型號的角鋼經(jīng)過切割、彎制和焊接制成，閥組架2 端直接焊接在船體外殼上，閥組單元的閥工作時產(chǎn)生振動，閥組單元振動通過閥架傳遞到船體外殼上，引起殼體輻射噪聲。閥組單元的結(jié)構(gòu)形式直接決定閥組單元的聲振特性，閥組單元可以改變的結(jié)構(gòu)參數(shù)包括閥架臂長、閥布置間距和閥架角鋼型號。

在研究過程中，首先改變閥組單元的閥架臂長、閥布置間距和閥架角鋼型號3 組結(jié)構(gòu)參數(shù)，比較4 mm和5 mm 兩種厚度閥架角鋼組成的閥組單元，在不同頻率、不同載荷方向和不同載荷位置激勵下的振動加速度級，進而選出振級較小的閥組單元結(jié)構(gòu)參數(shù)。然后，在閥組單元的閥間距、閥組架臂的長度、閥架尺寸規(guī)格、隔振器安裝形式的仿真分析研究基礎上，考慮多種因素組合變化的聲學、振動特性，對多種影響因素的變化規(guī)律綜合分析，將多種影響因素功能特性較優(yōu)的方案綜合后進行組合研究，選取聲學性能較優(yōu)的閥組單元模型進行閥組單元的聲學性能試驗。

2.1 閥架臂長對閥組單元振動性能影響

閥組架近似一種懸臂結(jié)構(gòu)，在較小的激勵作用下會產(chǎn)生較大的振幅。對于懸臂結(jié)構(gòu)，臂長是影響結(jié)構(gòu)振動特性的重要參數(shù)。分析不同閥組架臂長對結(jié)構(gòu)聲振特性的影響，根據(jù)船舶內(nèi)部管路實際空間布置情況，選擇0.50 m，0.55 m，0.60 m，0.65 m，0.70 m 5 個臂長尺寸作為研究對象。如圖4所示分別為40mm ×40mm ×4mm(圖a)，50mm ×50mm×5mm(圖b)厚角鋼組成的閥組單元1 號閥水平激勵的振動加速度總級(以下分別簡寫為4mm，5mm 厚角鋼)。

圖4 4 mm 與5 mm 閥組單元不同閥架臂長模型的振動仿真結(jié)果Fig.4 The vibration simulation result with the variety of arm length on 4 mm and 5 mm manifolds

由測點總振級隨閥架臂長的計算結(jié)果表明:隨著閥架臂長的逐步變化，各測點的振級變化均較顯著，如測點1 的總振級，在臂長由實船0.6 m 變化到0.55 m 時，在各種激勵方式下引起的振級變化接近30 dB，從0.6 m 變化到0.65 m 時引起的振級變化有20 dB。其他測點振級隨閥架臂長按照0.05 m這一步長變化時也有顯著變化，這表明閥架的振級對閥架臂長參數(shù)較為敏感，臂長參數(shù)的改變會引起閥架振級顯著的變化。

綜合各圖發(fā)現(xiàn)，當閥架臂長為0.70 m 時各測點的振級相對最小。在其他尺寸參數(shù)為閥間距0.16 m、角鋼尺寸規(guī)格50mm ×50mm ×5mm 時，應選用0.70 m 作為優(yōu)化的閥架臂長尺寸。

2.2 閥布置間距對閥組單元振動性能影響

依據(jù)船內(nèi)實際閥件法蘭安裝空間要求，閥間距要求為等間距，最小間距必須滿足一般操作人員雙手可以自由伸入2 閥中間空隙。因此，選用0.16 m，0.18 m，0.20 m，0.22 m，0.24 m 5 個閥間距作為研究對象。圖5 給出了4 mm 和5 mm 厚角鋼1 號閥水平激勵的加速度級。

圖5 4 mm 與5 mm 閥組單元不同閥間距模型的振動仿真結(jié)果Fig.5 The vibration simulation result with the variety of valve distance on 4 mm and 5 mm manifolds

由4 mm 和5 mm 厚角鋼閥組單元振級隨閥間距變化的曲線可見:當閥組間距從實船方案(閥間距0.16 m)變化到間距為0.18 m 時，測點合成振級變化較大(大部分測點振級降低約30 dB)，而當閥間距從0.18 m 逐步遞增到0.24 m 時，測點振級隨閥間距的變化卻不明顯，大部分在10 dB 以內(nèi)。這表明閥組的振級對閥組間距參數(shù)的變化不太敏感，閥組間距在0.02 m，與閥架臂長改變所引起閥架振級的變化相比，閥組間距在0.02 m 步長變化時引起的測點振級變化較小，尤其是在1 和5 測點上，大部分都在10 dB 以內(nèi)。

當閥間距為0.24 m 時，各測點的振級相對最小。在其他尺寸參數(shù)為閥架臂長0.60 m、角鋼規(guī)格50mm×50mm×5mm 時，應選用0.24 m 作為優(yōu)化模型的閥間距。

2.3 閥組架角鋼規(guī)格對閥組單元振動性能影響

根據(jù)實際常用的角鋼型號，選用40mm ×40mm×4mm，45mm × 45mm × 4mm，50mm × 50mm ×4mm，56mm ×56mm ×4mm，63mm ×63mm ×4mm 5 種尺寸規(guī)格的角鋼材料為研究對象，圖6 為各測點在第1 號閥水平方向激勵下振動加速度級和合成振級。

圖6 4 mm 與5 mm 閥組單元的不同角鋼尺寸模型的振動仿真結(jié)果Fig.6 The vibration simulation result with the variety of angle iron parameter on 4 mm and 5 mm manifolds

4 mm 厚角鋼的閥組單元聲振特性由測點總振級隨幾種角鋼型號變化的曲線可知:當角鋼型號從實船方案(角鋼型號50mm ×50mm ×4mm)變化到45mm×45mm ×4mm，56mm ×56mm ×4mm 時，測點合成振級均有顯著降低，而當角鋼型號再進一步改變時，測點振級的變化卻不甚明顯，大部分測點總振級變化在5 dB 以內(nèi)。這表明閥組的振級對角鋼型號參數(shù)的變化不太敏感，角鋼尺寸改變引起的閥架振級變化與閥架臂長改變引起閥架振級的改變相比要小。

角鋼型號40mm×40mm×4mm，40mm ×40mm×5mm 型號的尺寸規(guī)格模型中，結(jié)構(gòu)測點的振級相對較小，應選用40mm ×40mm 型號的角鋼尺寸規(guī)格。

3 管路閥組單元優(yōu)化組合結(jié)構(gòu)的聲振特性

上述研究為僅改變閥組單元結(jié)構(gòu)的某一尺寸特征參數(shù)得到的閥組聲振性能，還需要分析各尺寸參數(shù)變化對閥組單元聲學性能的綜合影響，并得出4 mm 厚閥組架的優(yōu)化設計參數(shù)。為此，通過計算和對比分析，初步選出表1所示的4 組閥組單元的組合結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，對其進行聲振性能計算與對比分析，從中找出相對較優(yōu)的方案。其中H 為閥架臂長，L 為閥間距。

表1 閥組單元的組合變化方案Tab.1 The different combined projects of manifolds unit

由4 mm 角鋼結(jié)構(gòu)尺寸組合模型的計算結(jié)果，測點1 和5 布置在閥架與耐壓殼連接處，閥組單元的振動通過閥架與耐壓殼的連接處傳遞到艇體上，故主要比較測點1 和5 的振級并兼顧其他測點振級。綜合比較可以看出組合優(yōu)化參數(shù)方案4 中閥組單元的測點振級基本都是最小。故選擇閥架臂長0.55 m，閥間距0.18 m，閥架角鋼尺寸規(guī)格40mm ×40mm ×4mm 為4mm 厚角鋼的閥組單元的結(jié)構(gòu)優(yōu)化參數(shù)。

圖7 4 mm 與5 mm 角鋼結(jié)構(gòu)的組合閥組單元模型的振動仿真結(jié)果Fig.7 The vibration simulation result with the different opimistic model on 4 mm and 5 mm manifolds

對于5 mm 角鋼，根據(jù)仿真計算結(jié)果綜合比較各測點振級的相對大小，較優(yōu)的方案為方案5-3，其結(jié)構(gòu)參數(shù)是閥架臂長0.60 m，閥間距0.16 m，角鋼型號為40mm×40mm×5mm。

4 管路閥組單元加裝隔振器對結(jié)構(gòu)振動傳遞特性影響

分析閥組單元安裝隔振器后的聲振性能，在4mm 厚閥架的優(yōu)化方案基礎上，建立閥組單元和隔振器的整體有限元模型，比較安裝隔振器前后各測點振級的變化。試驗模型、有限元仿真模型和計算結(jié)果分別如圖8 ～圖10所示。

圖8 加裝隔振器閥組試驗模型Fig.8 The testing model of the manifolds adding isolator

圖9 加裝隔振器閥組仿真模型Fig.9 The simulation model of the manifolds adding isolator

圖10 加裝隔振器閥組仿真與試驗結(jié)果Fig.10 The simulation and testing results of the manifolds adding isolator

由仿真計算結(jié)果可見，安裝斜撐和隔振器后，4 mm 厚實船閥組單元的聲振性能得到很明顯的改善。加裝隔振器后，無論是在激勵點，閥架臂上還是在船體外殼體上的測點，其振級都普遍比4 mm 實船閥組單元、優(yōu)化閥組單元低。與優(yōu)化閥組單元相比，加入隔振器后，閥、閥架和船體外殼的振動插入損失都在15 dB 以上。因此從仿真結(jié)果來看，安裝隔振器是減小閥組單元振動的有效途徑。

研究對5 mm 厚角鋼的實船閥組單元和4 mm 厚角鋼的優(yōu)化閥組單元進行了振動仿真計算的基礎上，在4 mm 厚角鋼組成的優(yōu)化閥組模型上進一步加裝隔振器進行了試驗。從試驗結(jié)果來看，加裝隔振器前后在閥處(測點3)的振動量級兩者之間相差不大(1 ～2 dB);但在閥組單元的其他測點及部位，振動量級有明顯的衰減;在第2 號閥和第3 號閥激勵時，插入損失最大可達到10 dB。因此，從試驗和仿真計算結(jié)果可見，加裝隔振器后，閥組的聲振特性有顯著變化，安裝隔振器是減小閥組單元振動傳遞的有效途徑。

5 結(jié) 語

根據(jù)試驗和仿真計算結(jié)果，可得主要結(jié)論為:

1)當閥架臂長以0.05 m 的步長變化時，各測點的振級變化均較為顯著，臂長由實船0.6 m 變化到0.55 m 時，同一測點在各種激勵方式下引起的振級變化接近30 dB，在其他步長間變化引起的振級變化也在20 dB 附近，表明閥架的振級對閥架臂長參數(shù)較為敏感，臂長參數(shù)的改變可引起閥架振級顯著的變化。

2)與閥架臂長改變引起測點振級變化的敏感程度相比，閥組間距隨步長的變化以及閥組角鋼尺寸變化所引起的同一測點總振級的變化則不太敏感。因此在加工制造管路閥組架時，對閥架臂長的確定需更慎重，可以首先通過調(diào)整合適的閥架臂長得到振動相對較優(yōu)的閥架結(jié)構(gòu)，然后進一步改變閥組間距和角鋼尺寸得到更為優(yōu)化的閥組架。

3)在加裝隔振器后，仿真分析和試驗測試都表明，閥組單元的聲振性能有較大程度的改善，加裝隔振器前后閥架上以及船體相同測點的振級插入損失可達10 dB。建議在加工制造管路閥組架時，對閥架臂長的確定需謹慎，可以通過調(diào)整合適的閥架臂長得到振動相對較優(yōu)的閥架結(jié)構(gòu)，然后進一步調(diào)整閥組間距和角鋼尺寸得到更為優(yōu)化的閥組架方案。在條件具備的前提下，可以對閥組單元裝配合適的隔振器，能有效減小閥組單元的振動以及振動向耐壓船體的傳遞。

［1］梁向東.管路振動噪聲對艦艇總體聲隱身特性的影響［J］.中國艦艇研究，2010(6):127-128.

LIANG Xiang-dong.Influence of pipeline′s vibration noise on a acoustic steal nature of ships［J］.Chinese Journal of Ship Research，2010(6):127-128.

［2］石建峰.噪聲在液壓系統(tǒng)中的現(xiàn)場判斷與處理［J］.液壓與氣動，2011(3):106-107.

［3］杜東菊.潛艇水平液壓管道減振降噪研究［D］.青島:中國海洋大學，2003.

DU Dong-ju.Research on reducing vibration and noise of level rudder hydraulic pipeline in submarine［D］.Qingdao:Ocean University of China，2003.

［4］王永勝.管路支吊架及其在艦船中應用綜述［J］.船舶，2009(4):30-34.

WANG Yong-sheng.Pipe support and its application on ships［J］.Ship and Boat，2009(4):30-34.

［5］蔡標華，俞健，白亞鵬.艦船系統(tǒng)管路彈性減振設計與試驗［J］.艦船科學技術(shù)，2011，33(11):61-64.

CAI Biao-hua，YU Jian，BAI Ya-peng.Design of elastic samping vibration on warship piping and its testing research［J］.Ship Science and Technology，2011，33(11):61-64.

［6］趙文龍，李立斌.有限元技術(shù)在產(chǎn)品設計優(yōu)化中的應用［J］.噪聲與振動控制，2009(4):43-46.

［7］FRANK F.Sound and structural vibration:radiation，transmission and response［M］.Academic Press，London，1985.

［8］PAIDOUSSIS M P，ISSID N T.Dynamic stability of pipes conveying fluid［J］.Sound and Vib，1974，33(3):267-294.