舰用主汽轮机汽缸振动特性研究

张亮 史冬岩 张成 张桐鸣 高旭文

（哈尔滨工程大学机电工程学院 哈尔滨 150001）

舰用主汽轮机汽缸振动特性研究

张亮 史冬岩 张成 张桐鸣 高旭文

（哈尔滨工程大学机电工程学院 哈尔滨 150001）

主汽轮机；低压缸；数值仿真；扫频试验；对比分析

针对舰用主汽轮机汽缸振动特性研究较少的现象，研究主汽轮机低压缸的振动特性，对某型舰用主汽轮机汽缸进行数值仿真分析，并通过试验验证。研究表明，在1~1 000 Hz频域内，舰用主汽轮机汽缸整体模型只出现了一阶振型，低压缸结构中的筋板、肋板、薄板等局部尺寸较小的部位易引起振动出现局部模态；低压缸结构局部尺寸较大的部位，不易引起振动；进行扫频试验时，通过纵向扫频及垂向扫频能够很好地弥补单向扫频时出现的峰值点频率的大幅跳跃。

0 引言

振动现象是机械结构经常需要面对的问题之一。由于振动会造成结构疲劳，甚至产生共振，不仅会对结构造成疲劳破坏，同时对零件的加工精度也有很大的影响［1，2］。只有了解结构的动态特性，才能有效地采取措施减小振动带来的影响［3］。

舰船设备特别是A类设备的破坏是一个关系到舰船生命力的重要问题。船体破损的情况下，舰船抗沉性要求动力设备的完好性达到生存的目的［4］。主汽轮机汽缸是舰船主动力设备的重要部分，本文以低压汽缸为研究对象，开展其振动特性研究具有实际意义。

舰用设备的实测资料较少［5］，舰用主汽轮机汽缸振动特性的研究信息更少。为尽量使舰用主汽轮机汽缸的工作频率和固有频率错开一定的范围，达到规定的概率储备要求，本文通过试验分析了某舰用主汽轮机汽缸的振动特性，并与数值仿真值进行对比研究，验证数值仿真分析的正确性，找出舰用主汽轮机汽缸较薄弱的振动频值，为主汽轮机汽缸结构优化设计提出一些有效的技术措施。

1 有限元模型的建立

舰用主汽轮机汽缸的结构是比较复杂的，因此在计算前需要把设备模型化。模型建立的正确与否将直接影响计算结果准确性。如果建模不当，将使计算的工作量过大或计算结果可信度低，甚至导致错误的结论。因此研究体系的质量、刚度、阻尼是影响动力特性的主要因素，也是建模中的主要参数。在建模的过程中要十分注意各个部分的质量、刚度、阻尼等尽量接近实际情况。在不影响计算精度的前提下，对所建立的有限元三维模型进行合理的模型简化。

本文利用大型有限元前处理软件HyperMesh对舰用主汽轮机汽缸模型进行有限元前处理，以国际上通用的大型非线性有限元仿真软件ABAQUS对主汽轮机低压缸模型进行振动特性数值仿真计算。为减少自由度数目、降低计算成本并有效地提高计算精度，对主汽轮机低压缸模型进行六面体网格划分，单元类型选择为三维实体单元。

主汽轮机低压缸模型中存在许多小特征结构，虽然这些结构对整个模型计算精度的影响可以忽略，但给计算过程带来很大代价。在研究时将这些小特征简化，同时用质量单元MASS模拟简化掉的结构惯性作用。为了提高计算的速度和收敛性，且不影响实际计算结果，将螺栓的螺纹部分简化成圆柱；为了真实模拟低压缸联接结构，将各个汽缸接合面均设为有摩擦接触。对于钢或铸铁被联接件摩擦系数μ=0.1～0.15［6］，本文取摩擦系数μ0=0.15，螺母和螺杆的旋紧部分采用绑定约束。图1所示为某舰用汽轮机为母型完成六面体网格划分的主汽轮机低压缸模型。

图1 汽缸有限元模型

2 舰用主汽轮机汽缸数值仿真分析

研究一个结构系统的振动特性，首先要建立该系统的动力方程。多自由度的运动方程可以应用牛顿第二定律、达朗伯原理、拉格朗日方程或哈密顿定理来建立［7］。对于N个自由度线性系统，其运动微分方程为：

式中［M］、［C］和［K］分别为系统的质量、阻尼、刚度矩阵，{x（t）}和{F（t）}分别为系统各点的位移响应向量和激励力向量。

鉴于舰用主汽轮机汽缸结构复杂，很难得到低压缸整体模型的某阶振型，大多数情况下所激起的振动都是结构的局部模态。为模拟低压缸振动过程，计算只限于1～1 000 Hz频域内主汽轮机低压缸的振动特性，本文只给出主汽轮机低压缸几个特定频率值的振型图，如图2所示。

图2 主汽轮机汽缸振型图

通过数值仿真计算可知，在1~1 000 Hz频域内，舰用主汽轮机汽缸整体模型只出现了一阶振型。激励引起的振动多为主汽轮机低压缸结构的局部模态，且易引起振动的部位主要发生在低压缸结构中的筋板、肋板、薄板等局部尺寸较小的部位，而对于低压缸结构局部尺寸较大的部位，则不易引起振动。

3 舰用主汽轮机汽缸扫频试验

对于舰用主汽轮机汽缸振动特性分析，应用数值仿真算法具有结果连续性好、计算范围广、效率高等优点，只要模型简化合理，边界条件施加正确，通过数值仿真分析得到的结果可以达到很高的精度，且可通过数值仿真计算具体分析主汽轮机低压缸整体模型的某阶振型。为验证数值仿真计算结果的正确性，可以通过试验验证，采用ES-160/180-590型试验振动台进行试验，对舰用主汽轮机汽缸分别进行纵向扫频和垂向扫频实验，扫频范围为1~1 000 Hz，当试验台的振动频率值达到主汽轮机低压缸的固有频率值时，引起试验台与低压缸的激烈振动，记录仪出现峰值，此时试验台的振动频率即为低压缸的固有频率。图3所示为主汽轮机低压缸的扫频试验场景，图4所示为试验所测得的扫频峰值曲线，曲线上各个峰值点处的频率为低压缸与冲击台的共振频率，即为舰用主汽轮机汽缸的固有频率。

图3 舰用主汽轮机汽缸扫频试验场景

图4 扫频曲线

由图4可知，纵向扫频时，主汽轮机低压缸相当于受纵波波源激励振动；垂向扫频时，主汽轮机低压缸相当于受横波波源激励振动。通过纵向扫频及垂向扫频得到的峰值，能够很好地弥补单向扫频时出现的峰值点频率大幅跳跃，提取这些峰值点处的频率即为舰用主汽轮机汽缸的固有频率，主汽轮机低压缸的固有频率如表1所示。

表1 舰用主汽轮机汽缸1～1 000 Hz内固有频率

4 试验值与数值仿真值对比分析

为验证数值仿真计算值的正确性，需将扫频试验测量值与数值仿真计算值进行对比分析，表2所示为舰用主汽轮机汽缸扫频试验值与数值仿真值，图5所示为主汽轮机低压缸扫频试验值与数值仿真值对比曲线，见下页。由图5可知，数值仿真计算值与扫频试验测量值能很好吻合；由表2可知，数值仿真计算值与扫频试验值的最大相对误差为6.7%，且相对误差较大部分均发生在低频阶段，即主汽轮机低压缸刚发生振动时，平均误差为2.3%，可认为数值仿真计算值有较高的精确性。这里规定相对误差η为：

由于扫频试验具有局限性，不可能考察到所有频域段而得到舰用主汽轮机汽缸的所有固有频率，也不能精确考察主汽轮机低压缸整体模型的某阶振型。通过表2和图5可以看出，数值仿真计算值与扫频试验值能够很好地吻合，验证了数值仿真计算法的正确性，故可通过数值仿真计算来考察主汽轮机低压缸容易引起激振的部位，或通过数值仿真计算具体考察主汽轮机低压缸整体模型的某阶振型，进而对舰用主汽轮机汽缸提出一些有效的结构优化与改进措施。

表2 主汽轮机低压缸扫频试验值与数值仿真值

图5 主汽轮机汽缸扫频试验值与数值仿真值曲线

5 结语

本文以某型舰用主汽轮机汽缸为计算研究对象，分别通过数值仿真和扫频试验来研究主汽轮机低压缸的振动特性，通过对比分析验证了数值仿真算法的正确性。通过仿真模拟研究，得到的结论主要如下：

（1）在1~1 000 Hz频域内，舰用主汽轮机汽缸整体模型只出现了一阶振型，激励引起的振动多为主汽轮机低压缸结构的局部模态；主汽轮机低压缸结构中的筋板、肋板、薄板等局部尺寸较小的部位易引起振动而出现局部模态；主汽轮机低压缸结构局部尺寸较大的部位，不易引起振动。

（2）进行纵向扫频试验时，主汽轮机低压缸相当于受纵波波源激励振动；进行垂向扫频试验时，主汽轮机低压缸相当于受横波波源激励振动。通过纵向及垂向扫频能够很好地弥补单向扫频时出现的峰值点频率大幅跳跃，扫频试验所测得的峰值点处的频率即为舰用主汽轮机汽缸的固有频率。

（3）扫频试验具有局限性，不可能考察所有频域段而测出舰用主汽轮机汽缸的所有固有频率，也不能精确考察主汽轮机低压缸整体模型的某阶振型。通过扫频试验验证数值仿真算法的正确性后，可通过数值仿真分析来研究主汽轮机低压缸结构中较薄弱的部位或通过数值仿真具体分析研究主汽轮机低压缸整体模型的某阶振型，进而对舰用主汽轮机汽缸提出一些有效的结构优化与改进措施。

［1］石建奎.汽车连杆的有限元模态分析［J］.装备制造技术，2009（6）：23-24.

［2］李克雷，谢振宇.基于ANSYS的磁悬浮转子的模态分析［J］.机电工程，2008（25）：1-3.

［3］陈凯亮，李俊源，姜献峰.基于ABAQUS软件的多轴器动力座模态分析［J］.轻工机械，2010（28）：41-43.

［4］张阿漫，郭绍静，蒋玉娥，等.船用主汽轮机汽缸静刚度分析研究［J］.船舶工程，2009（31）：30-32.

［5］郭绍静，杨志国，栾景雷，等.舰用主汽轮机汽缸动刚度分析研究［J］.中国舰船研究，2009（4）：21-25.

［6］濮良贵，纪名刚.机械设计［M］.北京：高等教育出版社，2006

［7］United States Patent Application Publication.Abrasive wire for a wire saw and a method of manufactu-ring the abrasive wire：US，2002/01 00469 A1［P］.2002.

Research on vibration characteristics of ship main turbine cylinder

ZHANG Liang SHI Dong-yan ZHANG Cheng ZHANG Tong-ming GAO Xu-wen
（College of Mechanical and Electrical Engineering，Harbin Engineering University，Harbin 150001，China）

main turbine；low pressure cylinder；numerical simulation；experiment of sweeping frequency；comparative analyze

This paper focuses on the rare researched issue of the main turbine cylinder low frequency vibration characteristics.The main turbine cylinder of one shipboard is studied by numerical simulation and experiment.The results show that only the first order vibration mode was observed for the whole cylinder model within the frequency between 1 Hz to 1 000 Hz，the metal plate，reinforcing rid，shin plate and other small parts in the low pressure cylinder are more easier to induce vibration and local mode than the large parts.In the frequency sweeping experiment，the sharply jumping of the peak by one-way frequency-sweeping can be offset by the alternation of vertical frequency-sweeping and horizontal frequency-sweeping.

U664.113

A

1001-9855（2011）06-0050-04

国际科技合作项目（2007DFR80340）资助课题；哈尔滨市科技创新专项基金（RC2008QN013001）。

2011-05-06；

2011-07-13

张亮（1986-），男，汉族，硕士，研究方向：机械设计及理论。

史冬岩（1965-），女，汉族，教授/博导，研究方向：机械设计及理论。

张成（1987-），男，汉族，硕士，研究方向：机械设计及理论。

张桐鸣（1986-），男，汉族，硕士，研究方向：机械设计及理论。

高旭文（1987-），男，汉族，硕士，研究方向：机械设计及理论。