基座墊片安裝工藝參數對柴油機振動傳遞特性的影響

于李洋， 王 波， 秦嘉岷

(1.海軍裝備部， 北京100071； 2.上海船舶工藝研究所， 上海200032)

0 引 言

船用設備的振動和噪聲對船舶性能有重要影響，目前各類研究中主要考慮設計、材料等方面，而很少考慮安裝參數對振動特性所產生的影響。工程實踐中，裝配工藝參數如墊片厚度、墊片接觸面積、螺栓預緊力等對設備振動傳遞特性有著密切聯系，而安裝質量往往依靠工人經驗，存在很大的不確定因素。

船用設備安裝工藝參數對振動傳遞特性的影響較為復雜，目前很難用解析模型進行表示，一般依靠有限元分析或者試驗獲取。國內，郭文新等[1]針對螺栓連接特性對航空發動機高壓轉子連接結構彎曲剛度進行分析，提出“等效剛度系數”的概念來模擬高壓轉子螺旋連接裝配。劉向東等[2]采用有限元法對主機基座的模態進行分析，分析基座動態位移及動態應力特性。王鵬等[3]基于分形接觸原理，分析墊片法向接觸剛度與材料屬性、表面工藝質量的關系。

本文通過ABAQUS仿真和試驗結合的方式研究墊片厚度及接觸面積對柴油機振動傳遞特性的影響，為相類似設備減振/隔振安裝提供參考意見。

1 有限元模型的建立

1.1 研究對象

本文研究選用的柴油機是YC6108ZC型高速機，其基本參數如表1所示。

1.2 有限元模型及激勵源強度

(1) 有限元模型。首先采用ABAQUS有限元軟件對柴油機基座及其周邊地基進行建模，柴油機簡化為集中質量，通過多點約束(Multi-Point Constraints, MPC)連接到基座上。考慮到地面基礎剛度較大，故建模成剛性大質量塊。之后，對實體模型進行網格劃分及單元屬性設置。由于主要研究基座墊片安裝的局部特性，因此采用實體單元進行精細化建模，采用結構化網格方式。幾何模型及有限元模型分別如圖1、圖2所示。

(2) 墊片建模簡化處理。為方便建模及網格劃分，考慮墊片厚度影響時，將固定墊片和調整墊片簡化為一體，即1塊墊片，方便建模和網格劃分。

圖2 有限元模型

在進行不同接觸面積設定時，通過隨機選取百分比(等效于接觸面積比)的網格節點，將其節點位置重疊一起，以此來進行固定墊片和調整墊片接觸面積的設定。 (3) 激勵源強度。柴油機的振動源強度與其轉速、載荷均有關系，根據經驗公式[4]，柴油機的結構噪聲基礎級按下式計算：

LaB=129.8 dB-20 dB·logG+

20·logW+30·log(Na/N)(1)

式中：G為柴油機總質量，kg；W為柴油機額定功率，kW；Na為柴油機實際轉速， r/min；N為柴油機額定轉速，r/min。

其1/1倍頻帶增值ΔL如表2所示。

表2 1/1倍頻帶增值表

根據式(1)，結合柴油機具體運行參數，可求得各轉速下的振動源強度，本文選取柴油機轉速為1 300 r/min進行激勵源強度估算。

1.3 計算工況設計

本文主要研究墊片安裝工藝參數(墊片厚度以及固定墊片、調整墊片接觸面積)對振動傳遞特性的影響，其具體計算工況如表3所示。

表3 計算工況

2 有限元仿真計算及結果分析

根據ABAQUS有限元計算，得到墊片不同安裝工藝參數(墊片厚度，固定墊片和調整墊片間的接觸面積)下機腳處的振動響應。

(1) 墊片厚度的影響。根據工況設定，分別計算20 mm、30 mm、40 mm、60 mm等4種厚度墊塊裝配下機腳處的振動響應。各工況下機腳處加速度分布如圖3所示，機腳處加速度平均值如表4所示。

圖3 不同墊片厚度下的機腳處加速度分布

表4 不同墊片厚度下的機腳處加速度平均值

在不同厚度的墊塊裝配條件下，通過對機腳處振動響應分析可得出：在墊片接觸面積不變的條件下，機腳處加速度隨墊片厚度的增大而減小。

(2) 接觸面積的影響。根據工況設定，分別計算20%、40%、60%、80%等4種接觸面積(固定墊片與調整墊片之間的接觸面積)下機腳處的振動響應。各工況下的機腳處加速度分布如圖4所示，機腳處加速度平均值如表5所示。

表5 不同墊片接觸面積下的機腳處加速度平均值

在不同接觸面積的裝配條件下，通過對機腳處振動響應分析可得出：在墊片厚度不變的情況下，機腳處加速度隨固定墊片、調整墊片接觸面積的增大而增大。此外，通過對墊片受力情況分析發現，固定墊片應力峰值隨著固定墊片、調整墊片接觸面積的減小而增大，這可能會對墊片變形產生不利。

接觸面積直接影響著功率流傳遞，減小固定墊片和調整墊片間的接觸面積會降低功率流的傳遞，進而影響振動響應。

圖4 不同接觸面積下的機腳處加速度分布

3 試驗研究

3.1 試驗步驟

試驗件的實物如圖5所示，材料為Q235鋼。該試驗件的設計與ABAQUS仿真計算的結構相同。

在本試驗中，測試系統由測試臺架、加速度傳感器、適調器、數據采集儀及計算機構成。安裝于柴油機及基座上的4個傳感器分別采集不同工況下系統的振動響應，然后通過適調器放大后傳輸給數據采集儀，以進行數據采集和分析。

圖5 試驗件圖樣

本次測試共設4個測點，其中：測點1位于柴油機機體上；測點2、3分別位于柴油機機腳與基座連接處(機腳處)，對角布置；測點4位于基座下方的地面上(大型基礎表面)，如圖6所示。

本次試驗為柴油機穩定工作下的振動測試，由于試驗均為平穩動態過程，為準確測試振動輸入與振動響應，須對傳感器進行準確選型并在試驗前對試驗數據采集方法和試驗后對試驗數據進行預處理，處理方式為

圖6 測點布置

(1) 根據相關規范，對于測量加速度時間歷程的測量系統必須具有1 kHz恒定頻率特性(0～20 Hz±1 dB和20～1 kHz±0.5 dB最大偏差)，同時從1 kHz起測量系統頻率特性應按照40 dB/倍頻程衰減。因此對所有測試通道均針對不同傳感器類型，對采集信號按照1 kHz進行低通濾波處理。

(2) 考慮到柴油機的振動特性，選取低靈敏度的ICP型力傳感器；考慮到力傳感器直接連接激振器和管件，采用數字濾波。

(3) 由于所測量的信號為連續平穩信號，測量響應所采用的均為IPEP型加速度傳感器，根據其響應幅值選取靈敏度在100 mV/g附近。

(4) 由于測量頻段為1 000 Hz以下頻段，考慮到測試中可能出現高頻信號，對傳感器靈敏度產生影響，在傳感器下方均安裝機械濾波器。具體如表6所示。

表6 傳感器選型及參數

本次試驗是在柴油機輕載連續穩定運行條件下對測點的振動響應進行測量，主要研究墊片的厚度和墊片接觸面積對振動傳遞特性的影響，具體工況如表7所示。需要說明的是，試驗中對于墊片厚度控制較為容易，但對于固定墊片與調整墊片間的接觸面積只能依靠經驗豐富的技術人員進行操作。此外，各基座處的墊片接觸面積與理論設計存在一定偏差，但在合理的范圍內。

表7 試驗工況設計

3.2 試驗數據處理與結果分析

對各測點在20～1 000 Hz范圍內進行能量積分，將頻譜轉化為等效加速度。由于主要考慮柴油機機腳與基座連接處的加速度響應，同時柴油機運行時存在一定的不均衡性，振動特性會有所差異，因此測試中選取柴油機互為對角的2個基座安裝點(測點2和測點3)。此外，以測點1作為激勵源強度的測量點，進而可觀察不同轉速下激勵源強度變化情況。

通過對測點1采集的數據進行處理，得到不同工況下激勵源強，如表8所示。

表8 不同轉速下激勵源強度(測點1)比較

通過表8可得出：柴油機在不連接負載的情況下相對較穩定，即激勵源強自身受固定墊片厚度及墊片接觸面積的影響較小。

通過對測點2和測點3采集的數據進行處理：轉速為700 r/min時，各工況條件下機腳處加速度如表9所示；轉速為1 300 r/min時，各工況條件機腳處加速度如表10所示。

表9 700 r/min下不同工況加速度平均值

表10 1 300 r/min下不同工況加速度平均值

對比表9和表10發現：在墊片接觸面積一定的條件下，機腳處加速度平均值隨墊片厚度的增大而減小；在墊片厚度一定的情況下，機腳處加速度隨接觸面積的增大而增大。這與有限元數值計算所得規律相吻合。

由于有限元計算和試驗的激勵源強度不同，對試驗結果按源強比進行了有效修正。將修正后的結果進行對比，如圖7和圖8所示。

圖7 墊片厚度對振動加速度影響的比較

圖8 接觸面積對振動加速度影響的比較

從圖8、圖9可以看出：試驗結果與有限元計算結果變化趨勢基本一致，由于轉速差異存在一定誤差，但在可接受范圍內，從而驗證了該方法的有效性。

4 結 語

(1) 通過有限元仿真可知：機腳處響應加速度隨墊片厚度增加而減小，但當墊片增加到一定厚度后，這種變化趨勢將減小。

(2) 當固定墊片和調整墊片的接觸面積在一定范圍內變化時，機腳處響應加速度隨墊片接觸面積增大而增大，而最大應力隨接觸面積增大而減小。接觸面積的減小會減小功率流傳遞，進而降低加速度響應，但同時會導致應力峰值增大，對墊片變形產生不利影響。因此，權衡考慮強度及振動響應，建議將接觸面積控制在50%～70%范圍內。

(3) 試驗結果驗證了仿真計算的有效性，可為類似設備減振安裝提供參考意見。