艦船振動(dòng)環(huán)境下機(jī)柜氣液熱交換器振動(dòng)故障分析

朱曾輝,李維忠

(中國(guó)船舶集團(tuán)有限公司第八研究院,南京 211153)

0 引 言

氣液熱交換器是艦船密閉機(jī)柜冷卻系統(tǒng)的關(guān)鍵部件,安裝在機(jī)柜背部。當(dāng)機(jī)柜內(nèi)部模塊工作時(shí),其內(nèi)部軸流風(fēng)機(jī)對(duì)發(fā)熱器件進(jìn)行強(qiáng)迫風(fēng)冷散熱,熱風(fēng)通過(guò)氣液熱交換器的離心風(fēng)機(jī)進(jìn)風(fēng)口進(jìn)入氣液熱交換器中,與熱交換器中的冷卻液進(jìn)行熱量交換,冷卻后的空氣再次進(jìn)入機(jī)柜,實(shí)現(xiàn)對(duì)機(jī)柜內(nèi)部的冷卻[1]。

氣液熱交換器處于艦船主體區(qū)正弦振動(dòng)環(huán)境,在正弦振動(dòng)激勵(lì)下,氣液熱交換器會(huì)因緊固件松動(dòng)或結(jié)構(gòu)變形損壞而發(fā)生故障,導(dǎo)致機(jī)柜冷卻系統(tǒng)不能正常工作。因此,氣液熱交換器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)應(yīng)具有良好的剛度和強(qiáng)度,才能保證在艦船振動(dòng)環(huán)境下的高可靠性。

本文采用正弦振動(dòng)計(jì)算方法,對(duì)艦船正弦振動(dòng)試驗(yàn)中出現(xiàn)異響的氣液熱交換器進(jìn)行故障分析,隨后改進(jìn)氣液熱交換器離心風(fēng)機(jī)安裝架的結(jié)構(gòu),并再次進(jìn)行正弦振動(dòng)計(jì)算,對(duì)比分析離心風(fēng)機(jī)安裝架結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后剛度和強(qiáng)度的變化,定位氣液熱交換器振動(dòng)故障原因。

1 故障現(xiàn)象描述

圖1(b)所示的氣液熱交換器安裝在機(jī)柜背部,機(jī)柜在160 kN電動(dòng)振動(dòng)臺(tái)進(jìn)行艦船環(huán)境主體區(qū)垂向、橫向、縱向5 Hz～60 Hz正弦掃頻振動(dòng)試驗(yàn),其中垂向?yàn)闄C(jī)柜安裝底板的法線方向,橫向?yàn)闅庖簾峤粨Q器后面板法線方向。

(a)機(jī)柜

圖2為艦船環(huán)境主體區(qū)正弦振動(dòng)試驗(yàn)曲線,5 Hz～16 Hz激勵(lì)位移為1 mm,加速度隨著頻率增大而變大,16 Hz～60 Hz激勵(lì)加速度為1 g,激勵(lì)位移隨著頻率增大而減小,掃頻速率為1 oct/min。當(dāng)橫向振動(dòng)激勵(lì)頻率處于20 Hz～30 Hz之間,氣液熱交換器內(nèi)部出現(xiàn)明顯的碰撞異響聲。

圖2 艦船環(huán)境主體區(qū)正弦振動(dòng)試驗(yàn)曲線

氣液熱交換器離心風(fēng)機(jī)的前面板有油漆脫落層,經(jīng)分析是由機(jī)柜振動(dòng)試驗(yàn)中風(fēng)機(jī)與前面板發(fā)生碰撞而導(dǎo)致的。圖3為離心風(fēng)機(jī)安裝架,安裝架材料為不銹鋼,厚度為1.5 mm,風(fēng)機(jī)通過(guò)4個(gè)M4圓頭螺釘固定在安裝架上,安裝架通過(guò)6個(gè)M4圓頭螺釘固定在氣液熱交換器前面板上。以上緊固件均未松動(dòng),排除因風(fēng)機(jī)安裝架松動(dòng)造成風(fēng)機(jī)與前面板碰撞這一因素。初步分析原因?yàn)轱L(fēng)機(jī)安裝架諧振變形較大,從而導(dǎo)致風(fēng)機(jī)與前面板碰撞而產(chǎn)生異響。

圖3 離心風(fēng)機(jī)安裝架

2 理論分析

采用基于模態(tài)分析的諧響應(yīng)分析法對(duì)風(fēng)機(jī)安裝架進(jìn)行正弦振動(dòng)計(jì)算分析,以確定風(fēng)機(jī)安裝架在連續(xù)正弦變化的周期性載荷作用下的動(dòng)力學(xué)穩(wěn)態(tài)響應(yīng),明確諧振變形的大小。諧響應(yīng)分析動(dòng)力學(xué)方程[2-4]可表示為

(1)

式中,M為質(zhì)量矩陣;C為阻尼矩陣;K為剛度矩陣;F為激勵(lì)正弦波載荷幅值;f為激勵(lì)頻率;t為時(shí)間;z為位移響應(yīng)矢量,且

z=Asin(2πft+φ)

(2)

式中,A為位移幅值矢量,其大小受激勵(lì)頻率、阻尼特性、結(jié)構(gòu)自身固有頻率等因素影響;φ為位移響應(yīng)矢量相對(duì)于激勵(lì)載荷滯后的相位角。

由式(1)和式(2)可求解得到:

A=1-4π2f2Msin(2πft+φ)+

2πfC[cos(2πft+φ)]-1·Fsin(2πft)+

Ksin(2πft+φ)

(3)

直接求解式(3)不能獲得解析解,須采用有限元方法計(jì)算。設(shè)定激勵(lì)頻率f的頻率范圍以及頻率計(jì)算步長(zhǎng),求解對(duì)應(yīng)的響應(yīng)位移,可獲得響應(yīng)位移與激勵(lì)頻率的關(guān)系,通過(guò)頻響曲線的峰值頻率可得到風(fēng)機(jī)安裝架正弦振動(dòng)應(yīng)力值。

3 風(fēng)機(jī)安裝架正弦振動(dòng)計(jì)算分析

3.1 有限元模型

對(duì)風(fēng)機(jī)安裝架模型中孔、圓角、倒角等特征進(jìn)行簡(jiǎn)化處理,風(fēng)機(jī)采用質(zhì)量點(diǎn)等效代替,以保證動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型剛度變化不大,以提高計(jì)算數(shù)據(jù)的可靠性。圖4為風(fēng)機(jī)安裝架有限元模型,采用四面體單元和六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分,有限元單元數(shù)量為20 429,節(jié)點(diǎn)數(shù)量為52 142[5-6]。

圖4 風(fēng)機(jī)安裝架有限元模型

3.2 模態(tài)分析

固定約束風(fēng)機(jī)安裝架底部6個(gè)安裝孔,對(duì)其前6階進(jìn)行模態(tài)計(jì)算分析[7-8]。圖5為前6階模態(tài)振型,其模態(tài)頻率分別為21.7 Hz、28.7 Hz、29.9 Hz、127.4 Hz、349.6 Hz、373.7 Hz,風(fēng)機(jī)安裝架第1階模態(tài)頻率小于艦船環(huán)境主體區(qū)正弦振動(dòng)激勵(lì)最高頻率60 Hz,與出現(xiàn)振動(dòng)異響對(duì)應(yīng)的掃頻振動(dòng)頻率范圍相吻合。由模態(tài)振型可知,風(fēng)機(jī)安裝面變形為20 mm,風(fēng)機(jī)與前面板的間隙為14 mm,可初步判斷氣液熱交換器振動(dòng)故障原因是其風(fēng)機(jī)安裝架剛性差,在21.7 Hz振動(dòng)頻率處發(fā)生諧振,風(fēng)機(jī)安裝面諧振變形大于其與前面板的間隙,風(fēng)機(jī)與前面板發(fā)生碰撞,從而造成振動(dòng)異響。由于安裝空間限制,不能增大風(fēng)機(jī)與前面板的間隙,只能通過(guò)提高風(fēng)機(jī)安裝架的剛性,使其一階模態(tài)頻率高于60 Hz,從而在正弦振動(dòng)過(guò)程中不發(fā)生諧振變形。

(a)第1階

3.3 諧響應(yīng)分析

在模態(tài)分析基礎(chǔ)上,在有限元分析軟件諧響應(yīng)分析模塊中輸入圖2中的正弦振動(dòng)激勵(lì)譜,計(jì)算風(fēng)機(jī)安裝架正弦振動(dòng)[9]。正弦振動(dòng)激勵(lì)施加在安裝架整體上。

圖6給出了垂向、橫向和縱向正弦振動(dòng)應(yīng)力云圖。由于風(fēng)機(jī)安裝面承載風(fēng)機(jī)重量,因此風(fēng)機(jī)安裝面應(yīng)力分布值偏大。垂向最大振動(dòng)應(yīng)力位于風(fēng)機(jī)安裝面上,橫向最大振動(dòng)應(yīng)力位于風(fēng)機(jī)安裝面加強(qiáng)筋邊緣處,縱向最大振動(dòng)應(yīng)力位于底面加強(qiáng)筋邊緣處,垂向、橫向和縱向最大振動(dòng)應(yīng)力分別為9.9 MPa、15.4 MPa、22.2 MPa,縱向振動(dòng)應(yīng)力最大,最大振動(dòng)應(yīng)力遠(yuǎn)小于其材料不銹鋼的屈服強(qiáng)度205 MPa,即安裝架抗振動(dòng)強(qiáng)度較好。

(a) 垂向

4 結(jié)構(gòu)改進(jìn)后正弦振動(dòng)計(jì)算分析

4.1 有限元模型

根據(jù)第3節(jié)改進(jìn)設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)剛性薄弱處,安裝架鋼板厚度從1.5 mm增加到2.5 mm,增大兩側(cè)加強(qiáng)筋的長(zhǎng)度,減重孔由長(zhǎng)偠形孔改為圓孔。安裝架重量由0.4 kg增加到0.8 kg[10-11]。計(jì)算分析結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的風(fēng)機(jī)安裝架正弦振動(dòng),方法與第3節(jié)相同。

圖7為結(jié)構(gòu)改進(jìn)后風(fēng)機(jī)安裝架有限元模型,采用四面體單元和六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分,有限元單元數(shù)量為29 387,節(jié)點(diǎn)數(shù)量為83 833。

圖7 結(jié)構(gòu)改進(jìn)后風(fēng)機(jī)安裝架有限元模型

4.2 模態(tài)分析

圖8為結(jié)構(gòu)改進(jìn)后前6階模態(tài)振型,表1為結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后模態(tài)頻率對(duì)比,其中f1為結(jié)構(gòu)改進(jìn)前模態(tài)頻率,f2為結(jié)構(gòu)改進(jìn)后模態(tài)頻率,p1為結(jié)構(gòu)改進(jìn)后模態(tài)頻率增大倍數(shù)?？梢钥闯?相對(duì)于結(jié)構(gòu)改進(jìn)前,風(fēng)機(jī)安裝架前6階模態(tài)頻率明顯變大,第3階模態(tài)頻率增幅最大為2.01倍,第1階模態(tài)頻率64.4 Hz高于振動(dòng)激勵(lì)上限頻率60 Hz,即結(jié)構(gòu)改進(jìn)后風(fēng)機(jī)安裝架剛性好,在5 Hz～60 Hz振動(dòng)頻率范圍內(nèi)不會(huì)產(chǎn)生諧振。

表1 結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后模態(tài)頻率對(duì)比

(a)第1階

4.3 諧響應(yīng)分析

圖9給出了結(jié)構(gòu)改進(jìn)后垂向、橫向和縱向正弦振動(dòng)應(yīng)力云圖,垂向最大振動(dòng)應(yīng)力位于風(fēng)機(jī)安裝面加強(qiáng)筋邊緣處,橫向最大振動(dòng)應(yīng)力位于側(cè)面上,縱向最大振動(dòng)應(yīng)力位于底面加強(qiáng)筋邊緣處。垂向、橫向和縱向最大振動(dòng)應(yīng)力分別為3.5 MPa、6.1 MPa、6.4 MPa。表2為結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后最大振動(dòng)應(yīng)力對(duì)比,其中σ1為結(jié)構(gòu)改進(jìn)前最大振動(dòng)應(yīng)力,σ2為結(jié)構(gòu)改進(jìn)后最大振動(dòng)應(yīng)力,p2為結(jié)構(gòu)改進(jìn)后最大振動(dòng)應(yīng)力下降占比。相對(duì)于結(jié)構(gòu)改進(jìn)前,風(fēng)機(jī)安裝架最大振動(dòng)應(yīng)力明顯降低,縱向下降最大為71.2%,即安裝架抗振動(dòng)強(qiáng)度有所提高。

表2 結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后最大振動(dòng)應(yīng)力對(duì)比

(a)垂向

結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的風(fēng)機(jī)安裝架安裝在氣液熱交換器上,再次進(jìn)行垂向、橫向和縱向振動(dòng)試驗(yàn)。在試驗(yàn)過(guò)程中未出現(xiàn)振動(dòng)異響,即氣液熱交換器振動(dòng)故障是由于其風(fēng)機(jī)安裝架剛性差,產(chǎn)生諧振,進(jìn)而導(dǎo)致安裝架變形大,風(fēng)機(jī)與前后面板發(fā)生碰撞,造成振動(dòng)異響。

5 結(jié)束語(yǔ)

氣液熱交換器內(nèi)部的離心風(fēng)機(jī)安裝架第1階模態(tài)頻率21.7 Hz小于艦船環(huán)境主體區(qū)正弦振動(dòng)試驗(yàn)最高激勵(lì)頻率60 Hz,不同振動(dòng)方向上最大振動(dòng)應(yīng)力為22.2 MPa,遠(yuǎn)小于安裝架材料的屈服強(qiáng)度。風(fēng)機(jī)安裝架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度良好,但剛度差,表明氣液熱交換器振動(dòng)故障是由于其內(nèi)部風(fēng)機(jī)安裝架發(fā)生的諧振變形大于其與前面板的間隙,導(dǎo)致風(fēng)機(jī)與前面板發(fā)生碰撞,從而出現(xiàn)振動(dòng)異響。結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的風(fēng)機(jī)安裝架重量增加0.4 kg,第1階模態(tài)頻率增大1.97倍且高于60 Hz,最大振動(dòng)應(yīng)力下降71.2%,即剛度和強(qiáng)度均顯著提高,且振動(dòng)試驗(yàn)未出現(xiàn)異響,表明該結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案可行且有效。