0 引　言

蒸汽管路系统主要用于输送舰船动力设备所需要的蒸汽，是保障舰船正常运行的重要装备。蒸汽管路通过吊支架安装固定，在正常工作状态下承受着自重以及管内高温、高压蒸汽所产生的机械负荷与热负荷的耦合作用。随着现代武器装备的快速发展，舰船在服役期间所面临的环境日益恶化。经实船水下爆炸试验证明，舰船所呈现出的薄弱环节主要表现为舰载设备及装置抗冲击性能过差。在冲击载荷作用下，由于舰载设备功能受损而导致整个舰船丧失生命力与战斗力。因此，针对管路系统结构特点与工作特性，开展结构强度与抗冲击性能研究，对提高我国海军整体实力、维护领海安全具有重要的意义。

国内众多学者分别从理论研究、数值模拟以及试验测试等方面开展了舰载设备抗冲击性能研究。沈中祥等^[1]针对舰船管路系统开展了新型抗冲击元器件的设计，从结构上对传统元器件的约束方式进行改进，并通过引入新型材料和新型弹性元件有效地增强了管路系统的抗冲击性能。冯麟涵等^[2]基于冲击试验开展了管路管夹种类、管夹布置位置对管路抗冲击性能影响的试验研究。试验结果表明，管路上阀体、法兰等对管系冲击响应有较大影响，弹性管夹及管夹位置合理布置均能起到一定的减振抗冲击效果。曾良辉等^[3]针对舰用滑动式中间轴承开展了时域抗冲击性能分析，获得不同方向冲击载荷作用下中间轴承的响应特性。进一步，针对中间轴承冷却盘管在冲击载荷作用下与轴承座发生碰撞的问题，提出了夹持机构优化设计方案，并对夹持机构安装位置对冷却盘管冲击响应特性的影响进行分析，获得了最佳安装位置。李彦军等^[4]针对舰船动力设备抗冲击性能评估方法进行归纳，将冲击过程分为低/高速碰撞冲击和非接触爆炸冲击，将计算方法分为非一体化和一体化抗冲击方法。通过对比，给出了各种计算方法的适用范围，并对舰船动力设备抗冲击发展方向进行展望。徐双喜等^[5]采用时域方法对舰用管壳式换热器开展了抗冲击性能分析。针对管壳式换热器内部薄壁细长管路较多，建立了粗换热管等效模型。在对整体母模型完成仿真计算的基础上，对换热器局部子模型进行计算，获得了换热器冲击响应特性。上述研究工作为管路系统抗冲击性能分析提供了重要参考。

本文将以一典型蒸汽管路段为研究对象，拟通过数值模拟方法分别从频域和时域对其抗冲击性能进行研究，并根据计算结果分析所存在的薄弱环节，进而提出改进方案。

1 理论基础 1.1 频域分析法

动态设计分析方法（Dynamic Design Analysis Method，DDAM）是常用的一种频域分析方法，建立在模态分析理论基础上，将多自由度系统简化为多个单自由度系统，是基于冲击谱的响应分析方法。根据GJB1060.1−1991，舰用蒸汽管路为船体部位安装设备，抗冲击等级为A，采用弹性设计。根据标准，安装于船体板设备的初始加速度和速度计算公式为^[6]：

$ {A}_{0}=196.2\frac{\left(17.01+{m}_{a}\right)\left(5.44+{m}_{a}\right)}{{\left(2.72+{m}_{a}\right)}^{2}}，$

(1)

$ {V}_{0}=1.52\frac{\left(5.44+{m}_{a}\right)}{\left(2.72+{m}_{a}\right)} 。$

(2)

式中：m_a为模态质量，t；A₀为初始加速度，m/s²；V₀为初始速度，m/s。

根据安装区域不同，通过表1确定不同方向上抗冲击分析的加速度、速度设计值A_a和V_a。最后，选取V_aω_a和A_a中的较小值作为最终的冲击设计加速度值D_a。

根据GJB1060.1−1991，进行抗冲击性能分析需将蒸汽管路的冲击应力与工作应力进行综合，计算公式为：

$ \sigma =\left| {\sigma }_{{\mathrm{dynamics}}}\right| +\left| {\sigma }_{{\mathrm{work}}}\right| 。$

(3)

式中：σ_dynamics为冲击模型计算得到的最大冲击应力；σ_work为工作状态下的最大工作应力；σ为综合应力。

1.2 时域分析法

时域分析法采用实测的时间历程曲线或标准的基础输入时程作为设备的冲击输入，对设备在时域上进行瞬态响应分析。时域分析法相对于DDAM，能够考虑阻尼效应、间隙效应和非线性效应等因素的影响，能够得到较为精准的非线性问题计算结果。本文依据德军标BV043/85^[7-8]，采用正负三角波加速度历程曲线作为冲击输入谱，波形如图1所示。

根据BV043/85，蒸汽管路属于安装区域I且质量小于5 t，对应的时域冲击环境如表2所示。

2 数值建模 2.1 几何建模

本文将从整个蒸汽管路系统中提取一段具有典型特征的蒸汽管路段，开展蒸汽管路结构强度与抗冲击性能研究。本文所选取的典型蒸汽管路为一U形管路，该段管路位于前后2个舱壁之间，并通过通舱件进行固定。在管路U形底部中间位置，通过一个弹簧吊架对该管路进行辅助支撑，强化结构强度。该U形蒸汽管路三维几何模型如图2所示。

2.2 网格划分

采用前处理软件完成蒸汽管路有限元网格划分，单元类型为四边形壳单元S4R。最终，蒸汽管路网格单元数为151704，节点数为151806，网格模型如图3所示。

2.3 边界条件

根据U形蒸汽管路实际安装状态，在计算模型中边界条件设置如下：

1）考虑通舱件对蒸汽管路在前后舱壁处的固定作用，约束蒸汽管路两端自由度。

2）考虑弹簧吊架对蒸汽管路垂向弹性约束，在蒸汽管路U形底部中间位置处定义一垂向弹簧单元。弹簧单元一端与管壁连接，另一端固定。定义弹簧刚度K=400 N/mm。

3）工作状态下，考虑管内蒸汽压力及温度的影响，在管壁内表面施加4 MPa压力。同时，给定管壁温度为300°C。

4）频域冲击分析时，在蒸汽管路两端固定位置和弹簧固定端分别同时施加垂向、纵向和横向频域冲击载荷谱。

5）时域冲击分析时，在蒸汽管路两端固定位置和弹簧固定端分别同时施加垂向和横向时域冲击载荷谱，施加哪个方向的冲击载荷谱就将那个方向的固定约束释放。

2.4 材料属性

蒸汽管路所采用的材料为12Cr2MoWVTiB。根据GB/T 5310−2017《高压锅炉用无缝钢管》和GB/T 16507.2−2013《水管锅炉 第2部分材料》，主要材料属性参数如表3所示。

3 计算结果及分析 3.1 工作应力

当只考虑蒸汽管路自重时，蒸汽管路应力场分布如图4所示。可知，在重力作用下蒸汽管路应力主要集中在管路两固定端及U形管路上部的2个弯头处，最大应力为13.49 MPa，管路U形底部整体应力不大。这主要是因为蒸汽管路受重力作用，有向下变形的趋势，蒸汽管路两端的固定约束起到了抵抗变形作用。这就造成管路两固定端及上部2个弯头处应力较大。

工作状态下，考虑管路自重、管内蒸汽压力及温度综合作用时，蒸汽管路工作应力分布如图5所示。可知，在管路自重以及管内蒸汽产生的机械应力和热应力综合作用下，蒸汽管路最大应力位置发生了变化，出现在U形管路下部的弯头处，最大工作应力达150 MPa。

3.2 频域抗冲击性能分析

采用频域法对蒸汽管路进行抗冲击性能分析。频域冲击载荷作用下，蒸汽管路冲击应力分布如图6所示。

根据GJB1060.1-1991要求，完成频域冲击计算后，需与蒸汽管路工作应力进行应力综合。工作应力包括管路蒸汽产生的机械应力和热应力，不考虑管路自重的影响。频域冲击载荷作用下，蒸汽管路最大冲击应力及最大综合应力值如表4所示。可知，在垂向冲击载荷作用下，蒸汽管路最大冲击应力值达381.6 MPa，与工作应力合成后的综合应力值为531.6 MPa，已远超过材料屈服强度。根据GJB1060.1−1991要求，不符合抗冲击性能要求。

通过对计算结果分析可知，垂向冲击载荷作用下，最大应力出现在蒸汽管路两固定端。这是由于在垂向冲击载荷作用下，蒸汽管路发生了较大的变形。而在管路两端由于固定约束，限制了变形进一步发展，造成此处应力的集中。另外，蒸汽管路U形底部弹簧吊架的刚度不足，无法实现对蒸汽管路变形量的控制，也是造成蒸汽管路在垂向冲击载荷作用下发生较大变形的一个重要原因。

3.3 时域抗冲击性能分析

基于德军标BV043/85，采用时域法对蒸汽管路进行抗冲击性能分析。在考虑工作应力的基础上，施加时域冲击载荷，蒸汽管路综合应力分布如图7所示，最大综合应力值如表5所示。可知，垂向冲击载荷作用下，蒸汽管路最大综合应力值为382.8 MPa，出现在管路两固定端，超过了材料的屈服强度，不满足抗冲击性能。

3.4 计算结果对比

将上述2种方法所得到的计算结果进行汇总，如表6所示。可知，频域法所得到的计算结果要大于时域法的计算结果，其差别约为1.2～1.3倍^[7]。这主要是频域法无法考虑非线性效应所致。因此，从抗冲击性能评估的角度而言，采用频域法进行抗冲击性能评估，相对偏安全些。

4 方案改进设计与校核

根据上述分析可知，蒸汽管路两端在前后通舱件固定约束以及U形底部弹簧吊架垂向约束下，整体刚度依然较弱。表现为在垂向冲击载荷作用下，蒸汽管路发生了较大的变形，在蒸汽管路两侧固定端附近区域形成较大的冲击应力。因此，为了提高蒸汽管路的抗冲击性能，拟在原弹簧吊架的基础上安装抗冲击阻尼元器件。通过阻尼元器件来消耗冲击能量，降低对蒸汽管路的冲击力，减小蒸汽管路的变形量，以此来达到提高蒸汽管路抗冲击性能的目的。

4.1 频域抗冲击性能分析

对于频域计算模型，受算法自身的限制，在计算模型中无法考虑抗冲击元器件的阻尼效应。根据阻尼元器件的工作特性，在冲击条件下相当于刚性约束。因此，在频域计算模型中直接约束管道U形底部与弹簧吊架连接单元的垂向位移，以此来考虑抗冲击元器件的阻尼效应。垂向冲击载荷作用下，蒸汽管路冲击应力分布云图如图8所示。

频域冲击载荷作用下，改进后的蒸汽管路最大冲击应力值及综合应力值如表7所示。可知，增加阻尼元器件后，垂向冲击载荷作用下蒸汽管道冲击应力大幅度降低，而最大综合应力也相应地由原来的531.6 MPa降为335.2 MPa，小于材料的屈服强度，优化效果显著。在横向和纵向冲击载荷作用下，蒸汽管路冲击应力值变化不大，这是因为在计算模型中只考虑了垂向阻尼效应的缘故。改进后的蒸汽管路满足频域抗冲击要求。

4.2 时域抗冲击性能分析

时域计算模型可考虑抗冲击元器件的非线性阻尼效应。为了研究阻尼值对蒸汽管路抗冲击性能的影响，分别对不同阻尼系数下蒸汽管路的抗冲击性能进行了对比分析。垂向冲击载荷作用下，蒸汽管路最大综合应力随阻尼系数的变化关系如图9所示，对应的数值如表8所示。

可知，在相同垂向冲击载荷作用下，随着阻尼系数的增加，蒸汽管路上的最大综合应力呈现出先减小后增加的变化规律。这是因为当阻尼系数较小时，阻尼元器件对冲击能量的消耗较小，对冲击应力影响不大。随着阻尼系数的增加，阻尼元器件耗能作用逐渐凸显出来，蒸汽管路最大综合应力值随之降低。但随着阻尼系数进一步增加，阻尼元器件对蒸汽管路接触位置产生了“刚化”作用，导致与弹簧吊架连接部位出现了较大的局部冲击应力，造成最大综合应力值的提升。

不同阻尼系数下，蒸汽管路最大综合应力分布如图10所示。可知，当阻尼系数为50 N·s·mm⁻¹时整个蒸汽管路的应力分布比较均匀，没有出现应力集中的问题。而当阻尼系数为100 N·s/mm时，由于阻尼系数过大，在U形底部与弹簧吊架连接部位出现了局部较大的应力集中。因此，阻尼系数对提高蒸汽管路抗冲击性能存在一个最优值。

通过图9可知，当阻尼系数为50 N.s/mm时，蒸汽管路最大应力达到最小值。此时，在时域冲击载荷作用下蒸汽管路最大综合应力值如表9所示。可知，在阻尼元器件的影响下，垂向冲击载荷作用下蒸汽管路最大综合应力大幅降低，由原来的382.8 MPa降为293.4 MPa。而横向最大综合应力基本无变化。改进后的蒸汽管路满足时域抗冲击要求。

5 结　语

本文选取一典型蒸汽管路段为研究对象，建立数值模型，分别从频域和时域开展了抗冲击性能研究，并根据计算结果提出了在弹簧吊架上增加阻尼元器件的改进方案，并对阻尼元器件阻尼系数对蒸汽管路抗冲击性能的影响规律作了进一步探讨。通过本文研究工作，得到结论如下：

1）原设计方案中，蒸汽管路在前后通舱件的固定约束以及U形底部弹簧吊架垂向约束下，可以满足工作状态下结构强度要求。但在频域和时域冲击载荷作用下，整体刚度较弱。在垂向冲击作用下，蒸汽管路发生较大的变形，导致在蒸汽管路两侧固定端及上部2个弯头处出现了较大的应力，不满足抗冲击要求。

2）针对上述问题，提出在弹簧吊架处增加一阻尼元器件的改进方案。通过阻尼元器件来达到消耗冲击能量，降低管路变形量，减少冲击应力，提高蒸汽管路抗冲击性能。经计算校核，改进后的蒸汽管路满足抗冲击要求。

3）随着阻尼系数增加，蒸汽管路最大冲击应力呈现出先减小后增加的变化规律。研究表明，阻尼系数的取值对蒸汽管路的抗冲击性能影响存在一个最优值。