某大型公務船的振動性能評估

張玉奎 詹 蓉 沈玉琦

（中國船舶及海洋工程設計研究院 上海200011）

某大型公務船的振動性能評估

張玉奎 詹 蓉 沈玉琦

（中國船舶及海洋工程設計研究院 上海200011）

采用有限元法評估了某大型公務船的振動性能，包括主機激勵和螺旋槳激勵下的全船總振動響應，以及上層建筑、后桅和雷達桅的局部振動響應。計算結果表明全船總振動性能良好，但后桅和雷達桅部分結構振動較為劇烈。通過改進設計，最終使全船振動性能滿足ISO 6954（1984）的振動標準。

大型公務船；振動性能；主機激勵；螺旋槳激勵

引 言

優良的船體振動性能對保證結構安全、維持機器設備正常運轉和為船員提供舒適的生活環境等方面都起著重要作用，也是結構設計非常重視的一個重要組成部分。目前全船振動響應計算主要針對集裝箱船、散貨船和礦砂船等大型船舶，以及多體船等結構形式特殊的船舶。公務船全船響應計算的文獻不多，主要原因是一般的公務船噸位較小，船體結構剛度較大而常被忽略此類計算。

本公務船為中國船舶及海洋工程設計研究院（MARIC）自主設計、研發的同型公務船的首制船，總長度為165 m，設計最高航速不低于25 kn。不過，尺寸的增大和高航速的要求，也帶來了一些新的問題：

（1）為了達到最高航速要求，安裝了兩種型號共4臺大功率中速主機。功率的增大導致激勵力隨之增大，振動問題變得突出。

（2）主機除了最大功率輸出外，還具有多種不同的降功率輸出狀態，對應的激勵頻率范圍為4.2～25.7 Hz，人為控制船體梁自振頻率和激勵頻率全部錯開的想法難以實現。

（3）螺旋槳直徑為5 m，葉梢和船底外板的最小距離只有1.4 m，船體容易受到較大的螺旋槳脈動壓力。

（4）方形系數為0.52，首部線型極為瘦削。雖然通過增加外底板和內底板厚度保證了剖面模數，但橫向剛度仍然相對較弱，有可能導致上建整體橫向振動和羅經甲板上的雷達桅局部橫向振動過大。

因此，設計初期就對船體的振動控制非常重視，把結構減振融入整個設計過程，并對全船振動特性加以計算分析。本計算采用三維有限元的方法對全船振動的模態和響應進行計算評估，針對局部結構的振動響應較大部位進行優化，計算方法和結果可以作為此類船型設計的參考。

1 有限元模型

計算采用商用有限元軟件MSC/PATRAN，MSC/NASTRAN完成?？紤]到需要計算振動響應，且螺旋槳、主機和上層建筑分別位于尾部、中部和中前部，因此采用整船三維模型。

船體的板結構如甲板、艙壁、肋板和外板等，采用四邊形單元或三角形單元模擬；所有的縱桁、強橫梁、骨材及加強筋等采用帶有彎曲剛度的偏心梁單元模擬，網格大小為骨材間距。

振動分析需考慮的質量包括空船質量、載重量和附連水質量，其中空船質量按專業又可分為結構質量和非結構質量。

結構質量由構件單元模擬，一些未建模的構件通過調整相應的單元密度（如肘板、焊條等）或者質量點（如掛舵臂、軸導筒等）模擬；甲板敷料質量通過定義甲板非結構質量調整；舾裝和設備等按其質心位置采用集中質量單元模擬；主機、桅桿（后桅和雷達桅）質量通過相應有限元模型模擬。全船有限元模型參見圖1，主機的有限元模型參見圖2。

圖1 全船有限元模型

圖2 主機及基座有限元模型

液艙載重通過在重心處建立質量點單元，并用柔性MPC單元關聯到液艙邊界加以模擬。

附連水質量通過在MSC/PATRAN內定義外板濕表面單元和吃水高度自動計算，其理論是用Helmholtz方法即源匯法（也叫邊界元法）解流體運動拉普拉斯方程。該方法將流體的作用和結構物的振動離散成流固邊界面上有限個源點，通過求解分布源所產生的速度勢和有效壓力，從而導出附連水質量的準確分布。

2 自由振動計算

本節計算的主要目的是獲得全船自由振動的固有頻率，并和激勵頻率進行比較，避免共振，特別是避免激發全船性的低階共振。如果無法避免這種全船性共振，就必須確切評估船體各部位的共振響應，以判斷和衡量其是否滿足相關標準或設計要求［1］。

船體梁總振動固有頻率計算不施加任何邊界條件，模擬船舶自由漂浮于水中進行。表1列出的是船體梁垂向、水平和扭轉自由振動的前3階固有頻率。

表1 總振動固有頻率Hz

3 主要激勵源

船舶營運時的激勵源主要是螺旋槳、主機、輔機和海浪，尤以螺旋槳和主機的激勵最為顯著［2］。

3.1 螺旋槳激勵

螺旋槳激振力分為軸承力和表面力兩類。研究證明，軸承力并非誘導船體尾部振動的主要原因，振動源主要來自螺旋槳誘導的表面力，特別是空泡螺旋槳誘導的表面力。目前，一般采用模型實驗、經驗公式及理論計算方法來預估螺旋槳表面力，其中又以模型實驗的結果最為準確，本計算采用脈動壓力實驗報告提供的數據。

本船采用兩個5葉可調螺距槳推進，恒定轉速127.6 r/min，對應葉頻為10.6 Hz，倍葉頻為21.3 Hz。葉頻脈動壓力最大值為4 735 Pa，倍葉頻脈動壓力最大值為1 507 Pa。由于倍葉頻和船體梁各向前3階固有頻率均錯開一倍以上，且脈動壓力較葉頻小得多，因此不予考慮，只計算葉頻激勵（即一階脈動壓力）下的響應。

由于傳感器數量的限制（總共14個，布置圖參見圖3），脈動壓力實驗無法提供任意點的壓力值。

圖3 脈動壓力傳感器布置圖

因此，本計算根據一階脈動壓力的分布特點，通過對測點壓力值進行擬合進而求出任意點壓力值。一階脈動壓力最大值出現在P6，根據脈動壓力曲線的趨勢，把和P6的橫向距離或縱向距離等于2 400 mm（0.48D，D為螺旋槳直徑）位置的脈動壓力定為0 Pa。

利用excel圖表中的“添加趨勢線”功能把壓力值沿縱向和橫向分別擬合為三次多項表達式，脈動壓力擬合曲線參見圖4。

圖4 脈動壓力擬合曲線

擬合曲線對應的縱向和橫向脈動壓力擬合多項式分別為：

螺旋槳脈動壓力作用范圍內（0.96D×0.96D）任意一點的壓力值可表示為：

式（1）、式（2）和式（3）中：x和y分別表示計算點距離P6的縱向和橫向距離。

圖5 各測點實驗值和擬合值對比

圖5 為各測點的實驗值和擬合值的對比。通過編制C語言程序計算螺旋槳脈動壓力作用范圍內外板節點的壓力大小，并輸出為MSC/PATRAN的場輸入格式文件，導入到MSC/PATRAN中。這種加載方法既能保證計算的準確性，又大大減少了計算工作量（加載效果見圖6）。

圖6 螺旋槳脈動壓力加載示意圖

3.2 主機激勵

本船采用的主機相關參數見表2。

表2 主機參數

主機激勵力包含主機作用于基座的各階不平衡力和不平衡力矩，由主機廠商提供，見表3和表4。兩型主機在MCR下的轉速均為514 r/min，對應的各階激勵頻率值參見表5。

表3 主機型號1的激勵力和力矩

這里激勵力和力矩的表達方式雖然和通常給出機架的H型橫向激振力矩、X型橫向激振力矩和L型縱向激振力矩有所不同，但實質是相同的。加載時，采用廠商提供的換算方法把激勵力和力矩 都轉化為力的形式加載到相應位置。表3和表4給出了主機MCR所對應轉速（514 r/min）下的激勵力和力矩，低轉速下的激勵力和力矩按照實際轉速和MCR下轉速的平方比例計算求得。各輸出功率下的主機轉速由廠商提供的機槳配合圖譜查得（實際選用曲線2——推薦的機槳配合曲線），見圖7。

表4 主機型號2的激勵力和力矩

表5 主機各階激勵頻率值Hz

圖7 機槳配合圖譜

4 強迫響應計算

4.1 阻 尼

船體振動的阻尼可以分為水阻尼、貨物能量的散發等外部阻尼以及材料內部摩擦、結構阻尼等內部阻尼［3］。其中占主導因素的結構阻尼機理至今還不清楚，難以量化，一般采用經驗值來設置［4］，不同船級社有不同的阻尼推薦值。本文參照CCS指南［5］，阻尼系數取0.015。

4.2 計算工況

采用模態迭加法計算振動響應。一般認為船體梁的模態計算誤差范圍約在±10%以內，因此每個工況均計算激勵頻率的±10%，在對結果分析時也把±10%范圍的響應峰值考慮進去。

螺旋槳激勵考察一階脈動壓力下的船體響應，激勵頻率為10.6 Hz，對應的衡準范圍為9.6～11.7 Hz。

對于主機激勵，根據船東要求，結合實際主機組合和功率輸出情況，確定計算以下三種主機輸出組合，見表6—表8。

表6 主機輸出組合1

表7 主機輸出組合2

4.3 結果分析

生活區的響應衡準參照ISO 6954（1984），取計算頻率范圍內各方向速度響應峰值不大于5 mm/s。ISO 6954（1984）對生活區以外的振動響應沒有相關要求，因此，后桅和雷達桅均采用MARIC的推薦值，即各方向響應峰值不大于28 mm/s。圖8給出頻率-速度響應曲線取樣點的位置。

圖8 取樣點位置

計算結果表明，螺旋槳激勵下全船總振動響應很小，上建區域最大響應值小于0.5 mm/s（圖9—圖11）。

圖9 螺旋槳激勵下x 方向響應曲線

表8 主機輸出組合3

圖10 螺旋槳激勵下y方向響應曲線

圖11 螺旋槳激勵下z方向響應曲線

其原因主要是螺旋槳葉頻和船體梁各方向的前3階固有頻率均錯開20%以上，有效避免了共振，響應曲線沒有出現明顯的波峰也證明了這一點。

主機激勵下全船整體振動響應也很小，下面給出主機各階激勵下上建區域的船體總振動最大方向的響應曲線（圖12—圖15）。

圖12 主機0.5階激勵下y方向響應曲線

圖13 主機1.0階激勵下z方向響應曲線

圖14 主機2.0階激勵下z方向響應曲線

圖15 主機3.0階激勵下y方向響應曲線

從圖12—圖15可以看出，本船總振動性能良好，各方向速度響應峰值均不超過3 mm/s，大部分在0.5 mm/s以內。隨著激勵頻率由低到高，響應曲線的也變得越來越平坦，尤其到達10 Hz以上時，已經看不出明顯的峰值。這與自由振動的計算結果完全一致，船體梁各向前3階自振頻率都在10 Hz以內。低階總振動時阻尼很小，動力放大系數非常大。因此，雖然0.5階的激勵力不是最大，但響應值卻是最大的。

如果出現振動響應值不滿足衡準要求的情況，可以有針對性地進行改進：通常在低頻區實行頻率的錯開設計，而高頻區如果發生共振很難錯開，則需減小激勵力以及激勵傳遞以實現響應控制。

甲板板架和桅桿等結構的局部振動通常是通過計算其低階固有頻率，然后再和激勵頻率比較，保證一定的頻率儲備［5］，這樣做的優點是只要建立局部結構的有限元模型求解模態頻率即可，工作量小。實際上，船體總振動和局部振動總是互相關聯、互相影響并同時發生。由于本船的上建較長且高度較常規運輸船低，因此整體的縱向和橫向剛度都很大，故可認為圖8中取樣點的振動響應主要成分是總振動。同時，對于比較關心的各層上建生活區、后桅和雷達桅，已經建立了精確的質量和剛度模型，也可以對其總振動和局部振動的耦合振動進行評估。表9給出了上建各層生活區的最大振動響應值。

表9 上建各層生活區最大振動響應值mm /s

從表9可以看出，所有的計算結果均滿足ISO 6954（1984）的要求。主機0.5階激勵下y方向的振動響應值較大，這是由于船體梁發生扭轉共振；其它激勵下縱向和橫向響應值相當，大大小于垂向響應值。這是因為隨著激勵頻率變高，主要引起板架的局部垂向振動。

后桅和雷達桅的耦合振動在1.0階主機激勵下發生低階共振，響應幅值超過28 mm/s，因此作了以下改進：

（2）雷達桅下層小平臺的支撐肘板厚度由6 mm增加到11 mm。

通過以上修改，有效地提高后桅的整體自振頻率和雷達桅下層小平臺的局部自振頻率，使兩者的振動響應幅值滿足衡準要求。

5 結 論

通過對一艘公務船總振動以及在螺旋槳和主機激振力作用下的甲板室、后桅和雷達桅強迫響應計算表明，全船的強迫振動響應幅值較小，總振動性能良好；對后桅和雷達桅進行加強后，其強迫響應最大值滿足衡準要求。

（1）由于本船主船體結構連續較好，整體扭轉剛度得到有效保證，因此即使在發生低階扭轉共振的情況下，全船船體總振動仍處于很低水平。

（2）對振動響應有特別要求的構件需要進行局部振動分析。在全船三維模型中對局部振動進行評估可以直接得到響應值，但是務求準確模擬局部結構的剛度和質量（包括附加質量，如液艙），因此計算工作量頗大。

［1］ 金咸定，夏麗娟.船體振動學［M］.上海：上海交通大學出版社，2011.

［2］ 吳嘉蒙.2750 TEU集裝箱船的全船總振動評估［J］.船舶，2008（2）：45-50.

［3］ 中國船舶工業集團公司.船舶設計實用手冊（結構分冊）［M］.北京：國防工業出版社，2013.

［4］ 張新偉，吳小康，陸利平. 40萬噸礦砂船全船和局部振動研究［J］.中國造船，2011（1）：26-38.

［5］ 中國船級社.船上振動控制指南［S］. 2012.

Evaluation of vibration performance of large public service ship

ZHANG Yu-kui ZHAN Rong SHEN Yu-qi
(Marine Design & Research Institute of China, Shanghai 200011, China)

This paper evaluates the vibration performance of the large public service ship by the fi nite element method, including the global vibration responses under the exciting forces from the main engine and the propeller, and the local vibration responses of superstructure, rear mast and radar mast. The results indicate that the ship has the great global vibration performance, whereas with the strong structure vibration at the rear mast and radar mast. After the improvement of the relative structure, the global vibration performance meets the requirement of ISO 6954(1984).

large public service ship; vibration performance; main engine excitation; propeller excitation

U661.44

A

1001-9855（2017）02-0043-07

10.19423 / j.cnki.31-1561 / u.2017.02.043

2016-08-11；

2016-09-08

張玉奎（1983-），男，碩士，工程師。研究方向：船舶結構設計與研究。詹 蓉（1986-），男，工程師。研究方向：船舶結構設計與研究。沈玉琦（1980-），男，高級工程師。研究方向：船舶結構設計與研究。