6.1萬噸散貨船居住區振動分析及對策研究

許維明 瞿榮澤 劉煥明 薛國良

（大連中遠海運川崎船舶工程有限公司 大連116052）

引 言

散貨船是世界航運的三大主力船型之一，主要運輸煤炭、谷物等散裝貨物。近些年隨著航運和造船業的發展，人們除了關注船舶經濟性、可靠性及環保性等指標外，舒適性也成為重點關注的問題。本文討論的6.1萬噸散貨船屬于滿足最新HCSR規范和NOxTier III排放標準的船舶，總布置圖如下頁圖1所示。

圖1 6.1萬噸散貨船總布置圖

該船船長197 m、型寬32.24 m、型深18.6 m、設計吃水11.3 m、螺旋槳為5葉定距槳、主機選用6缸MAN B&W 6S50ME-B9.3。該散貨船在設計試驗時，發現主機轉速在91 r/min時居住區縱向振動體感較大，故針對該問題，通過有限元仿真計算和試驗實測，對比分析查找其原因所在，并制定有效的改善措施。

1 振源分析及居住區振動特性

船舶的振動通常都是由激振源振動引起的，要解決船舶振動問題首當其沖要找準引起振動的激振源。水面船舶主要激振源通常分為三類：螺旋槳、船舶主機、其他動力機械以及隨機波浪［1］。船用主機通常是往復式機械，使用過程中會產生不平衡力和不平衡力矩，而主機又通過主機基座和船體（機艙雙層底）相連，因此部分不平衡力矩自然會由船體承受，進而引起船舶的振動。

船舶設計試驗過程中，應充分考慮振動因素，其中船體及居住區的固有頻率均與其剛性有關。

居住區振動存在兩種振動形式：

（1）自身的振動；

（2）船體梁引起的振動。

這兩種振動模態如圖2和圖3所示。

圖2 自身振動模態

圖3 船體梁引起的振動模態

2 船體總體與居住區振動預報

根據船體與居住區的主尺度可分別預報其振動特性。根據之前的研究成果可知，主機的2階不平衡力矩和螺旋槳的葉頻都可能會造成船體垂向振動和居住區縱向振動［2］。船體梁的固有頻率取決于船體梁剛性、質量分布、附連水質量，其中吃水越大船體梁固有頻率越低，不同吃水下都會存在某一轉速下的二次外部力矩激勵頻率與船體梁固有頻率吻合的情況，這是不可避免的。本船設計試驗時的振動現象帶有船體梁的這種振動特性。

建立全船有限元模型并計算其固有頻率以及振動響應。模型船體部分采用板、梁單元模擬。舾裝品和貨物質量采用NSM單元和質量節點模擬。船體外板附加水質量采用Mfluid單元模擬。計算工況選取正常壓載工況和滿載工況［3］，振動響應計算阻尼值取0.015。

通過有限元仿真計算，得到正常壓載工況和滿載工況下的船舶整體振動頻率，如表1所示。

表1 正常壓載工況和滿載工況下的船舶整體振動頻率cpm

進一步研究壓載工況與滿載工況時的居住區振動特性。為便于施加主機垂向二次不平衡力矩，逐建立如圖4所示主機實體模型。具體加載方式為：在主機前壁施加垂直向上的力，在主機后壁施加垂直向下的力，參見圖5。兩種裝載工況下，船體居住區的縱向位移響應曲線分別見圖6和圖7，并且計算結果均滿足ISO 6954 ： 2000（E）的振動評價標準。

圖4 主機實體模型

圖5 主機垂向二次不平衡

圖6 壓載工況下居住區縱向加速度響應曲線

圖7 滿載工況下居住區縱向加速度響應曲線

3 居住區振動原因分析

該散貨船主機轉速在91 r/min試驗運行時，船舶主要激振力包括螺旋槳倍頻激勵頻率455 cpm（1 cpm = 1/60 Hz），主機 H-moment激勵頻率546 cpm，主機的二次外部激勵頻率182 cpm［4］。此時,設計人員對居住區縱向振動進行測量，頻譜響應曲線如圖8結果顯示曲線峰值點對應的頻率為3 Hz，即181 cpm（91 r/min×2），對應為主機轉速的2倍。根據以上激勵頻率的分析，判斷居住區振動響應是由主機二次外部力矩引起的［5］，而有限元計算預報的船體梁各節點的固有頻率與試驗實測結果基本吻合。該船正常壓載工況和滿載工況下的總體振動5節點固有振型見圖9與圖10。

圖8 區縱向振動頻譜響應測量曲線圖

圖9 正常壓載工況整船5節點固有振型圖

圖10 滿載工況整船5節點固有振型圖

船舶整體振動頻率測試結果如下頁表2所示。

表2 預報和試驗實測結果的船舶整體振動頻率cpm

由此我們可以判斷，本船在主機轉速91 r/min時，主機二次力矩激勵頻率與船體梁5節點振動固有頻率吻合，從而導致居住區縱向體感振動較為嚴重。

4 減振對策研究

通過查閱前船的試驗測量報告，該船試驗時居住區的振動響應確實相對較大，對比前船和該船試驗時的振動特性，船體梁剛性、附連水質量、激勵力均類似，僅尾部壓載情況存在一定差異。通過振動預報和原因分析，我們可知在此轉速（91 r/min）時，居住區縱向的振動是由主機二次外部力矩引起的船體梁振動導致的。但是船體梁振動響應曲線較陡，峰值區間對應的主機轉速在1～2 r/min范圍。尾尖艙打壓載水后，對居住區縱向振動再次進行測量，頻譜響應曲線如圖11所示，所測結果顯示曲線峰值點對應的頻率為162 cpm。

圖11 尾尖艙打壓載水后居住區縱向振動頻譜響應測量曲線圖

為更進一步調整該船振動特性，本文參考設計時振動預報的計算方法，根據該船試驗時的實際油水分布再次修改、建立全船有限元模型，并計算船體和居住區振動響應［6］。有限元計算結果見表3。

表3 調整油水前后有限元計算結果

通過分析有限元計算結果，該船的質量分布調整后，即在尾尖艙打滿壓載水，使船舶尾傾，居住區振動響應顯著降低。尾尖艙打壓載水前后，船體梁其他節點固有頻率也會相應有5 cpm左右的變化，但是均遠離固有頻率不會對船舶產生有害振動。

5 結 語

船舶在營運過程中，像文中發現的危險轉速在程序正常加載過程中是不可避免的，可正常通過，但不適宜長時間運行。船體梁的固有頻率取決于船體梁剛性、質量分布、附連水質量，其中吃水越大船體梁固有頻率越低，不同吃水下都會存在某一轉速下的二次外部力矩激勵頻率與船體梁固有頻率吻合的情況。

根據船體梁頻譜響應的特性和本船試驗時實際經歷，居住區振動響應曲線較陡，當主機轉速避開振動最高點2 r/min時，振動響應值會快速下降。因此建議在船舶設計和營運時應及時避開主機的危險轉數，即前后調整兩個轉速就會有明顯效果。如果很難避開主機該危險轉數，屆時建議通過調整目標船的質量分布，改變局部的剛性和附連水質量，進而實現減振效果，這種通過少量調整壓載水分布來降低振動響應的方法將是常用的經濟可行、簡單有效的方法。