20 000 t近海散貨船有害振動診斷及治理*

林永水 吳衛國 翁長儉

(武漢理工大學交通學院 武漢 430063)

20 000 t近海散貨船有害振動診斷及治理*

林永水 吳衛國 翁長儉

(武漢理工大學交通學院 武漢 430063)

針對20 000 t 近海散貨船的有害振動問題，通過實船振動測試、自航與拖模試驗、尾部伴流場評估和三維有限元計算，找到主要振源是螺旋槳.振動問題的根源是尾部線型不合理，導致伴流嚴重不均勻和不定常，引起的螺旋槳葉頻和倍葉頻激勵過大.提出更換螺旋槳、采用阻尼減振等一攬子綜合減振措施.更換螺旋槳后，船舶的劇烈振動得到明顯改善，滿足ISO—6954振動衡準要求.同時在營運船舶有害振動診斷與治理方面取得了寶貴經驗，并對船舶設計階段的防振提出建議.關鍵詞：船舶振動；螺旋槳脈動壓力；診斷；治理 ；減振

0 引 言

隨著船舶的大型化和高速化，船舶振動異常問題層出不窮.近年來國內對船舶異常振動的診斷與治理做了很多富有成效的工作.文獻[1]對2 000 m3冷藏運輸船異常振動原因進行了分析，先后采取了包括結構加強，尾柱兩邊增設前置導管，舵板上增設制流板及導流鰭，以及割槳換槳等一系列措施，振動情況并未明顯改善.最后對尾部線型分析得知，線型參數不合理，導致尾部流場紊亂不均勻，引起振動異常.在尾部增設垂直整流鰭并繼續使用原來的螺旋槳，振動問題得到完美解決.文獻[2]對48 m集裝箱船尾部異常振動原因進行了分析，認為該船是干擾力引起的穩態強迫振動，最后通過增加槳的葉數和減小槳的直徑，以及槳后移，振動得到明顯的改善.文獻[3]針對52 000 t 大艙口多用途貨船有害振動問題，研究指出，葉頻激勵引起上層建筑整體縱向共振是振動異常的主要原因，采取了在螺旋槳上方船殼板上加垂直整流鰭、上層建筑用斜撐桿加強和改變桅桿結構尺寸等措施后，治理取得了成功.文獻[4]對1 600 m3冷藏運輸船異常振動現象和原因進行了分析，從船體固有頻率、船體共振、主機軸、齒輪箱結構和安裝、螺旋槳空泡現象、螺旋槳激振力、葉頻干擾力，以及船體線型、結構和尾部水流等多方面分析，最后得出尾部型線不合理導致尾部流場紊亂是振動異常的主要原因，采取了安裝整流鰭片的措施，不僅振動治理取得了良好的效果，其他的性能也取得了提高.文獻[5]對某靈便型散貨船的尾部劇烈振動進行分析，對該船后體船形及其伴流分布分析，認為伴流峰值過大，分布欠佳，且尾流場異常是導致振動的根本原因.設計加裝了整流鰭后振動異常明顯改善.文獻[6]在采取尾部結構加強，更換螺旋槳等參數沒有取得明顯效果后，最終通過采用尾柱整流鰭改善了船舶的異常振動.文獻[7]分析了雙導管螺旋槳船產生振動的原因是螺旋槳在不均勻流場中運轉時產生的激振力所致，在無法改變線型的條件下，設計并加裝尾部整流鰭，使得該船振動得到降低并順利交船.文獻[8]在文獻[1]的基礎上深入分析了引起振動異常的原因，認為尾部型線設計不合理導致螺旋槳盤面處尾流的非定常及分布不均勻性是導致船體劇烈振動直接原因，進一步揭示船尾槳前垂向整流鰭的減振機理.

綜合以上分析，文獻[1-7]都是按照傳統的理論分析認為尾部型線設計不合理，導致尾部流場的不均勻是船舶異常振動主要原因.在對前人的研究總結的基礎上，結合文獻[8]的觀點，以及本船的測試分析，認為更為主要的原因是尾部型線設計不合理導致的尾部流場的紊亂不定常.除了螺旋槳空泡會使脈動水壓力成倍或幾十倍增加外，流場的不定常也會導致脈動水壓力幅值發生急劇變化.

1 振動評價、診斷與振因分析

本次異常振動的2艘20 000 t近海散貨船為單機單槳尾機型船，是同一廠家按照同一套設計圖紙建造的姊妹船，其基本參數如下：垂線間長149.8 m，型寬23 m，型深12.38 m，滿載吃水9 m，上層建筑共5層，總高13.6 m，螺旋槳葉數為5葉、直徑4.4 m、盤面比0.489、主機額定功率為4 400 kW，額定轉速為175 r/min.該船投入營運后船體尾部振動劇烈，嚴重影響船員的正常工作和休息.首先采取實驗和數值仿真相結合的方法對本船的振動原因進行分析，為治理提供依據.

1.1 船體尾部振動響應評價

1.1.1 工作區與生活區振動響應評價

根據ISO—6954《商船振動綜合評價指南》和《船體振動評價基準》(GB/T7452—1996)，測試數據表明2船尾部船體和上層建筑部分工作和居住場所的振動較為嚴重，有些艙室落入振動難以接受區.劇烈振動影響船員正常工作和身體健康.

1.1.2 非工作區與生活區振動響應評價

B船測試數據表明前后舵機艙和左右尾壓載艙振動劇烈，其中尾壓載艙(右)加速度峰值達到1.105g，這說明螺旋槳上方的船底結構振動響應劇烈.如果長時間處于這種劇烈振動狀態，將會使船體結構應力過大部位產生裂縫或者疲勞損壞，對船體結構安全帶來不利影響.

1.2 尾部流場分析與評價

本船為單槳船，從線型圖上可以看到螺旋槳槳盤附近的剖面形狀為V形.尾部流場仿真見圖1，可以看到槳盤面內流線比較稀疏，且存在較強的向上流動，表明螺旋槳供水不足，在螺旋槳的抽吸作用下，會導致螺旋槳附近的流場紊亂不穩定.螺旋槳槳盤伴流分布見圖2，伴流的變化梯度較大，船后伴流不均勻較為明顯.這反映船舶的尾部線型不合理，來流去流不順暢，導致尾部的伴流在空間分布上不均勻，在時間分布上不定常.

圖1 船舶尾部流場分布

圖2 螺旋槳槳盤伴流等值曲線

1.3 振動原因分析

1.3.1 振動現象描述

振動現象如下：(1) 重載航行時，轉速從140 r/min以后，尾部振動開始加劇，且隨著轉速的增加響應逐漸的增大，在舵機艙和壓載水艙可以聽到陣發性的“哐當”錘擊聲，隨著轉速增加，錘擊聲更加劇烈，頻率加快，這種聲音明顯來自螺旋槳上方船底板；(2) 船舶在不同的海況(包括洋流、風級和浪級)和裝載狀況下，振動響應差異較為明顯，測試數據明確反映了這一點.空載下振動明顯較重載航行小；(3) 主機軸系在測試工況下，沒有出現任何異?，F象.對螺旋槳質量進行了檢查，制造精度較好，動平衡無問題；(4) 船進塢后觀察到螺旋槳表面光滑，無明顯剝蝕現象，說明空泡現象不嚴重；(5) A船結構整改(采取增加支柱、縱桁，以及在尾壓載艙澆注水泥等措施)后，減振效果并不明顯，振動反而向上層建筑振動傳遞.

1.3.2 測試數據分析與總結

2船尾部振動測試分別在渤海和黃海海域進行.具體測試結果和分析見文獻[9].

為了數據圖像便于觀察，在圖像處理時將主機傾覆力矩頻率和2倍主機傾覆力矩頻率響應沿頻率軸前移動3個單位.圖像的縱坐標均表示對應頻率下的加速度幅值.對測試數據進行分析得到以下結論.

1) 圖3為主機轉速155 r/min時餐廳測點和舵機艙測點時域垂向振動加速度響應譜，對測點時域振動加速度響應譜比較發現，同一工況同一轉速下，加速度峰值出現的時間驚人的一致，振動加速度在瞬時放大十幾倍甚至幾十倍，具有明顯的脈沖性.峰值的時間間隔具有明顯的離散性.

圖3 A船時域垂向加速度響應譜

2) 測試數據表明同一測點在不同的工況下，振動響應差異較大，具有隨機性.對比發現，對某些測點，工況2的響應要遠遠大于工況1.主甲板尾端點的測試數據分析表明船舶沒有出現尾部船體共振.

3) 圖4、圖5表明轉速從140 r/min起，葉頻、倍葉頻、主機氣缸的傾覆力矩頻率和2倍主機氣缸的傾覆力矩頻率下的響應均增加，其中倍葉頻響應的增加要比其他諧次頻率響應更明顯.

4) 從圖4、圖6可以發現上層建筑測點中倍葉頻激勵引起的響應較大，從圖5、圖7比較發現主甲板以下測點中葉頻、倍葉頻激勵導致的響應均很大.

圖4 A船上層建筑測點振動響應

圖5 A船主甲板下測點振動加速度響應

圖6 B船上層建筑測點振動響應

圖7 B船主甲板下測點振動加速度響應 Y-1-螺旋槳葉頻；Y-2-2倍的螺旋槳葉頻；Z-1-主機氣缸 的傾覆力矩頻率；Z-2-2倍的主機氣缸的傾覆力矩頻率.

1.3.3 振動源與振動原因的分析

各測點的加速度響應譜分析表明，葉頻和倍葉頻的響應分量在某一轉速下較其他激勵頻率分量要大，可以推斷螺旋槳是主要的振源，且激勵主要為螺旋槳葉頻和倍葉頻干擾力.總結起來本船產生振動異常的主要原因如下.

1) 尾部水下部分線型設計不合理，導致船后伴流極度不均勻不定常.本船設計參考的母型船為雙槳船，線型變換后其尾垂線前0.1L處的橫剖面的形狀參數τ=a/b=0.87(其中,a=4.621 m，b=5.284 m，見圖8)，為極V形，伴流的不均勻性大，容易出現伴流較高的峰值，對許多單槳海船的分析表明，τ高于0.4者振動已經很劇烈.一般在槳軸線以上(0.2～0.6) 螺旋槳直徑D的范圍內水線去流角不得大于30°，該船在5 280 WL處的去流角到達了72°，見圖9.本船0.17D處尾柱半寬值為螺旋槳直徑的13%，0.6D處尾柱半寬值為螺旋槳直徑的45%.文獻[6]建議在槳軸線以上(0.2～0.6)D范圍內“尾柱半寬”最好不應大于槳直徑D的5%.根據以上分析可以判定船的尾部水下線型設計不合理，導致伴流分布不均勻，螺旋槳前方來流不順，流場不穩定，從而導致螺旋槳干擾力幅值增大.

2) 螺旋槳與尾部線型配合不當.螺旋槳在旋轉過程中，一部分處于低伴流區，一部分處于高伴流區其幅值，使得螺旋槳槳葉受力不平衡，尤其螺旋槳參數選取的不合理，增大了螺旋槳不平衡力.同時螺旋槳設計沒有考慮伴流不穩定的影響，其始終處于紊亂水流的干擾中，導致產生過大脈動壓力，且可能成倍或幾十倍增加.

圖8 橫剖面形狀參數τ

圖9 5280水線去流角

2 綜合減振措施設計

本系列船的振動問題已經嚴重影響到船舶的正常營運，必須采取減振措施[10-11].從經濟性角度和工程實際出發，修改尾部線型已經不允許，因此首先從更換螺旋槳入手，改變其設計參數，降低激勵幅值，其次采取合理的阻尼措施，在振源處對振動能量進行吸收，再者對局部結構進行改造，使固有頻率與激勵頻率錯開，避免發生共振.

2.1 更換螺旋槳

按照本船線型、主機功率、航速要求、稍隙比等因素確定了螺旋槳主要要素，同時應用仿真軟件對尾部流場的伴流分數進行計算，結合實驗數據，按照環流理論及切片理論，考慮船后伴流不均勻性，選取各半徑處最適宜的螺距和切面形狀.同時增大螺旋槳的側斜角到24.5°，并采取稍部卸載措施.與原螺旋槳相比，減小了螺旋槳直徑，增加了盤面比等，在保證快速性的基礎上，著重降低螺旋槳脈動壓力，作用于螺旋槳上方船底板的脈動壓力，以及改善螺旋槳空泡性能.

2.2 設計安裝垂直導流鰭

導流鰭可以有效改變尾部流場，使其變得均勻和穩定.因此建議安裝垂向導流鰭.

2.3 阻尼減振

采用阻尼減振是降低船舶振動噪聲的重要手段，阻尼材料具有在不改變艦船原有設計和設備的情況下有效減振降噪的優點，尤其對寬頻帶隨機振動和噪聲的控制具有特殊效果.螺旋槳作用于船底板的脈動壓力很大，為了降低相應區域的振動響應，建議在螺旋槳上方船底板，以及機艙外板敷設船用阻尼涂料T54/T60.

2.4 尾部結構改造

為彌補上層建筑的支承剛度，于舵機艙平臺上面增加支柱和構成支柱節點的附加短縱桁和肘板.為了改變局部結構的固有頻率，建議在船長甲板和艇甲板增加縱桁和相應的垂直扶強材并加厚，兩者用肘板連接.

3 治理效果

螺旋槳重新設計并更換后，2船的快速性能變化不大，振動響應大大降低，尤其是倍葉頻激勵引起的響應大幅降低，工作和居住場所的振動均滿足ISO—6954振動衡準要求[9].圖10給出了時域的加速度譜，與圖3相比，響應的變化更為均勻，沒有出現急劇增加的峰值.圖11從側面反映換槳后螺旋槳激勵大大降低.換槳后，取得了較好的治理效果，因此其他減振措施并沒有繼續實施.需要說明的是換槳并沒有完全上解決本船的振動問題，在某些工況下，一些場所的振動會落入振動輕微區.

圖10 A船機換槳后機艙外板測點155 r/min 時域垂向加速度響應譜

圖11 B船換槳前后舵機艙測點螺旋槳激勵和 主機激勵下加速度響應峰值比較

4 結束語

本船出現劇烈尾部振動問題的根本原因是螺旋槳激振力過大.主要原因是尾型設計不合理，導致尾部流場的不均勻及不穩定，導致脈動水壓力劇增.以往出現此類振動，認為是尾部伴流不均勻以及螺旋槳空泡所致，分析表明尾部流場的不定常也會導致脈動壓力劇增，使得尾部振動異常，其機理需待進一步研究.此外，螺旋槳圖譜設計未能考慮尾流不均勻性和不穩定性的影響，也會導致螺旋槳激振力過大.因此，在設計階段，要將尾型設計、螺旋槳設計與振動預報相結合，綜合考慮.

實船振動測試的響應時域譜分析和頻域譜分析相結合，可為振動異常原因診斷提供有效的分析手段，能直接找到振動異常的主要振源及形成原因，為治理工作提供科學依據.

螺旋槳引起的尾部強迫振動，改變局部結構的剛度并不能根本解決振動問題.必須從振源入手.在不改變線型的限制條件，一方面可以優化螺旋槳設計，另一方面設置導流鰭.文中基于環流理論和切片理論的螺旋槳理論設計，采取的更換螺旋槳的減振方法可以根據具體情況運用到有類似振動情況的船舶.

[1]陳福軍.2 000 m3冷藏運輸船異常振動的處理[J].廣東造船，1997(3):11-14.

[2]盧仕杰.48 m集裝箱船的振動分析[J].廣東造船，1998(1):12-15.

[3]趙德有，唐建生.52 000 t大艙口多用途貨船有害振動的診斷及治理[J].大連理工大學學報，1998,38(4):438-444.

[4]何偉佳.1 600 m3冷藏運輸船異常振動原因及整流鰭片應用[J].廣東造船，2000(3):14-17.

[5]楊佑宗，王明君.船艉整流鰭在實船上的應用與研究[J].中國造船，2001,42(2):12-18.

[6]李潔稚，歐禮堅.船舶后體線型對船體振動影響的研究[C].中國造船工程學會修船技術學術委員會船舶 維修理論與應用論文集.第七集，2004:201-202.

[7]許 晶，楊佑宗.雙導管螺旋槳船的艉部振動與治理[J].中國造船，2005,46(2):101-106.

[8]劉啟民，朱 蘭.船尾槳前垂向整流鰭的減振機理研究及其應用[J].船舶工程，2007,29(6):50-53.

[9]吳衛國，翁長儉，林永水，等.20 000 t散貨船振動測試和治理報告[R].武漢：武漢理工大學結構實驗室，2012.

[10]翁長儉，張寶玉.船體振動學[M].大連：大連海運學院出版社，1992.

[11]何友聲，王國強.螺旋槳激振力[M].上海：上海交通大學出版社，1995.

Diagnosis and Treatment for Harmful Vibration of 20 000 ton Offshore Bulk Carrier

LIN Yongshui WU Weiguo WENG Changjian

(SchoolofTransportation,WuhanUniversityofTechnology,Wuhan430063，China)

A case study on the diagnosis and treatment aiming at harmful vibration of 20 000 ton offshore bulk carrier are presented. It is found that vibration source is the propeller by vibration test, self-propulsion test and towing test, evaluation of wake fields behind stern and numerical calculation and analysis with 3-D FEM. The root of the problem is that the stern forms are unreasonable, which cause wake fields serious non-uniform and unsteady, leading to excessive blade frequency and twice blade frequency propeller-excited force. A set of comprehensive treatment is proposed, such as redesigning propeller, adopting vibration damping. Ship vibration are great improved by changing the propeller, which meets vibration criterion ISO—6954. Also it gains beneficial experiences for ship vibration diagnosis and treatment and some suggestions for anti-vibration are proposed at the design stage.

ship vibration; propeller fluctuating pressure; diagnosis; treatment; vibration reduction

2015-01-05

*工信部高技術船舶專項項目資助(批準號：[2010]337)

U661.44

10.3963/j.issn.2095-3844.2015.02.014

林永水(1983- )：男，博士生，主要研究領域為船舶結構振動與噪聲預報及控制