主機與螺旋槳激勵下某型散貨輪船體振動差異特性研究

劉義軍，閆力奇，曹貽鵬

（1.中國艦船研究設計中心，武漢430064；2.哈爾濱工程大學　動力裝置工程技術研究所，哈爾濱150001）

主機與螺旋槳激勵下某型散貨輪船體振動差異特性研究

劉義軍1，閆力奇2，曹貽鵬2

（1.中國艦船研究設計中心，武漢430064；2.哈爾濱工程大學動力裝置工程技術研究所，哈爾濱150001）

船舶的低頻振動與水下輻射噪聲是船舶最主要的噪聲源，該振動噪聲頻譜通常分布在80 Hz以下的頻段內，該頻段內噪聲源主要由主機激勵和螺旋槳激勵兩部分構成。利用有限元法，基于某30 000 DWT型散貨輪實際船型的尺寸和主機的安裝位置建立帶有主機、軸系、螺旋槳的船體有限元分析模型，進行模態分析，得到整船的固有特性。并在此基礎上，分別計算主機機座垂向激勵和螺旋槳軸向、垂向激勵下整船的振動傳遞函數，獲取兩激勵源引起船體振動的差異特性，為船舶動力系統設計與船體振動噪聲控制提供參考。

振動與波；船體振動；柴油機；螺旋槳激勵；有限元

隨著船舶振動及噪聲源研究的完善，主機激勵與螺旋槳激勵對船體振動的貢獻越發凸顯，并逐漸成為船舶設計和建造的重要衡量標準之一。主機激勵力包括氣缸壓力、十字頭敲擊、配氣系統、傳動系統激勵等成分，與主機轉速、氣缸數、沖程等參數相關；螺旋槳激勵力主要由槳葉在不均勻伴流場中運轉產生，與槳葉數、軸系轉速有關，該激勵力主要經由軸系、支撐軸承和推力軸承作用于船體，引起船體較強的低頻振動。船舶主機是引起船體振動的一個主要振源，據統計，70%的船體振動是由柴油機所致［1］。近年來，有不少學者在船體振動方面也進行了一些研究，大致可分為全船模態及響應分析、尾部結構振動及上層建筑振動三個方面［2］。在陳椿芳的“船體振動與主機頂部支撐的作用”一文中闡述了以主機為激勵源的船體振動情況，文章指出，簡諧激振頻率靠近船體結構固有頻率時共振；自由力矩作用在或靠近船體結構的振動節點處時引起振動；自由力矩的振幅必須超過船體結構阻尼的影響才能引起船體振動［3］。在隨著主機振動的有效抑制，螺旋槳表面力激勵船體振動問題逐漸體現出來。2003年張淑茳教授以某巡邏艇的船體結構為依據，計算該艇在螺旋槳和主機產生的周期力作用下的整體響應，結果表明船尾螺旋槳處及主機機座處響應值較大，可局部加強［4］。顧永寧教授等人利用有限元技術對船體總振動、上層建筑及甲板局部自由振動在螺旋槳葉頻水動壓力激勵下的響應進行預報分析［5］。隨著研究的不斷深入，發現螺旋槳激勵力將經軸系作用于船體將引起船體較強振動噪聲，它也是船舶結構的主要低頻噪聲源之一［6］。2009年馮國平等人用有限元法探討了艦艇尾部縱向激勵傳遞特性，結果表明，螺旋槳推進軸系通過三個路徑將螺旋槳的激振力傳給殼體，激起外殼體的振動并產生輻射噪聲［7］。2011年謝基榕等人在鐵木辛柯梁的基礎上建立螺旋槳、軸系及船體耦合振動的分析模型，計算激勵力直接作用到船體和經螺旋槳、軸系激勵船體振動產生聲輻射的差別，指出軸系振動對螺旋槳激勵力引起船體振動并產生輻射噪聲的關鍵作用［8］。朱理等人在考慮螺旋槳脈動壓力和軸承力的影響下，開展螺旋槳激勵力對船體振動的研究。結果表明，四槳同時推進對減小艦船振動效果最好［9］。

因此，本文針對典型船舶動力系統布置形式，如圖1所示，計算主機激勵和螺旋槳激勵引起的船體振動傳遞函數，分析兩種形式激勵引起的船體振動差異，并獲取引起船體低頻振動的主要激勵源。

圖1　船體動力系統布置形式

1　有限元分析基本理論

有限元分析模型中，由于船體一般主要由鋼板焊接而成，并且船體表面多數為薄板和曲面結構，鋼板主尺寸一般大于其厚度的10倍以上，因此主要采用殼單元的形式劃分船體。用體單元的網格形式劃分柴油機，采用梁單元的網格形式劃分螺旋槳，對于軸承處則采用質量單元的形式劃分。

由有限元法，可得多自由度系統的動力學方程為

其中［M］為系統結構的總質量矩陣；［K］是系統結構的總剛度矩陣；［C］為系統結構的阻尼矩陣；｛δ｝為節點的位移列陣；

即

從（1）式和（4）式即可分別獲得待解系統的響應特性和固有特性。

2　分析模型描述

以某30 000 DWT散貨輪作為計算對象，其結構主要分為五個貨艙、動力艙、艏尖艙和上層建筑等，結構件多為板梁結構。船體主尺度參數如下：型長128 m，型寬22 m，型深14 m，設計吃水9 m，方形系數0.82。計算模型離散后的三維有限元模型如圖2所示，該模型包括單元261 603個、節點333 630個。

圖2　船體有限元模型

如圖3（a）所示，依照該船體實際艉部結構形式和低速機的布置位置，如圖3（b）所示將低速機布置在船尾相對應的位置，柴油機的14個基座安裝孔通過隔振器和船體基座相連，通過調整隔振器剛度可實現剛性、彈性安裝狀態。螺旋槳與軸系布置在柴油機后，主要由梁單元和質量單元組成。與船體的交界面是七個支撐軸承。激勵力將主要通過支撐軸承、推力軸承傳遞到船體。

圖3　帶有主機的船體模型

3　振動固有特性及響應特性分析

3.1振動固有特性

結構的振動模態決定了結構不同參考點在相應頻率激振力激勵下的振動幅值差異及整船的振動分布情況，因此首先對計算模型進行模態分析，得到其固有振動特性。

利用已建立的散貨輪計算模型，采用有限元方法進行模態分析，計算其前500階固有頻率。由于船體結構的尺度及其板、梁連接件的復雜性，船體固有頻率密集，存在大量的船體結構局部振動情況，如底部平面的彎曲、艙板彎曲、上層建筑局部、艏部局部彎曲等。在進行全船的模態分析時，對結構的局部振動模態進行了甄別，僅選取部分特征頻率下的典型全船整體振動作介紹說明，振動固有頻率如表1所示，對應振型如圖4所示。率較低。以計算模型為例，在0～10 Hz的較低頻段內即包含了6階次的彎曲振動固有頻率和2階次的扭轉振動固有頻率。其中6階次的彎曲振動固有頻率包含4階次的垂向彎曲振動固有頻率和2階次的水平方向彎曲振動固有頻率。文中僅給出3階次的結構彎曲振動模態和1階次的扭轉振動模態以作說明，如圖4（a）、（b）所示為整船垂向振動的振型，圖4（c）

圖4　典型頻率下船體結構整體模態

表1　船體固有頻率

由于選用的某30 000 DWT散貨輪計算模型軸向尺寸較大，故其全船整體振動特性類似于梁結構。對于此類大開口船舶來說，其整體振動固有頻為整船水平方向振動的第1階固有振型，圖4（d）為整船第1階扭轉振動固有振型。需要指出的是，上文論述的僅為全船整體振動固有頻率，實際在計算頻段包含大量的船舶結構局部振動模態，這是船體振動的特點。

3.2主機與螺旋槳激勵船體差異特性研究

利用現有船體模型，分別在主機基座位置施加垂向激勵、螺旋槳位置施加軸向、垂向激勵，計算船體尾部、首部、中部、上層建筑等位置的振動傳遞函數，如圖5所示。其中1、2點位于上層建筑；3、4點分別位于軸系螺旋槳端和中間軸承；5點位于主機基座；6、7、8點位于龍骨；9、10點位于艏部。圖6給出船體各參考點位置的傳遞函數。

在50 Hz以內的低頻段，主機激勵引起的船體振動傳遞函數小于螺旋槳激勵，此趨勢在船體各位置均有體現，而100 Hz頻率以上，主機激勵引起的船體振動傳函幅值較高。

圖5　船體振動傳函參考點位置

圖6　船體各參考點振動位移傳遞函數

如圖6（b）—（c）為軸系螺旋槳端和中間軸承上的垂向參考點振動響應傳函，其中螺旋槳端的振動曲線中，軸系橫向振動體現的較為明顯，峰值為30 Hz，對應于軸系彎曲振動固有頻率，幅值遠高于其它兩條曲線；軸系縱振固有頻率為10 Hz，在圖6各參考點中由螺旋槳縱向激勵引起的振動響應中均有體現，上述結果表明螺旋槳激勵力形式和軸系本身振動固有特性對船體振動響應影響明顯。

圖6（d）為主機基座參考點，相當于原點導納，峰值為船體和隔振基座的振動頻率，曲線的幅值較高。圖6（a）、（f）與（g）分別位于上層建筑、船體中部和尾部，由于船體低頻振動主要體現于整船振動，因此盡管各激勵力均作用于船尾，但船體首部振動量級也較高，該振動響應規律具有一致性；由于軸系振動特性的參與，螺旋槳激勵力引起的船體振動響應曲線中的峰值多于主機激勵，該峰值包括了軸系振動和船體振動固有頻率，因此在船體設計過程中，應充分考慮螺旋槳、軸系、主機、船體的匹配設計，避免固有頻率重合而造成的振動量級偏高的現象。

4　結語

基于某30 000 DWT散貨輪，利用有限元方法建立螺旋槳、軸系、主機、船體耦合振動求解模型。分別計算主機激勵與螺旋槳激勵船體引起的振動響應傳函。分析主機激勵和螺旋槳激勵引起的船體振動響應差異，結論如下：

（1）整船振動固有頻率較低，在0～10 Hz的較低頻段內即包含了6階次的彎曲振動和2階次的扭轉振動，整個計算頻段內包含了大量的局部模態；

（2）在50 Hz內的低頻段，螺旋槳激勵引起的船體振動占主導地位，100 Hz頻率以上，主機激勵引起的船體振動傳遞函數幅值較大；

（3）對于螺旋槳激勵力，軸系作為該激勵力傳遞到船體的唯一途徑，其固有頻率較強的參與到船體振動中，使得軸系固有頻率下的船體振動量級偏高；

（4）船體在各激勵力作用下的低頻振動主要體現為整船振動，盡管激勵力均作用于船體尾部，但首部的振動量級也較高。分析結果表明，在船舶主機匹配、船體結構設計環節中，應該充分考慮主機激勵與船體振動固有頻率的關系，盡量避免固有頻率和激振相遇造成的共振現象。同時，在對于其他采用單臺低速機作為其主要動力源的散貨輪類型船舶動力裝置系統匹配設計中，雖模型尺寸有差別，但由于激勵源的相似性，所得結論也同樣適用，可推廣應用到類似船型的動力系統匹配和低噪聲設計工作中。

［1］Zheng H.2001.FEM/BEM analysis of diesel piston-slap induced ship hull vibration and underwater noise［J］. AppliedAcoustics，62:341-358.

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Difference CharacteristicAnalysis of Cargo Ship Vibration Caused by Low-speed Diesel Engine and Propeller

LIU Yi-jun1，YAN Li-qi2，CAO Yi-peng2
（1.China Ship Research and Design Center，Wuhan 430064，China；2.Research Institute of Power Engineering Technology，Harbin Engineering University，Harbin 150001，China）

Low frequency vibration of ship hull and underwater radiation noise are the main noise sources of ships.This vibration usually can be found in the low frequency range below 80 Hz，which is mainly caused by diesel engine exciting force and propeller exciting force.In this paper，the finite element model of a real 30 000 DWT cargo ship was established. This model includes diesel engines，shaft system，propeller and hull of the ship.Modal analysis was done for the model and the natural frequencies of the ship were obtained.On this basis，the vibration transmission functions of the ship hull caused by the diesel engine and the propeller exciting forces were analyzed and the characteristic of the ship vibration caused by these forces were studied.The results can be used as a database for ship propulsion system design and vibration control.

vibration and wave；hull vibration；diesel engine；propeller exciting force；finite element method

U644.2

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.05.021

1006-1355（2015）05-0102-05

2015－01－14

國家自然科學基金項目（50909023）

劉義軍（1980－），男，湖北省武漢市人，高級工程師，主要從事船舶動力裝置研究。E-mail:15636814755@163.com

曹貽鵬，男，黑龍江省哈爾濱市人，博士。

E-mail:yipengcao@hrbeu.edu.cn.