一艘運營散貨船主機減振分析評估

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(滬東中華造船(集團)有限公司，上海 200129)

振動是船舶的重要性能指標之一，在船舶設計、制造和運營中都需給予極大的關注。在設計階段對振動進行預報評估[1]，在交船試驗時進行實船振動考核[2]，在交船后的1年保修期內，建造方將根據船東需要對與振動相關的問題作后續改進。對于營運船舶，與振動有關的改進可能會受到各種條件的限制，因此，須事先制定切實可行的改進措施，并進行必要的量化評估，以確保能達到預期的整改效果。船舶振動治理研究是近年較受業內關注的熱點，已有學者基于測試和動力特性分析，通過結構的加強來避開共振，解決了一艘油船發電機平臺的振動問題[3]。參考此案例對一艘營運近1年的散貨船的問題進行分析，提出減振治理方案。

1 實船振動調研和分析

某營運近1年的87 000 t散貨船，據船東反映，主機振動問題較嚴重。

1.1 實船主機振動情況

該船采用瓦西蘭6缸低速柴油機。該機最大功率10 500 kW，相應的轉速為95 r/min;持續功率9 240 kW,相應的轉速為90 r/min。主機的激勵頻率見表1。為了降低振動，主機已采用2根橫向液壓支撐。

海上營運振動測試數據表明，在主機工作轉速范圍內，機架橫向振動在轉速88～92 r/min區間中出現最大振動速度約34 mm/s。為了解已有的2根液壓支撐對主機的減振作用，將2根液壓支撐松開后再進行振動測試。此時主機最大橫向振動對應的轉速降至74～75 r/min ，最大振動速度升至約58 mm/s。典型測點的主機橫向振動見圖1。

表1 主機激勵頻率

圖1 主機橫向振動曲線

瓦西蘭企業標準[4]中橫向振動速度均方根的限值為28 mm/s。DNV指導性文件中主機橫向振動的時域速度峰值的限值為30 mm/s。該主機在液壓支撐工作狀態下的橫向振動峰值為34 mm/s，不滿足上述要求。因此船東要求對主機進行減振處理。

1.2 振動原因分析

通常，振動過大往往是由于結構的固有頻率與激勵頻率太近而發生共振所致，為了查明此船的主機振動原因，需了解主機在2根液壓支撐工作和松開這2種工況下的固有頻率。建立主機及相關結構的梁元模型，見圖2。分析計算結果見表2。2種工況下的基頻振型見圖3。

圖2 有限元模型(無液壓支撐)

2根橫向支撐工況固有頻率/Hz松開7.41工作8.98

圖3 2種工況下的基頻振型

對比圖3可見，液壓支撐松開狀態下的主機模型有明顯的橫傾振型，而液壓支撐工作時主機橫傾振型幅度較小，液壓拉撐端部的船體結構梁元也產生了一定程度的變形。說明2個液壓支撐工作時能一定程度上減小主機的振動，但仍超過了相關規范要求，為了保證主機的良好長久運轉，需進一步進行減振。

對比表1和表2可見，液壓支撐松開時，主機的橫向振動固有頻率為7.41 Hz，主機在轉速為74～75 r/min時的6階激勵頻率為7.50 Hz，2個頻率值非常接近；液壓支撐工作時，主機的橫向振動固有頻率為8.98 Hz，而主機在轉速約90 r/min(NCR)時的激勵頻率為9.00 Hz，幾乎一致。當主機的橫向振動固有頻率與主機缸頻激勵頻率一致時將產生共振，振動速度最大。實船振動測試中當液壓支撐工作時，振動速度在主機轉速88～92 r/min時最大，液壓支撐松開時，振動速度在主機轉速74～75 r/min時最大，完全驗證了理論計算。因此可以判斷，主機出現過大振動，是由主機缸頻力共振引起的。

2 減振措施

本船主機振動過大是由缸頻力共振引起的。對于因共振引起的振動問題，通常需要提高系統的固有頻率避開共振[4]。在共振難以消除的情況下，考慮采用減小激勵力或增加阻尼等措施，降低共振的振動水平。

2.1 提高主機橫向剛度

提高主機橫向剛度可提高主機橫向振動固有頻率，例如增設主機橫向支撐，機艙甲板反頂縱桁加強等措施。有限元計算獲得4種加強方案，主機橫向振動固有頻率見表3。

表3 主機在不同加強方案下的固有頻率(基頻)

由表3可見，縱桁加強(方案1)，主機橫向振動固有頻率為9.26 Hz；增加1根橫向支撐(方案2)，橫向振動固有頻率為9.44 Hz；增加2根橫向支撐(方案3)，橫向振動固有頻率為9.85 Hz；當增加1根橫向支撐與縱桁加強(方案4)，此時固有頻率為9.60 Hz。本船為6缸主機，共振主要是由主機的6階激勵頻率引起，4種加強方案相應的主機橫向共振轉速分別為92.6、94.4、98.5和96.0 r/min，這些轉速均在主機工作范圍內，船舶航行時均有可能用到(主機有110%功率工況)，可能產生共振。因此僅通過增加結構加強來提高主機橫向剛度的方法不能達到主機減振目的。

加強方案1是在原基礎上增加縱桁加強(圖4中的措施a))；方案2是在原基礎上增加1根橫向支撐(圖4中的措施b))；方案3是在原基礎上增加2根橫向支撐和縱桁加強(圖4中的措施a)+b)+c))；方案4是在原基礎上增加1根橫向支撐和縱桁加強(圖4中的措施a)+c))。

圖4 加強方案示意

2.2 增加阻尼

從表2中液壓支撐工作和不工作的測試結果看到，2根液壓支撐松開不工作時，主機橫向振動固有頻率為7.41 Hz，共振振動速度為58 mm/s；液壓支撐裝緊處于工作狀態時，主機橫向振動固有頻率為8.98 Hz，共振振動速度為34 mm/s?？梢?，液壓支撐工作時，除了能增加主機橫向剛度，提高主機橫向振動固有頻率，還能增加橫向振動阻尼，顯著降低橫向振動水平。對于主機振動過大問題，考慮通過增設液壓支撐增加阻尼的方法予以解決。根據目前該船的機艙布置情況，增加1根或2根液壓支撐進行減振。

3 主機減振方案評估

新船一般運營1年后需進塢保修，主機振動問題也須在這次保修中解決。為保證主機振動達標，減振方案實施前需進行減振評估，下面對增設液壓支撐的減振方案進行評估。

3.1 主機橫向振動表達

在缸頻力作用下主機橫向振動y(t)為

y(t)=Asin(ωt)

(1)

式中：ω為缸頻力圓頻率；A為橫向振動振幅。

A=ASα

(2)

式中：AS為葉頻力幅值作用下的靜位移；α為動力放大系數，

(3)

共振狀態時a=1，即

(4)

共振時振動位移、速度、速度峰值分別為

(5)

(6)

v=Aω

(7)

由式(1)～(6)推導出主機橫向振動阻尼為

(8)

3.2 增設液壓支撐后主機橫向振動水平評估

由式(6)可見，共振時振動速度與系統的固有頻率平方成正比，與系統的阻尼成反比。主機橫向振動的固有頻率已由有限元計算獲得，阻尼的變化根據實船實驗數據進行分析。

3.2.1 阻尼計算分析

實船振動試驗測量了工況1、2的主機橫向振動速度，分析可得兩者的阻尼比，進而可計算工況4和5對工況1及2的阻尼比。

1)測試得工況1、2的振動速度為v1=58 mm/s，v2=34 mm/s。

增加1根液壓支撐(工況4)后的阻尼與工況1和2阻尼比n4/n1==3.25,n4/n2=1.30。工況4的阻尼比工況2增加30%。

2)增加2根液壓支撐(工況5)后的阻尼比為n5/n1=4.00,n5/n2=1.60。工況5的阻尼比工況2增加60%。

3.2.2 增設液壓支撐后主機橫向振動水平估算

由公式(2)可知，振幅為靜位移與動力放大系數的乘積，假定靜位移變化不大，則振幅值主要取決于動力放大系數。由實船測試測得了工況1和工況2的主機橫向共振時的振動速度值，只要求得增設液壓支撐后動力放大系數時工況1和工況2的比，就可根據實船測量結果估算主機橫向的振動水平。

1)工況4主機橫向振動水平。應用式(4)計算工況4動力放大系數與工況2動力放大系數之比α4/α2=0.81。

當主機轉速94.4 r/min,共振時主機橫向振動速度為v4=29 mm/s。

2)工況5主機橫向振動水平。工況5動力放大系數與工況2動力放大系數之比為α5/α2=0.686。

當主機轉速為92.5 r/min，共振時主機橫向振動速度為v5=26 mm/s。

即增加1根和2根液壓支撐后，共振轉速時主機橫向振動速度滿足船級社關于振動限值的要求(30 mm/s)。

船在常用轉速(90 r/min)航行時主機橫向振動水平將會比共振轉速時顯著降低，因為此時激勵頻率與固有頻率已經有一定的錯開量。例如對于工況5，主機的橫向振動固有頻率與主機缸頻激勵頻率已錯開0.85 Hz。

按工況5改裝完成后再進行實船振動測試，最大振動峰值速度為11 mm/s，完全滿足振動規范和船東要求。實測值與共振評估值差別較大的可能因素之一是改裝后的主機實際固有頻率高于理論計算值9.85 Hz，主機最大轉速下的激勵頻率為9.5 Hz，在主機正常工作時未達到共振狀態；因素之二是新增的2根液壓支撐增加的阻尼比估算的高。說明本文的評估方法是偏安全的，上述減振措施和評估方法有效且實用。

4 結論

當營運船舶主機出現振動問題時，大幅改變主機固有頻率以避開共振較難實現，而最有效的辦法是增加阻尼，如使用液壓支撐。雖然出現了評估值與實測值差別較大的情況，最終結果表明評估值是偏保守的，但也說明理論計算與實際存在一定差距，如何提高計算評估精度是后續需進一步深入研究的目標。