郵輪艙室結構振動預報與控制

劉 悅，溫華兵，吳俊杰，靳玉冬，常程威

（江蘇科技大學 能源與動力學院，江蘇 鎮江212003）

隨著中國經濟的蓬勃發展以及人們對生活質量要求的不斷提高，國內郵輪旅游的消費人數穩步攀升，這不僅促進了海上旅游業的發展，也給國內的郵輪制造帶來了廣闊的前景。同時，政府對于郵輪建造的相關政策支持也為我國各大船廠進軍郵輪產業注入了一針強心劑。豪華郵輪被造船界譽為“皇冠上最耀眼的明珠”，在設計理念、建造工藝與其他商用船舶存在著天壤之別[1]，其對于宜居性和舒適性有很高的要求。宜居性和舒適性除了體現在郵輪的硬件設施以外，郵輪上的振動與噪聲量也是一個極其重要的影響因素。振動與噪聲越低，人們的體感越好。因此開展對郵輪的振動預報與減振研究工作，對于未來國內開展郵輪的建造有著重要的意義。隨著仿真技術的日趨成熟與完善，在船舶施工前針對船舶進行振動預報有著重要的指導作用，這不僅能夠監控整船振動量是否超標，還能找到振動量過大的位置并給出合理建議，及時對船舶的設計進行修改。這樣不但可以及時避免設計不合理的因素對后期船舶建造產生負面影響，還能夠大大縮減船舶建造的時間和成本[2]。

目前船舶的振動預報方法主要有有限元法（FEM）、邊界元法和混合法等，有限元法運用最為廣泛。彭杉[3]利用FEM仿真方法對船用電機的固有特性進行分析，并根據實測數據和仿真結果提出控制設備振動傳遞途徑的減振降噪方案。溫華兵等[4]基于FEM 建立36 m 全回轉拖輪船體結構的超單元模型，分析了船體結構振動模態，分析了拖輪的主要振源，并對幾個主要艙室進行振動響應計算分析，計算結果與實驗誤差在3.1 dB 以內。洪明等[5]針對82 000 t散貨船的主機和螺旋槳激勵特性進行分析，通過有限元對船舶局部結構建模計算，提出對可能發生局域共振區域進行結構加強，避免振動過大現象，實船航行振動測量效果良好。

隨著計算機運算能力的不斷提高，利用FEM進行船舶的振動預報也越來越廣泛。本文采用FEM預報郵輪艙室的振動加速度值，預報中主要考慮了主機、輔機以及螺旋槳等主要振動源，通過在各層甲板上選取振動值最大區域與ISO6954-2000E標準的限值進行比較，最后針對振動超標區域提出了改進方法并驗證了FEM用于郵輪振動預報的可行性。

1 郵輪FEM分析模型

1.1 模型建立

本文針對一艘郵輪的振動情況進行計算分析，該郵輪一共有10層甲板，1至4層甲板主要包括了船舶動力設備艙和車輛停靠艙，5層至9層甲板主要包括了船員工作居住室以及游客休閑居住室，第10層甲板主要為停機坪。該郵輪的主要參數如下表1所示。

表1 郵輪主要參數/m

首先用Patran分別對該客滾船的每層甲板以及肋位進行有限元建模處理，模型的每個單元為一個肋位。郵輪的有限元模型質量為36 640 t，質量質心位置為（-5.52，-0.0257，11.71），由于郵輪絕大部分的結構為鋼制，所以在有限元建模時，設置整船有限元模型的阻尼損耗因子為0.01。再將每層的甲板模型進行拼裝處理，客滾船的模型總共有節點數190 072 個，單元數359 064。定義船長方向為X 方向，船寬方向為Y方向，垂向為Z方向，郵輪全局有限元模型以及半剖有限元模型分別如下圖1 和圖2所示。

圖1 整船有限元模型

圖2 半剖有限元模型

1.2 振動激勵源

本文中的激勵源一部分來源于廠商提供的實測動力設備數據，廠家未提供的設備激勵源數據則參考CCS 提供的經驗公式進行估算。本船激勵源主要為船舶的主機、輔機以及螺旋槳。首先，定義主機和輔機的縱向為X 方向，橫向為Y 方向，垂向為Z 方向，示意圖如圖2所示。其中MX為主機的橫搖力矩，MY為縱/搖力矩，MZ為水平搖力矩。根據廠商提供的數據資料，郵輪的主機、輔機在滿負載下的激勵力矩數據分別如表2和表3所示。

圖3 主機坐標系

螺旋槳振動激勵采用經驗公式進行估算，無空泡螺旋槳作用在平底船上的葉頻脈動壓力po如式（1）所示[6]。

式中：r 為螺旋槳轉速，r/min；D 為螺旋槳直徑，m；Z為螺旋槳的葉片數目；R為螺旋槳的半徑，m；K0為相關系數。由廠家提供資料可得r為130.9 r/min，D為4.8 m，螺旋槳為5葉槳本文中ds/R=2。由螺旋槳空泡引起的葉頻脈動壓力pc如式(2)所示[6]。

表2 主機激振力矩（功率/轉速：5 220 kW/750 r/min）/(kN×m)

表3 輔機激振力矩（功率/轉速：750 kW/900 r/min）/(kN×m)

式中Vs為航行船速，根據船廠資料船速為10.4 m/s；ha為螺旋槳軸浸深，m；Kc=1；Wamax為最大半流峰值，取0.6；We為有效半流值，本文取0.28。

實際工程中的主機和輔機結構復雜，但在進行振動預報時沒有必要將復雜結構畫出，只需將主機、輔機簡化為長方體實體，將相應的部件質量合理分配[7]，以保證主機、輔機質心位置和繞坐標軸的轉動慣量相同，劃分六面體網格。加載激勵時，在主機實體上方建立一個獨立節點，并以主機實體所有六面體單元節點為從屬節點，建立一個剛性MPC 單元（多點約束），然后在MPC獨立節點上同時施加主機三向激振力矩。以同樣的方式，施加輔機三向激振力矩。最后，在螺旋槳正上方區域的節點上施加螺旋槳脈動壓力。

1.3 郵輪振動結果分析

超單元法相對傳統有限元法可以縮減系統的自由度，節省計算時間，提高計算精度[3]，因此為了獲得本船的整體振動特性，采用超單元法對整船有限元模型進行劃分，求解整船的模態。通過Nastran進行整船的模態計算，得到了整船的1階垂向振動模態、1階水平振動模態以及1階扭轉振動模態，整船模態如圖4所示。

圖4 郵輪模態圖

由于郵輪不僅層數多，而且艙室也較多，為了更好地分析郵輪各層甲板以及艙室的振動特性，首先對郵輪的每層甲板有限元模型進行區域劃分，再針對每個區域的同類型房間選取該類型房間的振動加速度最大點進行計算分析。通過Patran 軟件調用Nastran 進行計算得到各層甲板在1 Hz～120 Hz 之間的振動加速度最大頻率下的云圖，圖6 中顯示振動加速度值為未計權處理值。經過計算分析結果后發現只有第7層甲板的局部振動加速度值超過了標準值。

根據CCS 要求，郵輪的振動水平按照ISO6954-2000E標準進行評價，評價標準如表4所示。這些限值以全頻率計權加速度均方根值（mm/s2）的形式給出。根據ISO6954-2000E標準進行計權處理求出該點在不同頻率下的X、Y和Z方向的振動加速度合成值（sum），再通過對各個頻率下的sum值進行均方根處理（rms），得到該點最終的振動加速度值，單位為mm/s2。表5列出了第7層甲板各點的振動加速度值以及均方根值，根據廠商所給圖紙，D1 為露天消費區（C級），D2為娛樂區（A級），D3為客艙區（A級）。

圖5 第7層甲板有限元模型圖以及取點位置

表4 船舶不同區域適居性評價準則/(mm?s-2)

圖6 第7層甲板處理前振動云圖（11 Hz，m/s2）

郵輪螺旋槳第5 階葉頻為11 Hz，經分析表5 數據發現，第7 層甲板的D1 區在11 Hz 時振動加速值為326.58 mm/s2，遠高于其他頻率下的振動加速度值。再將D1區在各頻率下的振動加速度值進行rms得到D1 區的振動加速度的計權值為327.49 mm/s2，超過了標準給定的標準值。經分析振動過大原因為：在螺旋槳的第5階葉頻下，第7層甲板D1區的固有頻率與螺旋槳第5 階葉頻相接近，導致該區域振動過大。

2 減振方法

因第7 層甲板的局部區域振動超過標準值，所以應對這些區域進行減振處理，結合工程實際與工程經驗，提出在振動過大的區域甲板下方焊裝L 型鋼。L型鋼焊接位置如圖7所示。

圖7 第7層甲板局部放大圖（L型鋼位置圖）

為更精確分析焊接L 型鋼后的第7 層甲板振動情況，現將甲板劃分為4個區域，取點位置見圖8，計算后云圖如圖9所示。通過加權計算的到振動加速度值如表6所示。

圖8 第7層甲板圖

將表6中處理后的數據與標準對比發現：第7層甲板在焊接L 型鋼后，振動大小滿足評價標準，在11 Hz 處甲板的振動加速度被抑制。處理后的第7層甲板的最大振動加速值相比于未處理的第7層甲板最大振動加速值減小了185.84 mm/s2，減振效果良好。

3 結語

本文以某郵輪為研究對象，基于有限元法對郵輪的各個甲板艙室進行了振動預報分析。首先基于Patran 軟件建立了郵輪的有限元模型，將郵輪的主要激勵源加載到有限元模型上，并通過Nastran進行振動加速度計算，其值通過rms 計權后與ISO6954-2000E 標準值進行比較。經對比發現郵輪的第7 層甲板D1區在11 Hz時，振動加速度值過大，經分析主要的原因是由于螺旋槳工作時引起的局部共振導致，并根據實際情況提出在振動過大的艙室甲板下方焊接L 型鋼以提高甲板的剛度改變其共振頻率。結果表明，第7 層甲板振動加速度值相比之前減小了56.7%，且滿足ISO6954-2000E評價標準。

表5 第7層甲板振動加速度值（處理前）/(mm?s-2)

圖9 第7層甲板處理后振動云圖(11 Hz，m/s2)

表6 第7層甲板振動加速度值（處理后）/(mm?s-2)