主機(jī)與螺旋槳激勵(lì)下某型散貨輪船體振動(dòng)差異特性研究

劉義軍，閆力奇，曹貽鵬

（1.中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心，武漢430064；2.哈爾濱工程大學(xué)　動(dòng)力裝置工程技術(shù)研究所，哈爾濱150001）

主機(jī)與螺旋槳激勵(lì)下某型散貨輪船體振動(dòng)差異特性研究

劉義軍1，閆力奇2，曹貽鵬2

（1.中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心，武漢430064；2.哈爾濱工程大學(xué)動(dòng)力裝置工程技術(shù)研究所，哈爾濱150001）

船舶的低頻振動(dòng)與水下輻射噪聲是船舶最主要的噪聲源，該振動(dòng)噪聲頻譜通常分布在80 Hz以下的頻段內(nèi)，該頻段內(nèi)噪聲源主要由主機(jī)激勵(lì)和螺旋槳激勵(lì)兩部分構(gòu)成。利用有限元法，基于某30 000 DWT型散貨輪實(shí)際船型的尺寸和主機(jī)的安裝位置建立帶有主機(jī)、軸系、螺旋槳的船體有限元分析模型，進(jìn)行模態(tài)分析，得到整船的固有特性。并在此基礎(chǔ)上，分別計(jì)算主機(jī)機(jī)座垂向激勵(lì)和螺旋槳軸向、垂向激勵(lì)下整船的振動(dòng)傳遞函數(shù)，獲取兩激勵(lì)源引起船體振動(dòng)的差異特性，為船舶動(dòng)力系統(tǒng)設(shè)計(jì)與船體振動(dòng)噪聲控制提供參考。

振動(dòng)與波；船體振動(dòng)；柴油機(jī)；螺旋槳激勵(lì)；有限元

隨著船舶振動(dòng)及噪聲源研究的完善，主機(jī)激勵(lì)與螺旋槳激勵(lì)對(duì)船體振動(dòng)的貢獻(xiàn)越發(fā)凸顯，并逐漸成為船舶設(shè)計(jì)和建造的重要衡量標(biāo)準(zhǔn)之一。主機(jī)激勵(lì)力包括氣缸壓力、十字頭敲擊、配氣系統(tǒng)、傳動(dòng)系統(tǒng)激勵(lì)等成分，與主機(jī)轉(zhuǎn)速、氣缸數(shù)、沖程等參數(shù)相關(guān)；螺旋槳激勵(lì)力主要由槳葉在不均勻伴流場(chǎng)中運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生，與槳葉數(shù)、軸系轉(zhuǎn)速有關(guān)，該激勵(lì)力主要經(jīng)由軸系、支撐軸承和推力軸承作用于船體，引起船體較強(qiáng)的低頻振動(dòng)。船舶主機(jī)是引起船體振動(dòng)的一個(gè)主要振源，據(jù)統(tǒng)計(jì)，70%的船體振動(dòng)是由柴油機(jī)所致［1］。近年來(lái)，有不少學(xué)者在船體振動(dòng)方面也進(jìn)行了一些研究，大致可分為全船模態(tài)及響應(yīng)分析、尾部結(jié)構(gòu)振動(dòng)及上層建筑振動(dòng)三個(gè)方面［2］。在陳椿芳的“船體振動(dòng)與主機(jī)頂部支撐的作用”一文中闡述了以主機(jī)為激勵(lì)源的船體振動(dòng)情況，文章指出，簡(jiǎn)諧激振頻率靠近船體結(jié)構(gòu)固有頻率時(shí)共振；自由力矩作用在或靠近船體結(jié)構(gòu)的振動(dòng)節(jié)點(diǎn)處時(shí)引起振動(dòng)；自由力矩的振幅必須超過(guò)船體結(jié)構(gòu)阻尼的影響才能引起船體振動(dòng)［3］。在隨著主機(jī)振動(dòng)的有效抑制，螺旋槳表面力激勵(lì)船體振動(dòng)問(wèn)題逐漸體現(xiàn)出來(lái)。2003年張淑茳教授以某巡邏艇的船體結(jié)構(gòu)為依據(jù)，計(jì)算該艇在螺旋槳和主機(jī)產(chǎn)生的周期力作用下的整體響應(yīng)，結(jié)果表明船尾螺旋槳處及主機(jī)機(jī)座處響應(yīng)值較大，可局部加強(qiáng)［4］。顧永寧教授等人利用有限元技術(shù)對(duì)船體總振動(dòng)、上層建筑及甲板局部自由振動(dòng)在螺旋槳葉頻水動(dòng)壓力激勵(lì)下的響應(yīng)進(jìn)行預(yù)報(bào)分析［5］。隨著研究的不斷深入，發(fā)現(xiàn)螺旋槳激勵(lì)力將經(jīng)軸系作用于船體將引起船體較強(qiáng)振動(dòng)噪聲，它也是船舶結(jié)構(gòu)的主要低頻噪聲源之一［6］。2009年馮國(guó)平等人用有限元法探討了艦艇尾部縱向激勵(lì)傳遞特性，結(jié)果表明，螺旋槳推進(jìn)軸系通過(guò)三個(gè)路徑將螺旋槳的激振力傳給殼體，激起外殼體的振動(dòng)并產(chǎn)生輻射噪聲［7］。2011年謝基榕等人在鐵木辛柯梁的基礎(chǔ)上建立螺旋槳、軸系及船體耦合振動(dòng)的分析模型，計(jì)算激勵(lì)力直接作用到船體和經(jīng)螺旋槳、軸系激勵(lì)船體振動(dòng)產(chǎn)生聲輻射的差別，指出軸系振動(dòng)對(duì)螺旋槳激勵(lì)力引起船體振動(dòng)并產(chǎn)生輻射噪聲的關(guān)鍵作用［8］。朱理等人在考慮螺旋槳脈動(dòng)壓力和軸承力的影響下，開(kāi)展螺旋槳激勵(lì)力對(duì)船體振動(dòng)的研究。結(jié)果表明，四槳同時(shí)推進(jìn)對(duì)減小艦船振動(dòng)效果最好［9］。

因此，本文針對(duì)典型船舶動(dòng)力系統(tǒng)布置形式，如圖1所示，計(jì)算主機(jī)激勵(lì)和螺旋槳激勵(lì)引起的船體振動(dòng)傳遞函數(shù)，分析兩種形式激勵(lì)引起的船體振動(dòng)差異，并獲取引起船體低頻振動(dòng)的主要激勵(lì)源。

圖1　船體動(dòng)力系統(tǒng)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(shù)為薄板和曲面結(jié)構(gòu)，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(wǎng)格形式劃分柴油機(jī)，采用梁?jiǎn)卧木W(wǎng)格形式劃分螺旋槳，對(duì)于軸承處則采用質(zhì)量單元的形式劃分。

由有限元法，可得多自由度系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程為

其中［M］為系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的總質(zhì)量矩陣；［K］是系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的總剛度矩陣；［C］為系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的阻尼矩陣；｛δ｝為節(jié)點(diǎn)的位移列陣；

即

從（1）式和（4）式即可分別獲得待解系統(tǒng)的響應(yīng)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(jì)算對(duì)象，其結(jié)構(gòu)主要分為五個(gè)貨艙、動(dòng)力艙、艏尖艙和上層建筑等，結(jié)構(gòu)件多為板梁結(jié)構(gòu)。船體主尺度參數(shù)如下：型長(zhǎng)128 m，型寬22 m，型深14 m，設(shè)計(jì)吃水9 m，方形系數(shù)0.82。計(jì)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(gè)、節(jié)點(diǎn)333 630個(gè)。

圖2　船體有限元模型

如圖3（a）所示，依照該船體實(shí)際艉部結(jié)構(gòu)形式和低速機(jī)的布置位置，如圖3（b）所示將低速機(jī)布置在船尾相對(duì)應(yīng)的位置，柴油機(jī)的14個(gè)基座安裝孔通過(guò)隔振器和船體基座相連，通過(guò)調(diào)整隔振器剛度可實(shí)現(xiàn)剛性、彈性安裝狀態(tài)。螺旋槳與軸系布置在柴油機(jī)后，主要由梁?jiǎn)卧唾|(zhì)量單元組成。與船體的交界面是七個(gè)支撐軸承。激勵(lì)力將主要通過(guò)支撐軸承、推力軸承傳遞到船體。

圖3　帶有主機(jī)的船體模型

3　振動(dòng)固有特性及響應(yīng)特性分析

3.1振動(dòng)固有特性

結(jié)構(gòu)的振動(dòng)模態(tài)決定了結(jié)構(gòu)不同參考點(diǎn)在相應(yīng)頻率激振力激勵(lì)下的振動(dòng)幅值差異及整船的振動(dòng)分布情況，因此首先對(duì)計(jì)算模型進(jìn)行模態(tài)分析，得到其固有振動(dòng)特性。

利用已建立的散貨輪計(jì)算模型，采用有限元方法進(jìn)行模態(tài)分析，計(jì)算其前500階固有頻率。由于船體結(jié)構(gòu)的尺度及其板、梁連接件的復(fù)雜性，船體固有頻率密集，存在大量的船體結(jié)構(gòu)局部振動(dòng)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(jìn)行全船的模態(tài)分析時(shí)，對(duì)結(jié)構(gòu)的局部振動(dòng)模態(tài)進(jìn)行了甄別，僅選取部分特征頻率下的典型全船整體振動(dòng)作介紹說(shuō)明，振動(dòng)固有頻率如表1所示，對(duì)應(yīng)振型如圖4所示。率較低。以計(jì)算模型為例，在0～10 Hz的較低頻段內(nèi)即包含了6階次的彎曲振動(dòng)固有頻率和2階次的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)固有頻率。其中6階次的彎曲振動(dòng)固有頻率包含4階次的垂向彎曲振動(dòng)固有頻率和2階次的水平方向彎曲振動(dòng)固有頻率。文中僅給出3階次的結(jié)構(gòu)彎曲振動(dòng)模態(tài)和1階次的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模態(tài)以作說(shuō)明，如圖4（a）、（b）所示為整船垂向振動(dòng)的振型，圖4（c）

圖4　典型頻率下船體結(jié)構(gòu)整體模態(tài)

表1　船體固有頻率

由于選用的某30 000 DWT散貨輪計(jì)算模型軸向尺寸較大，故其全船整體振動(dòng)特性類似于梁結(jié)構(gòu)。對(duì)于此類大開(kāi)口船舶來(lái)說(shuō)，其整體振動(dòng)固有頻為整船水平方向振動(dòng)的第1階固有振型，圖4（d）為整船第1階扭轉(zhuǎn)振動(dòng)固有振型。需要指出的是，上文論述的僅為全船整體振動(dòng)固有頻率，實(shí)際在計(jì)算頻段包含大量的船舶結(jié)構(gòu)局部振動(dòng)模態(tài)，這是船體振動(dòng)的特點(diǎn)。

3.2主機(jī)與螺旋槳激勵(lì)船體差異特性研究

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

在50 Hz以內(nèi)的低頻段，主機(jī)激勵(lì)引起的船體振動(dòng)傳遞函數(shù)小于螺旋槳激勵(lì)，此趨勢(shì)在船體各位置均有體現(xiàn)，而100 Hz頻率以上，主機(jī)激勵(lì)引起的船體振動(dòng)傳函幅值較高。

圖5　船體振動(dòng)傳函參考點(diǎn)位置

圖6　船體各參考點(diǎn)振動(dòng)位移傳遞函數(shù)

如圖6（b）—（c）為軸系螺旋槳端和中間軸承上的垂向參考點(diǎn)振動(dòng)響應(yīng)傳函，其中螺旋槳端的振動(dòng)曲線中，軸系橫向振動(dòng)體現(xiàn)的較為明顯，峰值為30 Hz，對(duì)應(yīng)于軸系彎曲振動(dòng)固有頻率，幅值遠(yuǎn)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(diǎn)中由螺旋槳縱向激勵(lì)引起的振動(dòng)響應(yīng)中均有體現(xiàn)，上述結(jié)果表明螺旋槳激勵(lì)力形式和軸系本身振動(dòng)固有特性對(duì)船體振動(dòng)響應(yīng)影響明顯。

圖6（d）為主機(jī)基座參考點(diǎn)，相當(dāng)于原點(diǎn)導(dǎo)納，峰值為船體和隔振基座的振動(dòng)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(dòng)主要體現(xiàn)于整船振動(dòng)，因此盡管各激勵(lì)力均作用于船尾，但船體首部振動(dòng)量級(jí)也較高，該振動(dòng)響應(yīng)規(guī)律具有一致性；由于軸系振動(dòng)特性的參與，螺旋槳激勵(lì)力引起的船體振動(dòng)響應(yīng)曲線中的峰值多于主機(jī)激勵(lì)，該峰值包括了軸系振動(dòng)和船體振動(dòng)固有頻率，因此在船體設(shè)計(jì)過(guò)程中，應(yīng)充分考慮螺旋槳、軸系、主機(jī)、船體的匹配設(shè)計(jì)，避免固有頻率重合而造成的振動(dòng)量級(jí)偏高的現(xiàn)象。

4　結(jié)語(yǔ)

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(jī)、船體耦合振動(dòng)求解模型。分別計(jì)算主機(jī)激勵(lì)與螺旋槳激勵(lì)船體引起的振動(dòng)響應(yīng)傳函。分析主機(jī)激勵(lì)和螺旋槳激勵(lì)引起的船體振動(dòng)響應(yīng)差異，結(jié)論如下：

（1）整船振動(dòng)固有頻率較低，在0～10 Hz的較低頻段內(nèi)即包含了6階次的彎曲振動(dòng)和2階次的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，整個(gè)計(jì)算頻段內(nèi)包含了大量的局部模態(tài)；

（2）在50 Hz內(nèi)的低頻段，螺旋槳激勵(lì)引起的船體振動(dòng)占主導(dǎo)地位，100 Hz頻率以上，主機(jī)激勵(lì)引起的船體振動(dòng)傳遞函數(shù)幅值較大；

（3）對(duì)于螺旋槳激勵(lì)力，軸系作為該激勵(lì)力傳遞到船體的唯一途徑，其固有頻率較強(qiáng)的參與到船體振動(dòng)中，使得軸系固有頻率下的船體振動(dòng)量級(jí)偏高；

（4）船體在各激勵(lì)力作用下的低頻振動(dòng)主要體現(xiàn)為整船振動(dòng)，盡管激勵(lì)力均作用于船體尾部，但首部的振動(dòng)量級(jí)也較高。分析結(jié)果表明，在船舶主機(jī)匹配、船體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)中，應(yīng)該充分考慮主機(jī)激勵(lì)與船體振動(dòng)固有頻率的關(guān)系，盡量避免固有頻率和激振相遇造成的共振現(xiàn)象。同時(shí)，在對(duì)于其他采用單臺(tái)低速機(jī)作為其主要?jiǎng)恿υ吹纳⒇涊嗩愋痛皠?dòng)力裝置系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)中，雖模型尺寸有差別，但由于激勵(lì)源的相似性，所得結(jié)論也同樣適用，可推廣應(yīng)用到類似船型的動(dòng)力系統(tǒng)匹配和低噪聲設(shè)計(jì)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.

［2］翁長(zhǎng)儉.我國(guó)船舶振動(dòng)沖擊與噪聲研究近年進(jìn)展［J］.中國(guó)造船，2001，（3）：68-84.

［3］陳椿芳，陳吉斌.船體振動(dòng)與主機(jī)頂部支撐的作用［J］.造船技術(shù)，1997，（1）：30-34.

［4］張淑茳，李治彬，楊燕.船體振動(dòng)響應(yīng)預(yù)報(bào)研究［J］.船舶工程，2003，（4）：34-37.

［5］顧永寧，鮑瑩斌，陳偉剛.船體振動(dòng)響應(yīng)預(yù)報(bào)［J］.船舶工程，1998，（5）：8-10.

［6］曹貽鵬，張文平.軸系縱振對(duì)雙層圓柱殼體水下聲輻射的影響研究［J］.船舶力學(xué)，2007，（2）：293-299.

［7］馮國(guó)平，諶勇，黃修長(zhǎng)，等.艦艇尾部縱向激勵(lì)傳遞特性分析［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2009，（6）：132-135.

［8］謝基榕，徐利剛，沈順根，等.推進(jìn)器激勵(lì)船舶振動(dòng)輻射聲計(jì)算方法［J］.船舶力學(xué)，2011，（5）：563-569.

［9］朱理，龐福振，康逢輝.螺旋槳激勵(lì)力下的艦船振動(dòng)特性分析［J］.中國(guó)造船，2011，（2）：8-15.

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(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（50909023）

劉義軍（1980－），男，湖北省武漢市人，高級(jí)工程師，主要從事船舶動(dòng)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.