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1、 某大型耙吸挖泥船艉部振动原因分析与优化设计 吴磊，赵夕滨，黄吉，叶昊(中国船舶及海洋工程设计研究院,上海 200011)某大型耙吸挖泥船首制船是国内首艘采取全电力驱动方案的大型耙吸挖泥船，在试航时出现了艉部振动较大的问题。发现该问题后，通过在艉部加设立柱，振动问题有所缓解，且由于振动幅度仍在规范允许的范围之内，因此未对其做进一步的修改。在首制船成功交付后，为了彻底解决首制船出现的艉部振动较大问题，对可能引起艉部振动偏大的潜在因素进行分析，并在后续船设计时针对性地进行优化。通过续造船试航时的实测数据可以发现，船舶艉部振动得到有效控制，证明针对性的优化设计起到了切实有效的作用。1 引起船舶振动的
2、因素船舶振动的成因是相对复杂的，但是大体上的原因有几类，首要的原因就是共振，成因即是船舶结构的固有频率和船舶上的主要激励源的激励频率太过相近。除此之外，螺旋桨处伴流不均匀所带来的过大轴承力也可能导致较大的船体振动1-2。但是即使螺旋桨处的伴流是较均匀的，依然会产生一些定常空泡，且螺旋桨随着桨叶的周期性转动以叶频周期性在船体表面产生脉动的表面力。若其作用在船体表面的脉动压力过大，而船体刚度又较低，则可能产生较大的受迫振动3。除此之外，在船舶大型化的背景之下，波激振动也越来越受到重视4-6。2 首制船艉部振动成因分析2.1 振动情况首制船试航时对全船进行了振动数据的实测，通过实船测试，全船振动最强
3、烈的区域位于舵机舱110区域(见图1)，其垂直振动速度达到5.48 mm/s，虽然并未超过规范所规定的衡准值8 mm/s，但是振感已经比较明显，且是在采取了临时增设立柱的补救措施的情况下实现的。因此在进行续造船设计时，有必要做针对性的优化。2.2 固有频率与激励源激励频率分析当出现振动问题，首先需要核算结构的固有频率及激励源的激励频率，以确认振动的出现是否是因为共振。根据实船测量情况，首制船的振动为局限在船舶艉部主甲板区域的局部振动，全船其余部位并未出现振动较大的情况，因此在进行固有频率分析时，不再计算全船的固有频率，而只计算艉部典型区域的固有频率。对于船体艉部的固有频率采取有限元建模的方式进
4、行计算，船体艉部有限元模型见图2。图2 某大型耙吸挖泥船艉部结构有限元模型有限元计算得到的舵机舱110区域的固有频率为21 Hz。首制船的主要激励源为4台主发电机组柴油机及2具螺距可调的推进器，主发柴油机主要参数及激励频率见表1。表1 某大型耙吸挖泥船主发柴油机参数主推进器主要参数及激励频率见表2。表2 某大型耙吸挖泥船主推进器参数通过上述数据可以看到，舵机舱110区域的固有频率与主发柴油机的激励频率相距较远，与螺旋桨叶频及轴频相距也较远，虽然与螺旋桨2倍叶频相距较近，但是根据船东反馈，舵机舱110区域振动水平随着螺距的加大而加大，也就是说当推进器输出功率增加时，振动水平明显增加。同样的转速，
5、当推进器螺距较低时，振动幅度并不大。因此判断首制船舵机舱110区域振动偏大不是共振所导致。2.3 首制船振动诱因分析由于首制船振动局限在艉部且在不同海况下持续存在，不符合波激振动的特征，因此判断首制船艉部振动偏大不是波激振动导致。而引起船舶振动的另一原因就是激励源的激振力带来的受迫振动，若激振力过大或船体刚度过低，都有可能在不存在共振的情况下，导致船体结构振动幅度过大。船舶上周期性激振力的主要来源是螺旋桨及主柴油机。首制船是采用全电动力系统的耙吸挖泥船，其主柴油机仅用于发电，与主发电机组成发电机组后，通过弹性安装的方式安装在船体上，主柴油机的振动经过隔振器的减振后，传递给船体的振动已经被减弱。
6、同时根据实船测量的数据，主机附近的振动明显低于舵机舱110区域，因此判断首制船舵机舱110区域振动偏大不是主柴油机的周期性激振力导致。考虑到首制船的振动局限在船体艉部，且振动最大的区域正好是位于推进器正上方的舵机舱110区域，因此振动是由螺旋桨产生的周期性激振所导致的可能性最大。如前所述，不均匀的流场会导致过大的激振力，进而导致船体艉部振动偏大的情况已在多型船舶中出现，但是首制船在设计之初即通过船模进行了伴流实验，测量得到的船模伴流分布见图3。图3 某大型耙吸挖泥船桨盘处轴向伴流分布由图3可见，虽然在桨盘上方存在局部高伴流区，但是整体的伴流分布还是比较均匀的，并不会导致很大的周期性激振力。首制
7、船振动的主要特征即是区域性的局部振动，且振动区域位于螺旋桨的正上方，且不存在共振及不均匀螺旋桨伴流。作为船舶振动问题重要诱因，需进一步分析螺旋桨运转所导致的周期性表面力的大小以及艉部结构刚度的强弱。2.4 首制船螺旋桨表面力计算与分析脉动压力的理论预报公式有很多，本文根据2021版中国船级社船上振动控制指南给出的两种计算方法对螺旋桨导致的脉动压力进行理论预报，第一种方法计算的是螺旋桨总脉动压力，其计算方法如下7。(1)(2)(3)式中：p为螺旋桨在均匀流场中的总脉动压力；p0为均匀流场中无空泡螺旋桨的脉动压力；pc为均匀流场中定常螺旋桨空泡引起的脉动压力；n为螺旋桨转速，r/min；D为螺旋桨
8、直径，m；Zp为螺旋桨叶片数目；R为螺旋桨半径，m；ds为当叶片在顶部位置时，从0.9R处到浸入水中计算表面的距离；Vs为船速，m/s；ha为螺旋桨轴浸深，m；Wamax为最大伴流峰值；We为实效伴流。K0及Kc为量纲一的量数，若ds/R2时，K0根据以下原则取值，否则K0取2.8。(4)若ds/R1时，Kc=1，否则根据以下原则取值。(5)实效伴流We通过下式计算。We=0.7(W1+W2+W3)(6)式中：W1、W2、W3可根据方形系数及螺旋桨直径，通过查阅表格取得。首制船螺旋桨转速为150 r/min，直径为3 800 mm，桨叶数为4，根据实船情况，在全功率自由航行时振动幅度最大，因此
9、以7.4 m自由航行吃水进行计算，此时螺旋桨轴浸深4.95 m，航速为14.5 kn。同时根据艉部型线，ds为3.035 m，因此K0取3.4，Kc取1。Wamax根据船舶实验结果，取0.9。根据方形系数0.876，水线处船长99.6 m，水线处船宽24.8 m，螺旋桨直径3.8 m，通过查阅表格，W1、W2、W3分别取0.6、0、0。将上述参数代入上述公式，可以计算得出螺旋桨的在均匀流场中传递给船体的总脉动压力p为1 167.8 N/m2。规范推荐的第二种方法计算的是螺旋桨最大脉动压力，其计算方法如下。(7)式中：Np为螺旋桨的轴功率,kW；n为螺旋桨转速，r/min；D为螺旋桨直径，m；p
10、max为估算得出的螺旋桨作用在船底的最大脉动压力。K1为根据螺旋桨叶数目及叶梢间隙比计算得出的系数，其计算公式如下。(8)式中：c为叶梢间隙，m；Zp为螺旋桨叶数目；D为螺旋桨的直径，m；ai作为系数值根据表格确定。K2为考虑螺旋桨轴与船体外板夹角的影响系数，通过查阅图表可知。首制船螺旋桨转速为150 r/min，直径为3 800 mm，螺旋桨功率4 500 kW，叶梢间隙为700 mm，桨叶数为4，a1取26.61，a2取-3.78，a3取2.07。K2取值需要查阅图表，但是图表给出的船体外板夹角最大值仅有10，首制船艉部线性扁平肥大，考虑到船体外板夹角角度越大，K2取值取值越大，因此首制船
11、计算时K2取图表上的最大值1.75。将上述参数代入上述公式，估算得出的螺旋桨作用在船体上的最大脉动压力pmax为13 170.38 N/m2。两种计算方法的计算结果偏差很大，分析认为理论预报公式都是通过实测数据回归归纳出的经验公式，一般只适用于某一类型船舶的脉动压力估算8。且第二种计算方法估算的是螺旋桨作用在船底的最大脉动压力。但是既然第二种计算方法得出的计算结果远大于中国船级社的船上振动控制指南推荐的衡准值8 000 N/m2，说明首制船还是存在螺旋桨脉动压力过大的风险。2.5 首制船艉部结构刚度情况分析受迫振动的影响因素除了激振力的大小之外，船体结构的刚度也是很重要的影响因素，刚度较低则激
12、励响应较大，也就是受迫振动的振幅会较大。而目前的船舶结构设计更加关注于船体结构强度，对船体刚度的关注不足，加之现在高强度钢的大范围使用，船体的刚度常常偏弱。首制船在设计时，为了扩大机舱二平台设备舱室的空间，将艉部最重要的两道纵壁在二平台做了弯折处理。该纵壁是从艏部一直延伸到艉部的重要结构纵壁，艉部的弯折处理严重破坏了纵壁的连续性，削弱了艉部结构的整体刚度。刚度的降低将直接导致结构受迫振动的幅度变大，而后续增设立柱的方案相当于提高了艉部结构的刚度，且在加设立柱后，船体振动的情况有所缓解，因此艉部结构刚度偏低也可能是导致首制船艉部振动偏大的原因之一。3 首制船艉部振动的治理为了降低艉部的局部振动，
13、需要从降低螺旋桨脉动压力，提升结构刚度两个方面来治理。首先要保证艉部结构在修改后的固有频率与激励源的频率依然有足够的频率储备，避免共振。其次要降低作为激励来源的螺旋桨表面力，同时还需要提升艉部结构的刚度，整体降低艉部振动的幅度。为了增加船体艉部结构刚度，对续造船做多项更改。首先更改舱室布置，保证了二平台纵壁的连续性。然后将数道强横梁延伸到了开口及艉封板。同时在0#肋位增加一道左右贯穿的横向纵壁。由于船体左右舷修改内容相同，因此仅示意船体左舷所做的修改，具体修改见图4。图4 某大型耙吸挖泥船续造船主甲板艉部结构根据修改后的结构图纸，通过有限元模型计算可知，修改后的舵机舱110区域的固有频率为59
14、 Hz。由于进行螺旋桨脉动力估算时，理论公式预报的最大脉动压力13 170.38 N/m2，远超规范推荐的衡准值8 000 N/m2。为了保证续造船的振动问题能得到明显改善，在增加船体刚度的同时，还需尽量降低螺旋桨的脉动压力。考虑到改造的可行性与经济性，续造船并未进行大幅度的线型修改，在首制船推进性能达标的情况下，也未对推进器功率进行修改。此时能够进行改动以降低螺旋桨脉动压力的措施已经不多，最适合的修改方案即是增加桨叶数来降低螺旋桨的脉动压力。但是5叶调距桨设计，制造以及后期维护成本都较高，工程上实用性不大。因此若是推进器依然采用调距桨，并不具备改进的可行性。考虑到首制船采用的是电力推进系统，
15、续造船沿用了电力推进系统的配置。分析发现，若推进器采用定距桨，虽然会降低一些船舶的操纵性能，但是由于电机本身优越的操纵性，推进器整体也可满足船东的使用需求，还可降低未来使用过程中的维护费用以及初始投资的费用，因此续造船将推进器改为了定距桨。而5叶定距桨与4叶定距桨的生产成本，维护成本差距不大，因此续造船采用5叶定距桨的推进器形式。桨叶改为5叶后，根据中国船级社的船上振动控制指南推荐的第二种估算方法得出的最大脉动压力由13 170.38 N/m2降为8 747 N/m2，基本达到普通货船的推荐衡准值。根据推进器厂家设计，若螺旋桨改为5叶，其额定转速需提升至155 r/min，其叶频将提升至12.
16、9 Hz，轴频将提升至2.58 Hz。与修改后的舵机舱110的固有频率相距依然较远，因此频率储备依然充足。在采取了以上修改措施后，续造船在试航时再度进行了全船的振动实测，舵机舱110区域的垂直振动速度由5.48 mm/s下降为3.05 mm/s。试航时振感明显减弱，得到船东的认可。4 结论1)船舶振动最重要的原因是共振及受迫振动，船舶设计时首先要避免共振，其次也要避免激励源过大的激振力导致的受迫振动。2)螺旋桨作为最大的激振力来源，尤其要关注其激振力的情况。可在设计初期通过模型试验来预报螺旋桨的伴流分布，避免不均匀的伴流带来的振动问题。同时通过理论公式对螺旋桨的脉动压力进行预报，由于理论公式的局限性，可使用多种公式进行预
