主機(jī)-船體耦合振動(dòng)預(yù)測(cè)與特性研究

李香梅，曹貽鵬，閆力奇,

(1.公安海警學(xué)院 機(jī)電管理系，浙江 寧波 315801；2.哈爾濱工程大學(xué) 動(dòng)力裝置工程技術(shù)研究所，黑龍江 哈爾濱 150001)

0 引 言

如今，船體振動(dòng)問(wèn)題越來(lái)越受到國(guó)內(nèi)外船舶研究機(jī)構(gòu)和學(xué)者的關(guān)注。引起船體振動(dòng)的一個(gè)主要振源是船舶主機(jī)，其振動(dòng)量級(jí)的大小直接決定了整船的振動(dòng)與噪聲量級(jí)。因此，必須要重點(diǎn)考慮主機(jī)振動(dòng)及由主機(jī)引起的船體振動(dòng)問(wèn)題。近年來(lái)，針對(duì)主機(jī)振動(dòng)問(wèn)題，國(guó)內(nèi)外學(xué)者在主機(jī)激振力的計(jì)算、標(biāo)準(zhǔn)、對(duì)策方面做了大量的工作。李民等[1]通過(guò)仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)合的方法,就內(nèi)燃機(jī)低噪聲結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法、結(jié)構(gòu)輻射噪聲虛擬預(yù)測(cè)方法、組合體振動(dòng)和聲轄射特性、機(jī)械激勵(lì)力的仿真等多方面展開(kāi)了研究。謝志強(qiáng)等[2]分析了在爆發(fā)壓力、主軸承力和活塞敲擊力等主要激勵(lì)源作用下4120SG型柴油機(jī)的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)特性，并利用實(shí)驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了仿真結(jié)果的正確。高文志等[3]通過(guò)對(duì)ZH1110型柴油機(jī)的試驗(yàn)?zāi)B(tài)與分析獲取了能反映機(jī)體結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性的固有頻率、振型及阻尼等，并且指出了機(jī)體上的薄弱位置，為機(jī)體的動(dòng)力學(xué)特性改進(jìn)提供可靠的依據(jù)。丹麥船舶研究機(jī)構(gòu)采取振動(dòng)烈度對(duì)柴油機(jī)進(jìn)行振動(dòng)評(píng)價(jià)，對(duì)于低頻區(qū)，限制振動(dòng)的位移值，旨在限制正應(yīng)力；對(duì)于中頻區(qū)，限制速度值，以達(dá)到整個(gè)區(qū)域內(nèi)動(dòng)能保持不變，從而使位移值有所減小；對(duì)于高頻區(qū)限制加速度值，進(jìn)一步減小位移值，達(dá)到控制主機(jī)引起的船體振動(dòng)和噪聲的目的[4]。BrandL等[5]對(duì)低噪聲發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行了長(zhǎng)期深入的研究，總結(jié)出了低振動(dòng)和低噪聲發(fā)動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)原則和方法。在主機(jī)激勵(lì)船體振動(dòng)方面，為消減主機(jī)激勵(lì)引起的船舶結(jié)構(gòu)振動(dòng)，多在主機(jī)安裝時(shí)施加隔振措施。金咸定等[6]針對(duì)某高速艦艇主機(jī)改裝進(jìn)行了尾部振動(dòng)響應(yīng)的預(yù)報(bào)，探討了建模、模型的校正以及激振力的選取問(wèn)題，并與實(shí)測(cè)結(jié)果進(jìn)行了比較。結(jié)果表明，采用的合適實(shí)船數(shù)據(jù)可盡量減少船舶有害振動(dòng)的發(fā)生。劉磊等[7]對(duì)某型首次設(shè)計(jì)建造的散貨船進(jìn)行了船型固有頻率計(jì)算和船體總振計(jì)算，結(jié)果表明該船體整體的振動(dòng)響應(yīng)超出相應(yīng)的振動(dòng)標(biāo)準(zhǔn)，并根據(jù)求得的振型節(jié)點(diǎn)確定了平衡補(bǔ)償器的安裝位置。

綜上，目前國(guó)內(nèi)外對(duì)柴油機(jī)振動(dòng)噪聲方面的研究多建立在小型高速機(jī)的基礎(chǔ)上，對(duì)大型船用低速二沖程柴油機(jī)的振動(dòng)特性分析研究甚少，對(duì)主機(jī)激勵(lì)引起的船體振動(dòng)問(wèn)題研究同樣很少。因此，本文建立帶有主機(jī)的某30 000 DWT散貨輪船體有限元分析模型，利用有限元時(shí)域分析方法，分析主機(jī)在缸內(nèi)爆發(fā)壓力、主軸承力等激勵(lì)下引起的整機(jī)振動(dòng)特性，接著利用主機(jī)基座傳遞力分析主機(jī)激勵(lì)引起的船體振動(dòng)的特性，在船舶柴油機(jī)低噪聲設(shè)計(jì)方面具有特別重要的意義，并且為船、機(jī)、槳低噪聲匹配設(shè)計(jì)提供理論支撐。

1 整機(jī)動(dòng)力學(xué)特性分析

1.1 整機(jī)固有特性分析

本文分析的模型所對(duì)應(yīng)的柴油機(jī)型號(hào)為6S35-MC[8]，對(duì)已有機(jī)體實(shí)體模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，忽略螺釘孔、油孔、倒圓角、凸臺(tái)等細(xì)小結(jié)構(gòu)，并對(duì)氣缸體內(nèi)部的氣道、流道等內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化，得到整機(jī)網(wǎng)格模型。該柴油機(jī)橫向1 892 mm, 縱向5 049 mm, 垂向5 783 mm。模型包括單元131 193個(gè)、節(jié)點(diǎn)237 673個(gè)?？紤]實(shí)際工作過(guò)程中柴油機(jī)的安裝條件，整機(jī)主要由機(jī)座下的30個(gè)地腳螺栓固定，因而在地腳螺栓所在位置施加約束，使其與實(shí)際中機(jī)座被螺栓固定在地面上的情況相一致，模擬其正常的安裝位置，如圖2所示。

圖1 整機(jī)動(dòng)力學(xué)分析模型的建立Fig.1 The finite element model of engine

對(duì)整機(jī)進(jìn)行固有頻率計(jì)算，得到在約束狀態(tài)下的振動(dòng)固有頻率，如表1所示。

表1 約束狀態(tài)下柴油機(jī)整機(jī)固有特性Tab.1 The main natural frequencies of fixed engine

提取2階典型固有頻率對(duì)應(yīng)的振動(dòng)型態(tài)如圖3所示。

圖2 各固有頻率對(duì)應(yīng)的整機(jī)振動(dòng)形態(tài)Fig.2 The modal shapes of fixed engine

圖2表明，由低速機(jī)結(jié)構(gòu)形式所決定，掃氣管、排氣管和增壓器的質(zhì)量主要集中到整機(jī)的上方，因此整機(jī)上部產(chǎn)生了較多的彎扭模態(tài)；由于柴油機(jī)主體結(jié)構(gòu)尺度決定，整機(jī)的彎曲、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)固有頻率較低；固有頻率密集，局部模態(tài)較多，較低頻率下在柴油機(jī)機(jī)座底部、十字頭滑軌及氣缸架等位置就出現(xiàn)了局部振動(dòng)，部分結(jié)構(gòu)如機(jī)座底板、機(jī)架側(cè)板、增壓器支架等相對(duì)薄弱。

2.2 整機(jī)主要激勵(lì)力特性獲取

大型低速柴油機(jī)與中高速柴油機(jī)在結(jié)構(gòu)上存在差異，氣缸壓力是它的主要振動(dòng)激勵(lì)源。本文圍繞氣缸壓力本身及其相關(guān)激勵(lì)，主要考慮了時(shí)間歷程內(nèi)的氣缸爆發(fā)壓力、主軸承力和十字頭敲擊力作為主要的激勵(lì)源，其他激勵(lì)源諸如噴油泵激勵(lì)、排氣閥激勵(lì)等由于其引起的整機(jī)振動(dòng)振幅較上述主要激勵(lì)相對(duì)較小，本文暫不考慮，但隨著研究的深入，會(huì)逐漸完善。

2.2.1 氣缸爆發(fā)壓力

氣體壓力作用在氣缸蓋、氣缸套及活塞組成的燃燒室的內(nèi)表面上。本文采用實(shí)際測(cè)量6S35ME-B型低速柴油機(jī)在推進(jìn)負(fù)荷100%工況下平穩(wěn)運(yùn)行時(shí)柴油機(jī)單個(gè)氣缸內(nèi)的燃燒壓力數(shù)據(jù), 作為分析過(guò)程中的激勵(lì)源的輸入，氣缸壓力曲線的時(shí)域、頻域值如圖3所示。

圖3 額定負(fù)荷低速柴油機(jī)氣缸壓力曲線Fig.3 The cylinder pressure of engine in standard running conditions

圖3分別為低速柴油機(jī)在額定工況下時(shí)域和頻域內(nèi)的氣缸壓力曲線，在額定功率下，最大壓力達(dá)到188 bar；由圖可知，氣缸爆發(fā)壓力的頻譜主要集中在低頻段，約100 Hz以下，曲線中包括與轉(zhuǎn)速相關(guān)的軸頻、缸數(shù)等線譜。

2.2.2 主軸承力

氣缸壓力除了作用在缸套、缸蓋上，還通過(guò)曲柄連桿機(jī)構(gòu)將其傳遞到主軸承，由于柴油機(jī)氣缸壓力的周期性，通過(guò)曲柄連桿機(jī)構(gòu)作用在主軸承上的軸承力是柴油機(jī)最為重要的激勵(lì)源之一，將引起基座較強(qiáng)的振動(dòng)。

本節(jié)將采用經(jīng)典的質(zhì)點(diǎn)力系法，對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的各組件進(jìn)行受力分析，從而得到曲柄連桿機(jī)構(gòu)的受力情況。利用牛頓第二定律求出旋轉(zhuǎn)慣性力為

圖4 低速機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)示意圖Fig.4 The crank and connecting rod mechanism model of low speed engine

當(dāng)柴油機(jī)穩(wěn)定工作時(shí)，曲軸轉(zhuǎn)速是恒定的，則式(1)的大小就是恒定的；由離心力的特點(diǎn)可知，旋轉(zhuǎn)慣性力的方向始終是指向曲軸中心的。將Kr沿作用線移至曲軸中心（離心力通過(guò)曲柄最終作用于主軸頸），將該力分解得到水平與豎直2個(gè)方向的分力：

其中：Kry的方向與1階往復(fù)慣性力的方向一致，由于沒(méi)有與其相抵消的作用力，因而在氣缸軸線方向會(huì)引起柴油機(jī)的振動(dòng)；而水平方向的分量則使柴油機(jī)橫向產(chǎn)生激勵(lì)力源之一。計(jì)算得到主軸承負(fù)荷如圖5所示。

2.2.3 十字頭敲擊力

敲擊力與側(cè)推力在本質(zhì)上是不同的，可以通過(guò)活塞2階運(yùn)動(dòng)方程求解獲取敲擊力，本文基于多體動(dòng)力學(xué)方法計(jì)算活塞敲擊力和十字頭敲擊力，以曲軸為基準(zhǔn)，將連桿、十字頭銷(xiāo)、十字頭滑塊、活塞桿、活塞、氣缸和十字頭導(dǎo)軌的順序進(jìn)行裝配，如圖6所示。

借助于多體動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS結(jié)合模型軟件UG，對(duì)帶有十字頭結(jié)構(gòu)的柴油機(jī)的活塞敲擊力進(jìn)行分析，計(jì)算出在不同參數(shù)下活塞敲擊力的變化情況。在柴油機(jī)工作過(guò)程中，連桿做復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng)，并對(duì)機(jī)架產(chǎn)生側(cè)向推力作用。作用在十字頭軸承的垂向作用力是十字頭組件重力與往復(fù)慣性力的合力，其表達(dá)式為：

由此可計(jì)算得出十字頭組件的側(cè)推力 ：

圖5 主軸承激勵(lì)力Fig.5 The exciting force of main bearings

圖6 敲擊力計(jì)算模型示意圖Fig.6 The piston slap force calculation model

由于十字頭的作用，使得活塞受力相對(duì)較小，十字頭受力遠(yuǎn)大于活塞受力。圖7為柴油機(jī)一個(gè)穩(wěn)定的工作過(guò)程條件下的十字頭敲擊力與活塞敲擊力的比較，從圖中可以看出，十字頭敲擊力確實(shí)較大，對(duì)于低速機(jī)，活塞敲擊力可以忽略。

2.3 整機(jī)振動(dòng)特性研究

圖7 活塞敲擊力與十字頭敲擊力比較Fig.7 The force compare of crosshead and piston

本文由T=0時(shí)刻開(kāi)始結(jié)構(gòu)振動(dòng)求解，基于時(shí)域有限元方法進(jìn)行激勵(lì)力施加，分析結(jié)果表明，機(jī)體結(jié)構(gòu)振動(dòng)在第1周期60°曲柄轉(zhuǎn)角后振動(dòng)趨于穩(wěn)定，本文計(jì)算柴油機(jī)2個(gè)周期的工作過(guò)程，提取穩(wěn)定的第2個(gè)周期振動(dòng)響應(yīng)曲線進(jìn)行分析。這里分別選取4個(gè)參考點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng)結(jié)果來(lái)分析，參考點(diǎn)位置可見(jiàn)圖8，分別位于第2個(gè)氣缸套、氣缸架、機(jī)架、機(jī)座上，基本為一條垂線。

圖8 柴油機(jī)機(jī)體參考點(diǎn)位置示意圖Fig.8 The location of reference points on the diesel engine

對(duì)應(yīng)于圖8，柴油機(jī)機(jī)體主體結(jié)構(gòu)振動(dòng)加速度響應(yīng)如圖9所示。

由圖9可見(jiàn)，由于整機(jī)主要受到氣缸壓力、十字頭敲擊力的作用，各曲線中均有明顯的14 Hz，28 Hz，42 Hz線譜，由公式f=n*z/60, （n為轉(zhuǎn)速，n=142；z為氣缸數(shù)，z=6）可知，這是由氣缸壓力引起的。對(duì)于機(jī)體結(jié)構(gòu)可明顯看出，隨著參考點(diǎn)下移，結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)變的復(fù)雜，振動(dòng)加速度幅值變小，除了氣缸壓力線譜外，較多的結(jié)構(gòu)振動(dòng)固有特性參與到曲線中。氣缸壓力線譜仍較明顯，由于機(jī)座的剛度較弱，機(jī)座位置的振動(dòng)響應(yīng)最復(fù)雜。在350 Hz以內(nèi)，響應(yīng)曲線中包含了較多共振峰，這是基座的振動(dòng)固有頻率和激勵(lì)力頻率共同作用引起的。

3 主機(jī)激勵(lì)船體振動(dòng)特性研究

圖9 柴油機(jī)機(jī)體參考點(diǎn)加速度響應(yīng)Fig.9 The acceleration response of reference points on the diesel engine

在已建立的低速柴油機(jī)分析模型基礎(chǔ)上，依照低速機(jī)參數(shù)，建立相應(yīng)的主機(jī)-船體模型，計(jì)算主機(jī)激勵(lì)力引起的船體振動(dòng)傳函，獲取氣缸壓力、十字頭敲擊引起的低速機(jī)振動(dòng)激勵(lì)力，研究低速機(jī)振動(dòng)激勵(lì)經(jīng)由機(jī)腳、隔振器、基座傳遞到船體，引起的船體振動(dòng)特性。

3.1 船體模型描述及振動(dòng)固有特性研究

本文以某30 000 DWT散貨輪作為計(jì)算對(duì)象，其結(jié)構(gòu)主要分為5個(gè)貨艙、動(dòng)力艙和上層建筑等，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10所示，該模型包括單元261 603個(gè)、節(jié)點(diǎn)333 630個(gè)。

依照該船體實(shí)際尾部結(jié)構(gòu)形式和低速機(jī)的布置位置，如圖11所示。

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)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。在進(jìn)行全船的模態(tài)分析時(shí)，僅提取部分特征頻率下的典型全船整體振動(dòng)，振動(dòng)固有頻率如表2所示，對(duì)應(yīng)振型如圖12所示。

圖10 船體有限元模型Fig.10 Element model of the hull

圖11 帶有主機(jī)的船體模型Fig.11 Element model of the hull with diesel engine

表2 船體固有頻率Tab.2 Natural frequency of the hull

圖12 典型頻率下船體結(jié)構(gòu)整體模態(tài)Fig.12 The global mode in typical frequency of the

本文選用的計(jì)算模型軸向尺寸較大，其全船整體振動(dòng)特性類(lèi)似于梁結(jié)構(gòu)。其整體振動(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)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（見(jiàn)圖12）。

3.2 主機(jī)激勵(lì)引起的船體振動(dòng)特性研究

在主機(jī)-船體分析模型的基礎(chǔ)上，施加氣缸壓力、主軸承力及十字頭敲擊力，基于時(shí)域方法研究位于主機(jī)各機(jī)腳安裝螺栓位置的傳遞力，計(jì)算主機(jī)激勵(lì)引起的船體振動(dòng)。本文提取了主機(jī)機(jī)腳的四個(gè)位置的傳遞力，參考點(diǎn)的位置選取如圖13所示。

圖13 主機(jī)基座參考點(diǎn)位置選取示意圖Fig.13 The location of reference points on diesel engine bedplate

圖14 主機(jī)基座傳遞力頻譜Fig.14 Frequency spectrum of transmitting force on diesel engine bedplate

如圖14所示，主機(jī)基座傳遞力的幅值與對(duì)應(yīng)頻率不同，最大值主要出現(xiàn)在14 Hz，29 Hz，44 Hz等頻率處，14 Hz頻率為主機(jī)氣缸壓力的基頻，29 Hz，44 Hz與柴油機(jī)機(jī)架、基座結(jié)構(gòu)振動(dòng)有關(guān)。圖14說(shuō)明，主機(jī)經(jīng)機(jī)腳不同位置參考點(diǎn)傳遞到船體的傳遞力是有差別的，它與主機(jī)固有頻率、激勵(lì)力頻率、船體固有頻率均相關(guān)，上述激勵(lì)力將對(duì)船體產(chǎn)生力與力矩的聯(lián)合作用，并激勵(lì)船體產(chǎn)生較復(fù)雜的振動(dòng)。

選取如圖15所示的參考點(diǎn)，分析主機(jī)激勵(lì)力引起的船體振動(dòng)響應(yīng)，其中1點(diǎn)位于上層建筑；2點(diǎn)位于主機(jī)基座；3位于船體尾部；4點(diǎn)位于船體中部龍骨；5位于船首部。

選取部分參考點(diǎn)的船體振動(dòng)響應(yīng)如圖16所示。

圖15 船體振動(dòng)傳函參考點(diǎn)位置Fig.15 The location of reference points of transfer function for hull vibration

由圖16可見(jiàn)，柴油機(jī)激勵(lì)作用下的船體振動(dòng)特性較復(fù)雜，總體來(lái)說(shuō)，由于柴油機(jī)激勵(lì)傳遞到船體的成分主要為垂向力，因此多數(shù)頻段內(nèi)的船體垂向振動(dòng)幅值較高，此現(xiàn)象在參考點(diǎn)2，即主機(jī)基座位置最為明顯。提取的船體各位置振動(dòng)響應(yīng)曲線中，具有明顯的9 Hz，14 Hz頻率峰值出現(xiàn)，是計(jì)算頻段內(nèi)的較高的峰值，其中9 Hz是與船體的2階彎曲固有頻率相近，表明此峰值是由船體本身振動(dòng)引起的，而14 Hz則是柴油機(jī)氣缸壓力的基頻。對(duì)于低速柴油機(jī)，氣缸壓力引起的機(jī)體振動(dòng)占主要成分，因此船體將在此頻率下產(chǎn)生較強(qiáng)的振動(dòng)響應(yīng)。

圖16 船體振動(dòng)傳函參考點(diǎn)響應(yīng)Fig.16 The response of transfer function for hull vibration

船舶軸系參考點(diǎn)垂向和軸向振動(dòng)響應(yīng)較高，這是由軸系、主機(jī)安裝方式?jīng)Q定的，主機(jī)激勵(lì)將通過(guò)曲軸作用于軸系，引起軸系的彎曲、縱向振動(dòng)。與艉部相比，船體首部的振動(dòng)響應(yīng)量級(jí)稍小但仍需考慮，對(duì)船體結(jié)構(gòu)振動(dòng)尤其是低頻振動(dòng)而言，盡管柴油機(jī)激勵(lì)力主要作用于船艉，但由于船體彎曲振動(dòng)模態(tài)，在船首與上層建筑的參考點(diǎn)上仍會(huì)產(chǎn)生較強(qiáng)的振動(dòng)。

4 結(jié) 語(yǔ)

本文，首先利用柴油機(jī)三維實(shí)體模型建立有限元分析模型，計(jì)算整機(jī)在約束情況下的固有頻率和振型，得到整機(jī)結(jié)構(gòu)的固有特性。在此基礎(chǔ)上，計(jì)算了氣缸壓力、主軸承力和十字頭敲擊力作用下的激勵(lì)力，研究了主機(jī)激勵(lì)下的船體振動(dòng)特性。主要結(jié)論如下：

1）低速柴油機(jī)振動(dòng)較為復(fù)雜，峰值較多，主要與激勵(lì)力頻譜和整機(jī)振動(dòng)固有特性有關(guān)。氣缸爆發(fā)壓力是柴油機(jī)整機(jī)振動(dòng)的主要激勵(lì)源，柴油機(jī)整機(jī)各個(gè)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)響應(yīng)曲線的分析結(jié)果表明，氣缸壓力頻譜對(duì)應(yīng)的14 Hz基頻及其倍頻線譜較明顯的出現(xiàn)在各參考點(diǎn)中，其振動(dòng)最大位置出現(xiàn)在缸套上。

2）自上而下，缸套、氣缸體主要受到氣缸壓力的作用，且上述兩結(jié)構(gòu)的振動(dòng)模態(tài)相對(duì)較少，因此振動(dòng)響應(yīng)曲線中的峰值較單一；機(jī)架主要受到十字頭敲擊和氣缸壓力的傳遞力作用，且由于其尺度較大，十字頭滑軌、結(jié)構(gòu)側(cè)面的模態(tài)密集，振動(dòng)響應(yīng)峰值較多；基座主要受到主軸承力的作用，頻譜與氣缸壓力有關(guān)，且其結(jié)構(gòu)剛度較弱，存在尺度較大的面，局部模態(tài)密集，振動(dòng)響應(yīng)峰值最多，且分布較廣。

3）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)固有頻率和兩階次的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)固有頻率，整個(gè)計(jì)算頻段內(nèi)包含了大量局部模態(tài)。主機(jī)激勵(lì)船體振動(dòng)曲線中，均具有明顯的14 Hz頻率峰值，是柴油機(jī)氣缸壓力的基頻。與尾部相比，船體首部的振動(dòng)響應(yīng)量級(jí)稍小但仍需考慮，低頻振動(dòng)下，主機(jī)激勵(lì)力會(huì)在船體彎曲振動(dòng)頻率下，將振動(dòng)傳遞到船首。在主機(jī)選用過(guò)程中，應(yīng)綜合考慮主機(jī)振動(dòng)特性、船體振動(dòng)特性、主機(jī)安裝位置的因素，獲取較好的控制效果；同時(shí)，對(duì)船用主機(jī)進(jìn)行低噪聲設(shè)計(jì)以控制船體振動(dòng)是可行且更具優(yōu)勢(shì)的，建議后續(xù)工作開(kāi)展主機(jī)振動(dòng)控制驗(yàn)證研究。在船舶主機(jī)匹配、船體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過(guò)程中，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。

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