一艘運(yùn)營散貨船主機(jī)減振分析評估

，，

(滬東中華造船(集團(tuán))有限公司，上海 200129)

振動是船舶的重要性能指標(biāo)之一，在船舶設(shè)計、制造和運(yùn)營中都需給予極大的關(guān)注。在設(shè)計階段對振動進(jìn)行預(yù)報評估[1]，在交船試驗(yàn)時進(jìn)行實(shí)船振動考核[2]，在交船后的1年保修期內(nèi)，建造方將根據(jù)船東需要對與振動相關(guān)的問題作后續(xù)改進(jìn)。對于營運(yùn)船舶，與振動有關(guān)的改進(jìn)可能會受到各種條件的限制，因此，須事先制定切實(shí)可行的改進(jìn)措施，并進(jìn)行必要的量化評估，以確保能達(dá)到預(yù)期的整改效果。船舶振動治理研究是近年較受業(yè)內(nèi)關(guān)注的熱點(diǎn)，已有學(xué)者基于測試和動力特性分析，通過結(jié)構(gòu)的加強(qiáng)來避開共振，解決了一艘油船發(fā)電機(jī)平臺的振動問題[3]。參考此案例對一艘營運(yùn)近1年的散貨船的問題進(jìn)行分析，提出減振治理方案。

1 實(shí)船振動調(diào)研和分析

某營運(yùn)近1年的87 000 t散貨船，據(jù)船東反映，主機(jī)振動問題較嚴(yán)重。

1.1 實(shí)船主機(jī)振動情況

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

海上營運(yùn)振動測試數(shù)據(jù)表明，在主機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，機(jī)架橫向振動在轉(zhuǎn)速88～92 r/min區(qū)間中出現(xiàn)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(jī)的減振作用，將2根液壓支撐松開后再進(jìn)行振動測試。此時主機(jī)最大橫向振動對應(yīng)的轉(zhuǎn)速降至74～75 r/min ，最大振動速度升至約58 mm/s。典型測點(diǎn)的主機(jī)橫向振動見圖1。

表1 主機(jī)激勵頻率

圖1 主機(jī)橫向振動曲線

瓦西蘭企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)[4]中橫向振動速度均方根的限值為28 mm/s。DNV指導(dǎo)性文件中主機(jī)橫向振動的時域速度峰值的限值為30 mm/s。該主機(jī)在液壓支撐工作狀態(tài)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(jī)進(jìn)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(jié)構(gòu)的固有頻率與激勵頻率太近而發(fā)生共振所致，為了查明此船的主機(jī)振動原因，需了解主機(jī)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(jī)及相關(guān)結(jié)構(gòu)的梁元模型，見圖2。分析計算結(jié)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(tài)下的主機(jī)模型有明顯的橫傾振型，而液壓支撐工作時主機(jī)橫傾振型幅度較小，液壓拉撐端部的船體結(jié)構(gòu)梁元也產(chǎn)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(jī)的振動，但仍超過了相關(guān)規(guī)范要求，為了保證主機(jī)的良好長久運(yùn)轉(zhuǎn)，需進(jìn)一步進(jìn)行減振。

對比表1和表2可見，液壓支撐松開時，主機(jī)的橫向振動固有頻率為7.41 Hz，主機(jī)在轉(zhuǎn)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(jī)的橫向振動固有頻率為8.98 Hz，而主機(jī)在轉(zhuǎn)速約90 r/min(NCR)時的激勵頻率為9.00 Hz，幾乎一致。當(dāng)主機(jī)的橫向振動固有頻率與主機(jī)缸頻激勵頻率一致時將產(chǎn)生共振，振動速度最大。實(shí)船振動測試中當(dāng)液壓支撐工作時，振動速度在主機(jī)轉(zhuǎn)速88～92 r/min時最大，液壓支撐松開時，振動速度在主機(jī)轉(zhuǎn)速74～75 r/min時最大，完全驗(yàn)證了理論計算。因此可以判斷，主機(jī)出現(xiàn)過大振動，是由主機(jī)缸頻力共振引起的。

2 減振措施

本船主機(jī)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(tǒng)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(jī)橫向剛度

提高主機(jī)橫向剛度可提高主機(jī)橫向振動固有頻率，例如增設(shè)主機(jī)橫向支撐，機(jī)艙甲板反頂縱桁加強(qiáng)等措施。有限元計算獲得4種加強(qiáng)方案，主機(jī)橫向振動固有頻率見表3。

表3 主機(jī)在不同加強(qiáng)方案下的固有頻率(基頻)

由表3可見，縱桁加強(qiáng)(方案1)，主機(jī)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(dāng)增加1根橫向支撐與縱桁加強(qiáng)(方案4)，此時固有頻率為9.60 Hz。本船為6缸主機(jī)，共振主要是由主機(jī)的6階激勵頻率引起，4種加強(qiáng)方案相應(yīng)的主機(jī)橫向共振轉(zhuǎn)速分別為92.6、94.4、98.5和96.0 r/min，這些轉(zhuǎn)速均在主機(jī)工作范圍內(nèi)，船舶航行時均有可能用到(主機(jī)有110%功率工況)，可能產(chǎn)生共振。因此僅通過增加結(jié)構(gòu)加強(qiáng)來提高主機(jī)橫向剛度的方法不能達(dá)到主機(jī)減振目的。

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

圖4 加強(qiáng)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(jié)果看到，2根液壓支撐松開不工作時，主機(jī)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(tài)時，主機(jī)橫向振動固有頻率為8.98 Hz，共振振動速度為34 mm/s。可見，液壓支撐工作時，除了能增加主機(jī)橫向剛度，提高主機(jī)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(jī)振動過大問題，考慮通過增設(shè)液壓支撐增加阻尼的方法予以解決。根據(jù)目前該船的機(jī)艙布置情況，增加1根或2根液壓支撐進(jìn)行減振。

3 主機(jī)減振方案評估

新船一般運(yùn)營1年后需進(jìn)塢保修，主機(jī)振動問題也須在這次保修中解決。為保證主機(jī)振動達(dá)標(biāo)，減振方案實(shí)施前需進(jìn)行減振評估，下面對增設(shè)液壓支撐的減振方案進(jìn)行評估。

3.1 主機(jī)橫向振動表達(dá)

在缸頻力作用下主機(jī)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(shù)，

(3)

共振狀態(tài)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(dǎo)出主機(jī)橫向振動阻尼為

(8)

3.2 增設(shè)液壓支撐后主機(jī)橫向振動水平評估

由式(6)可見，共振時振動速度與系統(tǒng)的固有頻率平方成正比，與系統(tǒng)的阻尼成反比。主機(jī)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(jù)實(shí)船實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。

3.2.1 阻尼計算分析

實(shí)船振動試驗(yàn)測量了工況1、2的主機(jī)橫向振動速度，分析可得兩者的阻尼比，進(jìn)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(shè)液壓支撐后主機(jī)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(shù)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(shù)。由實(shí)船測試測得了工況1和工況2的主機(jī)橫向共振時的振動速度值，只要求得增設(shè)液壓支撐后動力放大系數(shù)時工況1和工況2的比，就可根據(jù)實(shí)船測量結(jié)果估算主機(jī)橫向的振動水平。

1)工況4主機(jī)橫向振動水平。應(yīng)用式(4)計算工況4動力放大系數(shù)與工況2動力放大系數(shù)之比α4/α2=0.81。

當(dāng)主機(jī)轉(zhuǎn)速94.4 r/min,共振時主機(jī)橫向振動速度為v4=29 mm/s。

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

當(dāng)主機(jī)轉(zhuǎn)速為92.5 r/min，共振時主機(jī)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(zhuǎn)速時主機(jī)橫向振動速度滿足船級社關(guān)于振動限值的要求(30 mm/s)。

船在常用轉(zhuǎn)速(90 r/min)航行時主機(jī)橫向振動水平將會比共振轉(zhuǎn)速時顯著降低，因?yàn)榇藭r激勵頻率與固有頻率已經(jīng)有一定的錯開量。例如對于工況5，主機(jī)的橫向振動固有頻率與主機(jī)缸頻激勵頻率已錯開0.85 Hz。

按工況5改裝完成后再進(jìn)行實(shí)船振動測試，最大振動峰值速度為11 mm/s，完全滿足振動規(guī)范和船東要求。實(shí)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(jī)實(shí)際固有頻率高于理論計算值9.85 Hz，主機(jī)最大轉(zhuǎn)速下的激勵頻率為9.5 Hz，在主機(jī)正常工作時未達(dá)到共振狀態(tài)；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(shí)用。

4 結(jié)論

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