一艘运营散货船主机减振分析评估

2019-03-04，，

船海工程 2019年1期

，，

(沪东中华造船(集团)有限公司，上海 200129)

振动是船舶的重要性能指标之一，在船舶设计、制造和运营中都需给予极大的关注。在设计阶段对振动进行预报评估[1]，在交船试验时进行实船振动考核[2]，在交船后的1年保修期内，建造方将根据船东需要对与振动相关的问题作后续改进。对于营运船舶，与振动有关的改进可能会受到各种条件的限制，因此，须事先制定切实可行的改进措施，并进行必要的量化评估，以确保能达到预期的整改效果。船舶振动治理研究是近年较受业内关注的热点，已有学者基于测试和动力特性分析，通过结构的加强来避开共振，解决了一艘油船发电机平台的振动问题[3]。参考此案例对一艘营运近1年的散货船的问题进行分析，提出减振治理方案。

1 实船振动调研和分析

某营运近1年的87 000 t散货船，据船东反映，主机振动问题较严重。

1.1 实船主机振动情况

该船采用瓦西兰6缸低速柴油机。该机最大功率10 500 kW，相应的转速为95 r/min;持续功率9 240 kW,相应的转速为90 r/min。主机的激励频率见表1。为了降低振动，主机已采用2根横向液压支撑。

海上营运振动测试数据表明，在主机工作转速范围内，机架横向振动在转速88～92 r/min区间中出现最大振动速度约34 mm/s。为了解已有的2根液压支撑对主机的减振作用，将2根液压支撑松开后再进行振动测试。此时主机最大横向振动对应的转速降至74～75 r/min ，最大振动速度升至约58 mm/s。典型测点的主机横向振动见图1。

表1 主机激励频率

图1 主机横向振动曲线

瓦西兰企业标准[4]中横向振动速度均方根的限值为28 mm/s。DNV指导性文件中主机横向振动的时域速度峰值的限值为30 mm/s。该主机在液压支撑工作状态下的横向振动峰值为34 mm/s，不满足上述要求。因此船东要求对主机进行减振处理。

1.2 振动原因分析

通常，振动过大往往是由于结构的固有频率与激励频率太近而发生共振所致，为了查明此船的主机振动原因，需了解主机在2根液压支撑工作和松开这2种工况下的固有频率。建立主机及相关结构的梁元模型，见图2。分析计算结果见表2。2种工况下的基频振型见图3。

图2 有限元模型(无液压支撑)

2根横向支撑工况固有频率/Hz松开7.41工作8.98

图3 2种工况下的基频振型

对比图3可见，液压支撑松开状态下的主机模型有明显的横倾振型，而液压支撑工作时主机横倾振型幅度较小，液压拉撑端部的船体结构梁元也产生了一定程度的变形。说明2个液压支撑工作时能一定程度上减小主机的振动，但仍超过了相关规范要求，为了保证主机的良好长久运转，需进一步进行减振。

对比表1和表2可见，液压支撑松开时，主机的横向振动固有频率为7.41 Hz，主机在转速为74～75 r/min时的6阶激励频率为7.50 Hz，2个频率值非常接近；液压支撑工作时，主机的横向振动固有频率为8.98 Hz，而主机在转速约90 r/min(NCR)时的激励频率为9.00 Hz，几乎一致。当主机的横向振动固有频率与主机缸频激励频率一致时将产生共振，振动速度最大。实船振动测试中当液压支撑工作时，振动速度在主机转速88～92 r/min时最大，液压支撑松开时，振动速度在主机转速74～75 r/min时最大，完全验证了理论计算。因此可以判断，主机出现过大振动，是由主机缸频力共振引起的。

2 减振措施

本船主机振动过大是由缸频力共振引起的。对于因共振引起的振动问题，通常需要提高系统的固有频率避开共振[4]。在共振难以消除的情况下，考虑采用减小激励力或增加阻尼等措施，降低共振的振动水平。

2.1 提高主机横向刚度

提高主机横向刚度可提高主机横向振动固有频率，例如增设主机横向支撑，机舱甲板反顶纵桁加强等措施。有限元计算获得4种加强方案，主机横向振动固有频率见表3。

表3 主机在不同加强方案下的固有频率(基频)

由表3可见，纵桁加强(方案1)，主机横向振动固有频率为9.26 Hz；增加1根横向支撑(方案2)，横向振动固有频率为9.44 Hz；增加2根横向支撑(方案3)，横向振动固有频率为9.85 Hz；当增加1根横向支撑与纵桁加强(方案4)，此时固有频率为9.60 Hz。本船为6缸主机，共振主要是由主机的6阶激励频率引起，4种加强方案相应的主机横向共振转速分别为92.6、94.4、98.5和96.0 r/min，这些转速均在主机工作范围内，船舶航行时均有可能用到(主机有110%功率工况)，可能产生共振。因此仅通过增加结构加强来提高主机横向刚度的方法不能达到主机减振目的。

加强方案1是在原基础上增加纵桁加强(图4中的措施a))；方案2是在原基础上增加1根横向支撑(图4中的措施b))；方案3是在原基础上增加2根横向支撑和纵桁加强(图4中的措施a)+b)+c))；方案4是在原基础上增加1根横向支撑和纵桁加强(图4中的措施a)+c))。

图4 加强方案示意

2.2 增加阻尼

从表2中液压支撑工作和不工作的测试结果看到，2根液压支撑松开不工作时，主机横向振动固有频率为7.41 Hz，共振振动速度为58 mm/s；液压支撑装紧处于工作状态时，主机横向振动固有频率为8.98 Hz，共振振动速度为34 mm/s。可见，液压支撑工作时，除了能增加主机横向刚度，提高主机横向振动固有频率，还能增加横向振动阻尼，显著降低横向振动水平。对于主机振动过大问题，考虑通过增设液压支撑增加阻尼的方法予以解决。根据目前该船的机舱布置情况，增加1根或2根液压支撑进行减振。

3 主机减振方案评估

新船一般运营1年后需进坞保修，主机振动问题也须在这次保修中解决。为保证主机振动达标，减振方案实施前需进行减振评估，下面对增设液压支撑的减振方案进行评估。

3.1 主机横向振动表达

在缸频力作用下主机横向振动y(t)为

y(t)=Asin(ωt)

(1)

式中：ω为缸频力圆频率；A为横向振动振幅。

A=ASα

(2)

式中：AS为叶频力幅值作用下的静位移；α为动力放大系数，

(3)

共振状态时a=1，即

(4)

共振时振动位移、速度、速度峰值分别为

(5)

(6)

v=Aω

(7)

由式(1)～(6)推导出主机横向振动阻尼为

(8)

3.2 增设液压支撑后主机横向振动水平评估

由式(6)可见，共振时振动速度与系统的固有频率平方成正比，与系统的阻尼成反比。主机横向振动的固有频率已由有限元计算获得，阻尼的变化根据实船实验数据进行分析。

3.2.1 阻尼计算分析

实船振动试验测量了工况1、2的主机横向振动速度，分析可得两者的阻尼比，进而可计算工况4和5对工况1及2的阻尼比。

1)测试得工况1、2的振动速度为v1=58 mm/s，v2=34 mm/s。

增加1根液压支撑(工况4)后的阻尼与工况1和2阻尼比n4/n1==3.25,n4/n2=1.30。工况4的阻尼比工况2增加30%。

2)增加2根液压支撑(工况5)后的阻尼比为n5/n1=4.00,n5/n2=1.60。工况5的阻尼比工况2增加60%。

3.2.2 增设液压支撑后主机横向振动水平估算

由公式(2)可知，振幅为静位移与动力放大系数的乘积，假定静位移变化不大，则振幅值主要取决于动力放大系数。由实船测试测得了工况1和工况2的主机横向共振时的振动速度值，只要求得增设液压支撑后动力放大系数时工况1和工况2的比，就可根据实船测量结果估算主机横向的振动水平。

1)工况4主机横向振动水平。应用式(4)计算工况4动力放大系数与工况2动力放大系数之比α4/α2=0.81。

当主机转速94.4 r/min,共振时主机横向振动速度为v4=29 mm/s。

2)工况5主机横向振动水平。工况5动力放大系数与工况2动力放大系数之比为α5/α2=0.686。

当主机转速为92.5 r/min，共振时主机横向振动速度为v5=26 mm/s。

即增加1根和2根液压支撑后，共振转速时主机横向振动速度满足船级社关于振动限值的要求(30 mm/s)。

船在常用转速(90 r/min)航行时主机横向振动水平将会比共振转速时显著降低，因为此时激励频率与固有频率已经有一定的错开量。例如对于工况5，主机的横向振动固有频率与主机缸频激励频率已错开0.85 Hz。

按工况5改装完成后再进行实船振动测试，最大振动峰值速度为11 mm/s，完全满足振动规范和船东要求。实测值与共振评估值差别较大的可能因素之一是改装后的主机实际固有频率高于理论计算值9.85 Hz，主机最大转速下的激励频率为9.5 Hz，在主机正常工作时未达到共振状态；因素之二是新增的2根液压支撑增加的阻尼比估算的高。说明本文的评估方法是偏安全的，上述减振措施和评估方法有效且实用。