螺旋桨脉动压力诱导的船体振动研究*

2020-06-03秦升杰吴卫国宋慧慧林永水刘保华

武汉理工大学学报(交通科学与工程版) 2020年2期

秦升杰吴卫国宋慧慧林永水田旭刘保华

(国家深海基地管理中心1) 青岛 266235) (武汉理工大学交通学院2) 武汉 430070) (即墨龙泉街道办事处3) 青岛 266217)

0 引言

船舶振动会引起船体主要结构件疲劳破坏、精密仪器及设备损坏等，同时会使船上人员产生烦躁和不舒服.船舶主要振源是主机和螺旋桨.螺旋桨发生空泡和在不均匀流场中工作时为当前船舶的振动的主要振源，船尾发生剧烈振动时约80%是由螺旋桨引起的[1].螺旋桨激振力主要分为轴承力和表面力(脉动压力).空泡会引起表面力的急剧增大，对轴承力影响很小，所以表面力是船尾剧烈振动的主要原因[2].在船舶设计阶段准确地预报螺旋桨诱导的船体表面脉动压力大小可以预防船舶发生有害振动，对计算和控制船体尾部振动也有重要作用.

螺旋桨激振力预估方法主要有实船测试、模型试验、经验公式、数值计算.实船测试、模型试验能够很好地模拟螺旋桨诱导的脉动压力，试验需要在空泡水筒或者减压拖曳水池中进行，存在成本高、难度大等问题，同一条船在相同螺旋桨条件下试验，在不同实验室或者同一个实验室的不同时间预报得到的螺旋桨脉动压力也会存在差异[3].经验公式主要采用Holden法、谷口中-高桥肇法、Johnsson法、Holtrop法方法等[4]，这几种方法都是上世纪总结出的，只适用于特定尾型在设计初期对脉动压力进行快速预报.周心桃等[5]应用不同经验公式对同一条船进行计算，发现四种计算方法计算结果存在很大差异.计算机技术的发展使得数值计算方法的精度已经能够满足工程应用的要求、Castro等[6]应用数值自航模拟试验计算了KCS集装箱船的螺旋桨激振力，全尺寸和模型尺寸计算结果与试验值高度吻合.殷玉梅[7]基于双向流固耦合对某集装箱船螺旋桨脉动压力进行预报，计算结果与经验公式、模型试验计算结果对比，CFD方法计算结果更接近模型试验，精度远高于经验公式计算结果.

目前，对于船尾脉动压力的研究主要关注少量测点的力学特性，脉动压力的分布规律及对船尾振动的影响研究较少[8-10].本文通过在螺旋桨主要作用区域布置大量监测点，得到船尾脉动压力时域和频域条件下特性及分布规律，监测点数据作为船舶振动的激励数据计算船尾振动幅度并归纳船尾振动规律.

1 研究对象

本文研究对象为新一代大型江海直达船，该船型受长江航道深度的限制，船型一般宽扁肥大，采用双桨形式，同时因为载货量的提高，受到尾型、吃水等条件的限制，桨转速也逐渐提高，该船螺旋桨更易诱导船尾发生剧烈振动.该船及螺旋桨的主要参数见表1.

表1 船体及螺旋桨主要参数

2 螺旋桨诱导脉动压力计算

2.1 CFD模型网格划分

根据设计图纸建立CFD模型，模型的缩尺比为21.11.选取一个长为5LWl的长方体为计算模型的流域.船体及螺旋桨均采用非结构化网格，且螺旋桨所在的旋转区域使用滑移网格进行模拟，流域采用结构化网格.船体网格和螺旋桨网格见图1.船体、船首,以及船尾网格设置为相对静止，螺旋桨区域网格设置为相对旋转的滑移网格，转轴设置为与X轴平行的轴线，旋转方向为(1，0，0)，即螺旋桨外旋.湍流模型设置为RNGk-ε模型/标准壁面函数，压力速度耦合方式设置为PISO.螺旋桨转速取n=500 r/min，航速设置为V=1.231 5 m/s.

图1 船体和螺旋桨网格

2.2 计算结果

本船为双桨船，因此只需将监测点布置在中纵剖面一侧即可.监测点布置在中纵剖面左侧，螺旋桨正上方船底板D×D区域内，水线以上部分不予考虑.通过记录各监测点脉动压力的时域变化，探讨船底板脉动压力的频谱特性.监测点编号及布置位置见图2.其中，监测点P0在螺旋桨正上方，监测点P5～P8为X轴正方向(船长方向)，监测点P9～P13为Y轴正方向(船宽方向).

图2 监测点编号及布置位置

模型收敛后，读取模型中监测点数据，得到脉动压力时域数据，选取P0～P12，P15典型监测点，见图3，脉动压力变化呈现周期性规律变化.图3a)～b)为X轴方向点的脉动压力时域变化，P0～P5脉动压力变化幅度增大；除此之外，随着距离P0点距离的增大，P5～P8脉动压力变化幅度减小，P0～P4脉动压力变化幅度减小.图3c)为Y轴正方向点的脉动压力时域变化，随着距离P0点距离的增大，P0～P12脉动压力变化幅度逐渐减小.图3d)为船底板周向方向点的脉动压力时域变化，监测点P2，P6，P10，P15到监测点P0的距离相等，位于螺旋桨前方监测点P6处的脉动压力变化幅度比桨后方监测点P2处大，这主要是受螺旋桨尾流影响，位于螺旋桨两侧的监测点P10和监测点P15处的脉动压力变化幅度相差不大.

图3 脉动压力时域曲线

对所有监测点脉动压力的时域变化曲线进行快速傅里叶变换(FFT)[11]，将时域数据转换成频域数据.选取P0，P2，P6，P10，P15点进行分析，见图4a).螺旋桨诱导的脉动压力在41.6 Hz处出现明显峰值，41.6 Hz对应着螺旋桨的叶频(5叶桨，转速为500 r/min).因脉动压力变化太剧烈，为更好的反应脉动压力变化规律，将Y轴脉动压力数据取对数作，见图4b).由图4b)可知，8.33 Hz(1/5倍叶频)、83.2 Hz(倍叶频)处也会出现峰值，但与叶频处数值比很小，叶频外部分脉动压力迅速减小并趋向于0.叶频处的压力幅值远远大于其他频率下的幅值，所以研究螺旋桨脉动压力时要格外关注叶频脉动压力.

图4 脉动压力FFT变换

取监测点0处为坐标原点，以船首为X轴正方向，舷侧向船中方向为Y轴正方向.计算得到动压力峰值三维分布特征，见图5.

图5 船底板脉动压力幅值三维分布

由图5可知，沿船长方向，脉动压力最大点出现在螺旋桨前方0.1D处.在螺旋桨前后对称位置，桨前方的脉动压力大于后方，且桨前方脉动压力幅值衰减更快；本船螺旋桨外旋，沿船宽方向，螺旋桨左右对称位置，螺旋桨外侧的脉动压力大于内侧，且螺旋桨外侧脉动压力幅值衰减得更慢.

3 螺旋桨激励下船体结构振动分析

3.1 船舶固有频率评价

螺旋桨脉动压力主要引起船体的垂向振动，对船体的垂向总振动进行计算，校核螺旋桨脉动压力产生的强迫响应是否与船体发生共振.船舶一阶振动频率0.982 Hz，二阶振动频率2.076 Hz，三阶振动频率2.775 Hz[12].

船舶最主要振动源是主机与螺旋桨.主机转速为500 r/min，一阶频率10.54 Hz，二阶频率21.08 Hz.螺旋桨转速为126 r/min，一阶频率10.5 Hz，二阶频率21 Hz.

文献[13]对船体的总振动频率提出了要求.

全船振动频率储备要求：

式中：fi为振动固有频率；fe为激振频率；η为频率储备.频率储备要求：1阶频率8%～10%，2阶频率10%～12%，3阶频率12%～15%.

对储备频率进行计算，计算结果一阶振动频率最小储备频率为88%，二阶振动频率最小储备频率为75%，三阶振动频率最小储备频率为69%.符合文献[13]中对频率储备的要求，说明该船不会产生共振问题.

3.2 强迫振动计算

将计算得到的脉动压力添加到有限元模型中计算螺旋桨脉动压力诱导的船尾部振动，添加载荷时需要考虑CFD模型的缩尺比(21.11)，需要转化成实船载荷.螺旋桨作用区域边缘部分的脉动压力数值较小，加载区域为螺旋桨主要作用区域，面积为D×D的螺旋桨上方船底壳板，该处直接反映螺旋桨表面力的量值，选取2.2节点P0，P4，P8，P13，P17作为加载区域典型节点进行分析，见图6.频率差为1 Hz，加载频率为0～80 Hz.

图6 激振力作用下的船体振速

由图6可知，在激振力加载区域，船体在螺旋桨脉动压力作用下，速度响应在1，2，10.5 Hz处出现峰值.10.5 Hz对应着螺旋桨叶频，而1，2 Hz对应着船体的一阶、二阶固有频率，但是1，2 Hz处的速度响应幅值较小，在图中显示不明显.加载区域的振动速度幅值为2.106 mm/s，最大加速度幅值为115 mm/s2.

为了更好的反映船体在螺旋桨激振力作用下频率响应特点，本文探究了主船体同一横剖面各处速度响应速度幅值随距船底距离的关系，船底板和主甲板各处响应速度沿船长的变化关系，见图7～8.