葉金鈺，畢躍文2，寧長青3，張兆德

(1.浙江海洋大學 船舶與機電工程學院，浙江 舟山 316022；2.榮成造船工業(yè)有限公司，山東 威海 264309；3.舟山萬達船舶設計有限公司，浙江 舟山 316021)

某49 m遠洋圍網(wǎng)漁船在試航過程中，發(fā)現(xiàn)在主機達到某些特定轉速時，機艙里會出現(xiàn)較為強烈的、間歇性的振動和噪聲現(xiàn)象。針對這種情況，考慮對該船的振動成因進行了分析，并提出相應的減振方案。

1 船舶模態(tài)分析

該船主要技術參數(shù)見表1。

表1 船舶主要技術參數(shù)

船舶總布置圖見圖1。

使用有限元軟件MSC.Patran/Nastran建立全船的三維有限元模型，使用板單元來模擬外板、甲板、艙壁及橫向強構件的腹板，用梁單元模擬橫向和縱向骨架，網(wǎng)格大小選取為縱骨間距，節(jié)點數(shù)為12 185，單元數(shù)為24 058，有限元模型見圖2。

圖1 全船總布置

圖2 有限元模型

以質量點單元的形式，考慮船艙油料和有關設備的質量及船體垂向振動時的附連水質量。對船舶空載出港進行模態(tài)分析，得出全船一階垂向振動固有頻率為3.604 6 Hz，二階垂向固有頻率為7.308 9 Hz，見圖3。

圖3 船體的前兩階垂向振動模態(tài)

該船主機的額定轉速為1 800 r/min，齒輪箱減速比為9.552∶1，螺旋槳轉速為188.4 r/min。由此計算出主機的一階激振力頻率為30 Hz，二階激振力頻率位60 Hz，螺旋槳葉頻為12.56 Hz，葉倍頻為25.12 Hz。與空載出港的前兩階固有頻率錯開均遠遠大于15%，判斷機槳振動不會引起船體共振。

2 實船振動測試

2.1 測試準備

當船舶的主機轉速達到1 500 r/min以上時，船舶局部會出現(xiàn)比較大的振動和噪聲，其中艉舵機艙附近振動比較強烈。同時，甲板及艏部區(qū)域也能感受到較強的振動和噪聲。針對船舶的振動情況，在艉舵機艙及甲板的不同區(qū)域共選擇了9處測點，得到不同測點的振動加速度，其中在舵機艙尾部上方、舵機艙尾部下方船底板、機艙入口、甲板左舷等處各選取了2個測點，分別對測點的垂向振動和水平振動進行測試；在機艙中部上方(主甲板下)選取1個測試點測量垂向振動。

本次測試使用加速度傳感器及動態(tài)數(shù)據(jù)采集與分析系統(tǒng)，測試船舶主機轉速在1 400、1 500、1 600和1 700 r/min時的振動加速度，每次測量時間不少于120 s，采樣頻率為10 kHz。對所采的數(shù)據(jù)進行快速傅里葉變換(FFT)，并提取前10階的振動頻率及對應的加速度峰值。

2.2 測試結果分析

當主機轉速不超過1 400 r/min時，分析各測點的頻率分布。根據(jù)商船垂向和水平振動評價基準，發(fā)現(xiàn)此時所有點的水平和垂向振動幅值都在正常范圍內(nèi)。當主機轉速為1 400 r/min時，最大振動發(fā)生在舵機艙區(qū)域，對時歷曲線進行快速傅里葉變換，見圖4?？梢钥闯龃藭r的振動頻率多在45 Hz以上，以較高的頻率為主，且振動幅值在可接受范圍內(nèi)。

當主機轉速達到1 500 r/min及以上時，舵機艙和機艙的水平和垂向振動逐漸超出規(guī)范中可接受的振動幅值范圍。當主機轉速為1 500、1 600及1 700 r/min時，舵機艙測點的垂向振動加速度的快速傅里葉變換見圖5～7。

圖4 主機轉速1 400 r/min時舵機艙測點垂向加速度信號的快速傅里葉變換

圖5 主機轉速1 500 r/min時舵機艙測點垂向加速度信號的快速傅里葉變換

圖6 主機轉速1 600 r/min時舵機艙測點垂向加速度信號的快速傅里葉變換

圖7 主機轉速1 700 r/min時舵機艙測點垂向加速度信號的快速傅里葉變換

可以看出，主機轉速從1 500～1 700 r/min逐漸增加，振動幅值增加，且振動信號中的低階頻率成分逐漸增大。當轉速達到1 700 r/min時，機艙和甲板測點的垂向振動都達到了規(guī)范中的臨界值。

本船的主機位于機艙的中后部，所使用的是康明斯V型四沖程柴油機，主機可能會引起船體振動。但主機引起的振動頻率較高，不會引起本船間歇性的較強振動。

螺旋槳在轉動過程中，由于槳葉的周期性變化，會使船體表面的壓力也發(fā)生周期性的變化從而產(chǎn)生脈動壓力。如果螺旋槳設計不合理，則會導致脈動壓力顯著增加。同時，不均勻水流還會造成不同槳葉的受力發(fā)生改變，并通過槳軸軸承傳遞給船體，也導致船舶的艉部和機艙的振動。

3 減振分析

根據(jù)以上分析并結合主機與螺旋槳的頻率計算，發(fā)現(xiàn)1 700 r/min轉速測試時最大振動頻率為22.460 9 Hz，而螺旋槳葉倍頻為25.12 Hz，兩者較為接近，初步判斷該船振動過大的主要原因是螺旋槳湍流現(xiàn)象。另外，由于該圍網(wǎng)漁船駕駛艙位于船艏，在進行空載試航時艏部吃水大于艉部吃水，即發(fā)生艏傾，螺旋槳吃水變小，更容易產(chǎn)生湍流，嚴重時甚至還可能將會產(chǎn)生空泡現(xiàn)象[1-3]。

為減小螺旋槳湍流造成的激勵，可在螺旋槳外側安裝導流板，一方面可以使船后的伴流分布變得平穩(wěn);另一方面可以轉移螺旋槳的部分負荷，減少空泡的生成[4]，提高螺旋槳工作效率，在一定程度上減小軸承力和表面力。

由于主機和輔機的影響，機艙處的振動也比較顯著,可以通過增加立柱及設置桁架的方式來提高機艙的剛度，改減小局部共振。此外，還可以在振動較大的區(qū)域如螺旋槳上方船底板、機艙的艙壁、主機機座等處，采用覆蓋阻尼材料或加強結構的方式，降低船舶的振動幅度[5-7]。

根據(jù)上述分析，對該船進行2項改裝:①加裝導流板；②對舵機艙底部結構進行局部加強，新增旁內(nèi)龍骨肋板之間間斷設置，見圖8，并將旁內(nèi)龍骨面板節(jié)點改為非對稱形式，見圖9。

圖8 改造前后舵機艙底部結構對比

圖9 改造后旁內(nèi)龍骨面板節(jié)點

改裝后的試航發(fā)現(xiàn)，該船大幅度的振動已經(jīng)消失，航行舒適性得到了明顯的提高。對船舶進行振動測試，結果見圖10～13。

從測試結果看，改造后的船體的低頻振動得到了抑制，振動幅值大大降低，具體對比的結果見表2。

圖10 改造后轉速1 400 r/min時舵機艙尾部垂向加速度的快速傅里葉變換

圖11 改造后轉速1 500 r/min時舵機艙尾部垂向加速度的快速傅里葉變換

圖12 改造后轉速1 600 r/min時舵機艙尾部垂向加速度的快速傅里葉變換

圖13 改造后轉速1 700 r/min時舵機艙尾部垂向加速度的快速傅里葉變換

表2 主機轉速1 700 r/min時各測點改造前、后的垂向加速度對比

4 結論

1)通過對全船的固有特性進行分析，發(fā)現(xiàn)該船的前兩階垂向振動固有頻率遠小于該船的主機頻率、螺旋槳葉頻和葉倍頻，滿足頻率儲備規(guī)范要求，因此判斷該船不會發(fā)生船體共振現(xiàn)象。

2)根據(jù)現(xiàn)場的測試發(fā)現(xiàn)，當主機達到一定轉速時，機艙和甲板的振動超標，其頻率與計算的螺旋槳葉倍頻接近，故判斷該船間歇性振動超限是由于螺旋槳湍流所引起脈動壓力所造成。

3)通過安裝導流板和艉部局部結構加強措施，船體的振動得到了明顯的改善。