长江电力推进游轮减振设计研究.docx
长江电力推进游轮减振设计研究杨敬东，王智祥，孙勇敢，王红梅(重庆交通大学航海学院，重庆400074)摘要：针对长江首艘电力推进船舶船型、总体布局及舵桨装置等相对常规船型的巨大变化，有必要在本艘游抡设计研发时，结合电推船舶的特点，对船舶进行减振降噪的分析，包括全招模态分析、动力设备的振动隔离方案以及局部结构的振动计算，以期最大限度的降低船舶噪声和振动，提高旅客和船员舒适程度。关罐词：游轮；电力推进；结构减振；仿真分析计算中图分类号：U661.43文献标志码：ADO1TheYangtzeRiverElectricPropulsionShipDesignResearchofVibrationReductionYANGJing-dong,WANGZhi-xiang,SUNYong-gan,WANGHong-mei(ChongqingJiaolongUniversity,MarilimeCoIlege1Chongqing400074,China)Abstract:Onthe匕IgzZeriverfirstelectricpropulsionshipgreatChangeSofhullfi)nn,generallayoutandshiprudderpmpellerdevice加relativetoconventionalvessel,it"necessaryinIhKcruiseshipdesignresearch,accordingtothecIuiracteristicsoftheelectricpmpulsionshipjanalysisofthevibrationreduction,includingthemodelstaleanalysis,vibrationisolationschemeqfpowerequipment,andthevibrationQfthelocalstructurecalculation.山ordertomaximizereducetrafficnoiseandvibration,improvethePaSSeitgeTSandcrewconfortlevel.Keywords:cruisevessel;electricpropulsion;structuralvibrationreduction;thesimulationanalysis0引言根据国内外新的发展趋势，由低排放柴油发电机组成的电力推进系统是一种先进的船舶推进方式，符合国家节能减排的战略，据了解2(X)3年海洋船舶开始采用电力推进，2009年欧洲内河船舶开始采用其推进方式，从理论上来说，与常规柴油动力推进方式相比，电力推进船舶柴油发电机组通常安装在弹性支承上，恒速转动，振动变量小，与独系和船体无直接联结，大大减少振动和噪声，我国电力推进船舶己经应用在海洋港作拖轮以及海事执法船的建造上。此次研制的长江豪华游轮为我国内河首艘电力推进船舶，其研制、设计及建造都具有国内创新性，由于船型、总体布局及舵桨装置相对常规船型的巨大变化，有必要在本艘游轮设计研发时，结合电推船舶的特点，对船舶进行减振降噪的计算分析，包括全船模态分析、动力设备的振动隔离方案设计以及局部结构的振动计算，以期最大限度的降低船舶噪声和振动，提高旅客和船员舒适程度。从游轮的设备配置上来看，主要的振源是4台柴发电机组及四台全问转舵桨装置，针对主柴发电机组，本文通过数套方案的建模及比较分析，采用了双层隔振的措施来降低柴发电机组对船体结构的振动影响；针对游轮主体结构采用一维梁法进行了全船结构固有频率和固有振型的计算，同时利用MSCpantran/nastran软件对整船做了有限元建模和分析，计算了船舶固有频率、固有振型，通过PCL编程建立相关函数计算螺旋桨激振力，特别针对计算中发现的船尾局部结构出现的频率储备不足及强迫响应超标的问题，给出了减振措施，有效地减少了实船的有害振动，为同类型船舶的减振设计及解决船舶振动的方法提供了有益的借鉴。1桐雌游轮船体线型由球首、方尾代替传统的前倾首加双球尾形式；总体布局打破了常规长江游轮的特点，机舱从船体中部大幅向尾部迁移，与同尺度旅游船比较，增加了旅客舱室共IO间，提高了营运收入；螺旋桨由四台柴发电机组产生的电力驱动，减少了常规轴系：其舵桨布置也没有采用常规形式，首次在长江上运用了"舵桨合一"技术,四只小舵桨代替传统两个大舵桨，推进系统有更好的冗余，噪音和振动进一步降低。本船为钢质船舶，各主要甲板首尾贯穿，机舱在尾部。总长141.8m,垂线间长132.0m,型宽19.0m,设计吃水2.9()m,设计航速24kmh:主推进电机型号及台数：4台，额定功率68OkW,舵桨减速比2.769:1：螺旋桨型式:全回转舵浆，舵桨叶片数为4叶，总中纵剖面见图I。图1内河电力推进豪华游轮总布置图2总体振动计算方法2.1 总体自由振动计算当弹性结构置流体介质中时，流体与结构之间通过它们的交界面存在着相互作用。当用有限元方法计算结构振动与声耦合问题时，需要对结构和流体都进行有限元网格离散，建立有限元方程进行分析。弹性结构与声介质耦合振动的矩阵方程为口MX+CX+KXF(1)在进行自由振动计算时忽略了阻尼和外力的影响，方程(1)变为：MX+KXG(2)式中，K为结构总刚度矩阵：M为结构总质量(包括附连水质量矩阵)。解方程(2),即可求得结构与水相互作用振动的各谐调固有频率和相应模态。2.2 总体动力响应计算对方程(1)两边进行拉氏变换并利用模态转换，可得：(-O2叫+j(t)Cr+*r)Q(<y)=£(0)(3)式中，M=/W0为模态质量矩阵；OHV为模态阻尼矩阵；Kr="K0为模态刚度矩阵；F(O)r=UF(三)为模态力向量:QS)为模态列阵。由系统微分方程解耦，变换为N个独立的在模态坐标中的微分方程。由这些解耦的微分方程，可以解得系统各点在频域中的振动响应。3柴发机组振动隔离设计本船大型机电设备是4台柴发电机组，甘对这四台设备进行有效隔振，将极大的减少设备对船体结构的扰动干扰，何琳等系统分析了单层隔振装置、双层隔振装置、浮阀隔振装置和气囊隔振装置的技术特点。双层隔振装置和浮筏装置较单层隔振装置可以更好的衰减高频振动，从而减小舱室的结构辐射噪声.由此提出了5套柴发机组振动隔离方案，分别为单层隔振、双层隔振和两台机组的浮筏装置方案，具体组合方案如表1所示。表1柴发机组隔离方案对比名称质量增加l/kg外观尺寸(LXWXH)Zmm高度增llmm改动量隔振效果/dB单层隔振J5800×l800×580无无10-15双层隔振方案一5()00×46600×18(X)×58()130小20-30浮筏隔振方案一1(X11)×258OO×18(X)×58O130小2535双层隔振方案二4000×466OO×4O×58O130大2(K30浮筏隔振方案二8OOO×25800x4OOOX580130大2535综合考虑船上布置和各方因素，最后选取的隔振方案类似双层隔振方案一，最终的双层隔振装置如图2所示,双层隔振装置组成参数如表2所示。图2双层隔振装置示意图部件数型号重 7kg上层隔振器IOVULKAN T6015中间基座15127.71层隔振器12ECHO DE13.5表2双层隔振装置组成参数由于受船舱高度限制，要求双层隔振装置不增加机组总体高度，给中间基座的设计增加了难度，最终设计的中间基座采用中空框式结构，双层隔振减振效果与中间基座质量在一定范围内成正比，为减少中间基座占用较多船体有效承载以及从总体平衡设计考虑，在保证隔振效果前提下，尽可能采用小质量的中间基座，由于利用了高分子聚合物混凝土具有高强度、高阻尼的特性，在整个框架中间无连接梁的条件下，设计的中间基座仍具有较好的刚度。该设计方案采用过渡件将上层隔振器与下层隔振器置广同一轴线上，避免了主梁受扭，保证了上、下层隔振器的各支承点处具有较高机械阻抗.表3为双层隔振系统固有频率计算结果，通过扫频分析，得到隔振系统的力传递率曲线，如图3所示，由图中可以看到，在主要的激励频率50HZ处有较大的振动衰减.柴油发电机组的扰动力不会与隔振系统的固有频率发生强烈共振。柴发机组双层隔振各装置的隔振效果可以达到20dB30dB,特别是中高频隔振效果较单层隔振方案有大幅提升。图3隔振系统的力传递率曲线表3双层隔才辰系统固有频率计算结果阶次频率(HZ)振型阶次频率(Hz)振型I3.59横摇+横向IO24.57下层横向+横摇23.98纵向+纵摇11252下层纵向+机座纵弯34.34平摇1228.95f层纵摇+机座一端扭45.62纵摇+纵向1333.76机座垂向一阶对弯55.67垂向1435.5下层横摇+机座一端扭69横向+横摇1537.9机座横向一阶弯7187机座纵摇+纵弯1638,9机座平面扭819.96下层平摇1741机座垂向一阶弯923.96机座纵弯1856."机座垂向二阶对弯4雌结构振动特性计算针对本游轮大跨度甲板板架、贯通式上层建筑等船体结构特点，对其船体结构振动的设计研究分为二个部分:一是利用一维梁模型方法对船体梁总振动进行研究分析，包括研究计算船体梁的总振动，确定船体梁总振动的固有频率和固有振型；二是整船有限元振动计算分析，主要是通过建立整船三维有限元模型，进行船体总振动和船体各部位板架局部结构的振动计算，以及螺旋桨激振力作用下的船体振动响应，全面掌握整个船体结构的振动特性叫4.1 T梁横型方法振动计算一维梁模型总振动分析采用迁移矩阵法进行计算,将变剖面的船体梁近似地看作由许多等剖面的船体梁组成,且假定在每一船梁段的质量和刚度是均布的，其计算值列于表4。表4船体总振动固有频率计算结果序号振型满载出港/Hz压载到港/Hz1二节点振动固有频率0.790.862三节点振动固有频率1.932.043四节点振动固有频率1423.69本船的主机是MAN6L21/31,该机性能良好，不存在一阶、二阶不平衡力和力矩.在主机额定工况下，桨轴转速为361.2rmin,螺旋桨叶频为24.08Hz,从计算结果看，叶频己超过船体垂向总振动前五阶固有频率，因此，螺旋桨叶频能避开共振，不会引起明显的船体垂向总振动。4.2 IttB三维有限元振动计算4.2.1 计算模型在进行有限元分析时，关键的一步是要建立正确的模型与选择适当的单元，以求得精确的结果。本船船体实际结构非常复杂，必须对模型做适当的简化，合理的分配到船体强构件上，以避免不必要的局部振动影响到总振动的结果，计算时，船体呈自由悬浮状态图，通过MSCPatran软件5刀，建立儿何模型及有限元模型。在划分网格时，船体外板、甲板、舱壁、肋板等结构采用4节点壳单元离散，纵骨、横梁、扶强材、支柱等构件采用2节点梁单元离散.为了保证有限元计算的精度，船体模型共包括189103个单元，85274个节点，全船的有限元模型如图4所示。为了让模型的质量分布尽可能与设计相吻合，严格按照平台质量、质心报告进行质量调整，并调整模型质心位置与实船的质心位置一致。船体模型中船体材料为低碳钢，取弹性模量为2.06x10"N/m2,泊松比为0.3,密度为7850kgm,.在实际计算时考虑船体附连水质量的影响对密度做适当的加大处理。图4整船有限元计算模型4.2.2 计算结果应用整船三维有限元模型，得到船体总体振动固有频率，其计算值列于表5,计算图形见图5。表5整船模型总振动固有频率计算结果序号振型满载出港/Hz压载到港/HzI-阶垂向0用0.923二阶垂向1.791.934三阶垂向3.M3.85(a)第一阶(b)第二阶图5船体压载一、二阶垂向总体振动振型从计算结果看，在主机额定工况下，螺旋桨叶频能避开共振，不会引起明显的船体垂向总振动。船体总振动计算中，分别采用了船体一维梁模型方法和整船三维有限元方法，两种方法的计算结果差别不是很大，最大偏差为0.29Hz。由此表明，在船体总振动计算时，在船舶设计初期，应用船体一维梁简化方法也是可行的。43上层建筑及瓶部局喇振动计算1.1.1 算方法根据船上振动控制指南叫针对本船的实际情况，船体板架结构固有频率的计算UJ应用整船三维有限兀模型进行计算，而板和板格等局部结构固有频率的计算可采用能量法计算，边界条件为四周自由支持，计算时选取各层甲板的典型构件，如果这些构件能满足频率储备要求，则表示其余类似构件均能满足要求，如果有构件不能满足频率储备要求的，则需要进行结构改进以满足相应的要求。1.1.2 计算模型在模型中，各层甲板和舱壁采用板单元模拟，其纵桁、横梁等采用梁单元模拟。船体解部和上层建筑部分的模型及计算见图6所示。(a)上层建筑局部(b)尾部结构图6船体局部结构有限元模型及计算图(C)上甲板局部结构振动计算图1.1.3 各层甲板的板和板格固有频率计算结果计算结果列于表6,除尾部上甲板区域板的频率和螺旋桨倍叶频率非常接近不能满足频率储备要求外，各层甲板的板和板格都能满足频率储备要求，建议设计时将板厚分别从8mm和12mm调整为IOmm和14mm。表6局部结构固有频率计算值主甲板1板z=7mm,=3(XX)m力=50OnIm39.19满足2板格L75×50×6,/=7.0mm,=30(X)mm005满足上甲板1中部板=14mm.«=3000mm,Z?=65()mm58.88满足2中部板=12mn,fl=3(XM)nm,j=650mm50.39不满足3首尾部区域板=8mm,=3000mm,Z>=55()mm46.33不满足1.1.4 激振力计算一般而言，引起船体结构振动的主要激振源有主机和螺旋桨，对于本船来说，柴发电机组设备基座采用双层隔振装置，理论计尊显示激振力很小，因此，在确定激振力时不考虑主机激振力而仅考虑螺旋桨激振力，由于本轮没有尾轴系，所以螺旋桨激振力也只考虑表面力，而且船舶尾部采用方尾后又使得船尾型线得以改善，推进器在比较理想的伴流中工作，同时也没有了常规轴系产生的弯曲及纵向振动，螺旋桨诱导的船尾振动及辐射噪声性能得到大幅度改善。本轮螺旋桨由舵桨生产厂家配套设计，由没有得到脉动压力桨模试验数据，螺旋桨激振力可以采用霍尔顿法公式估算，为了计算的准确性，目前全Inl转螺旋桨激振力计算资料较少，本文采用了陈翔等在文献中所提出的方法，其计算方法如下：根据螺旋桨脉动压力沿船长的分布规律，通过PCL编程建立相关函数，脉动压力的作用区为：纵向从尾封板起延伸到靠近船首一侧距螺旋桨盘面3倍螺旋桨直径处，垂向为设计水线以下的船体表面。其步骤为：编写PCL函数PreSSUrJPUISe(图7),以此函数为标量函数创建标量型空间场PmSSUr_PUISe,将此空间场施加到脉动压力的作用区域。根据以上步骤得到的脉动压力分布图如图8所示。图8螺旋桨脉动压力分布示意图FunctionDreSSUre-DUISe(X.y.z)Realx,y,z/*脉动压力计真点在patrReald/d是脉动压力计JL口至程族：Realk.kcRealpressure/"pressure是媒旋d=mth-sqrt(x-2800)*2+(y-0)*计算k(l).k(2)If(d<=2)tenKO=L6+0.4delse图7编辑pressure_pulse函数示意图主要的螺旋桨激振力频率为螺旋桨叶频、倍叶频激振力频率"叱下面列出螺旋桨最高转速时的频率值：螺旋桨转速为36L2rmin,其叶频激振力频率为24Q8Hz,其倍叶频激振力频率为48.16Hz。按上述方法计算得到螺旋桨叶频脉动压力在满载时为2.l5kPa,压载时为227kPa。根据经验，螺旋桨倍叶频脉动压力值一般可取为叶频脉动压力值的O.4-O.5倍。1.1.5 强迫响应计算结果根据船上振动控制指南，振动响应计算分别包括了上层建筑和艇部在内的11个部位的纵向、横向和垂向三个方向的响应值。这Il个部位分别是甲板的前部、中部、后部及机舱底部等，其振动响应部分计算结果列于表7。螺旋桨转速在0361rmin之间，在螺旋桨叶频、倍叶频激振力作用下分别在满载和压载工况卜对整船模型进行振动响应计算。表7强迫响应计算结果(mnVs)满载压载叶频激振力方向361rmin响应值(mms)最大响应值(mms)相应转速(rmin)36IrZmin响应值(mms)最大响应值(mms)相应转速(rmin)P6：甲板尾部纵向1.171.271482.324.37140横向0.020.302680.110.38245垂向5.635.633605985.98360倍叶频激振力方向361rmin响应值(mms)最大响应值(mms)相应转速(rmin)361rmin响应值(mns)最大响应值(mms)相应转速(rmin)P6：甲板尾部纵向0.86Im)481.823.27140横向0220.382680.160.68245垂向4.634.863604.484.98360从计算结果来看，该船主甲板、上甲板与游步甲板尾部局部点位在螺旋桨额定转速时候，强迫振动响应已经超过国家振动测试标准，鉴于上述计算结果，建议在船体后部主体结构沿左右第-旁龙骨位置各增设道纵舱壁，5#,15#,20#肋位各增设四根支柱。5实船总体和局部振动试验为了验证设计研制时振动预测的准确性及评价船舶的适居性，该游轮在压我工况下进行了实船总体、船体局部结构、机械设备等振动试验。仪器采用30通道动态数据测试仪，分别利用船舶在上、下水，仅开两台螺旋桨，四台螺旋桨全开，从零负荷到满负荷以及停泊抛锚等工况下进行总体和局部振动数据的采集，在每个测量位置，测量的频率范围为lHz80Hz,并且持续测量时间至少为Imin,在优势频率低J:2Hz时，测量时间至少持续2min。每个测量位置都进行了X、Y、Z方向的测量。5.1 实船总体振动测试数据实船总体振动测试激振力采用抛锚测试的方法，测试结果见表8。表8总体振动垂向频率工况实测Z方向频率/Hz停驻0.952、1.819、2.649、3.113、3.833、4.566、5,872、8.351、13.344、16.689抛锚0.952、1.819、2.655、3.113、3.833、4.499、5,817、8.368、13.355、16.749说明：根据实测数据分析得到较多频率成分（见上），因测点较少（只有7个），不易判断频率阶次，尤其是高阶频率识别较困难（高阶振型反弯点更多，测点较少时就无法描绘振型形状）.将实测振型与计算振型相对照，取形状吻合的前三阶频率作为结果（即=O.952Hz>1.819Hz,<=3.833Hz>°5.2 Z方向频率及振型图实船总体前3阶振动测试振型见图9,振动测试结果与理论计算值误差值很小，最大误差0.3Hz,说明本次理论研究建立之计算模型与船舶实际结构和外部环境影响非常接近.(a)阶振型 S=O952HZ)(b)二阶振型 3=1.819HZ)图9船体总振动试验实测Z方向前二阶振型5.3 局部振动试验局部振动试验航行方向为上水，选择了本船上甲板餐厅、主甲板尾部，游步甲板客房等位置进行了测量，其部分测试值见表9.表9局部振动试验实测加速度有效值汇总表（单位：mm2）况航速kmh"91314U.51#测点X方向93108103110餐厅Y方向849895107左窗Z方向941021131154#测点X方向527510596客房Y方向7260'9871通道Z方向8697113122依据ISO6954规范",取测量数据及计算结果的全频域计权均方根值进行对比,从实际测试数据来看，主甲板、上甲板及游步甲板中后部强迫振动响应幅值均符合规范要求，该结果与我们有限元模型计算结果相似。6结论1）本船采用电力推进，全网转舵桨装置，减少了动力系统尾轴轴系，实船试验整船振动响应及噪声水平均优于常规推进船型2）本船主发电机组设备经过优化设计采用了双层隔振装置后，减振效果明显，试验数据显示经过隔振后，各测点垂向加速度值在Ioomm&左右，对主体结构激振力可以忽略不计。3)三维数值仿真分析计算及实船试验显示，船体前5阶固有频率，0.8Hz7.8Hz均避开了螺旋桨转速为361.2rmin时的叶频激振力频率24.08Hz与倍叶频激振力频率48.16Hz,没有发生船舶共振。4)局部结构数值仿真分析理论计算显示局部板频率储备不足，强迫响应幅值超过国家标准，建议对局部板厚与结构进行了调整后，实船测试数据符合规范要求。5)综上分析，首艘氏江电力推进豪华游轮针的整体减振方案设计及计算是成功有效的，经济和社会效益显著，可为今后同类型船舶的减振设计起到较好的借鉴作用。Xjdtt:IU史丰荣.船体结构总体振动特性预测技术研究儿中国造船,2013(2):118-123.2何琳，徐伟.舰船隔振装置技术及其进展J.声学学报,2013(2):128-136.3金咸定.受利娟.船体振动学M.上海：上海交通大学出版社,2011.|4吴嘉蒙.275()TEU集装箱船的全船总振动评估1J.船舶,2008(2):45-50.5 ABS.GuidanceNotesonShipVibrauonS.2(X)6.6 MSC.SoftwareCorporation.PCLandCustomizationS.2003.7MSC.SoftwareCorporation.PCLReferenceManualS.2003.8中国船级社.船上振动控制指南S.北京：人民交通出版社,2000.陈翔.受利娟.金鸿，等.散货船的总振动模态计算和动力响应预报J.舰船科学技术.2013(3):115-120.|10|吴嘉蒙，陈曙梅.275OTEU集装箱船的局部振动评估UL船帕2008(5):10-16.H)InternationalStandardISO6954.MechanicalVibrationandShock-GuidelinesforOverallEvaluationofVibrationinMerchantShipsS.1984.基金项目：重庆市科技攻关计划项目csc2012gg-yyjsB702)作者简介：杨敬东(197d),男，硕士，高级工程师。研究方向：现代造船技术与船体强度与结构。地址：庆交通大学邮编：4(XM)74电话：E:
