叶金钰，毕跃文2，宁长青3，张兆德

(1.浙江海洋大学 船舶与机电工程学院，浙江 舟山 316022；2.荣成造船工业有限公司，山东 威海 264309；3.舟山万达船舶设计有限公司，浙江 舟山 316021)

某49 m远洋围网渔船在试航过程中，发现在主机达到某些特定转速时，机舱里会出现较为强烈的、间歇性的振动和噪声现象。针对这种情况，考虑对该船的振动成因进行了分析，并提出相应的减振方案。

1 船舶模态分析

该船主要技术参数见表1。

表1 船舶主要技术参数

船舶总布置图见图1。

使用有限元软件MSC.Patran/Nastran建立全船的三维有限元模型，使用板单元来模拟外板、甲板、舱壁及横向强构件的腹板，用梁单元模拟横向和纵向骨架，网格大小选取为纵骨间距，节点数为12 185，单元数为24 058，有限元模型见图2。

图1 全船总布置

图2 有限元模型

以质量点单元的形式，考虑船舱油料和有关设备的质量及船体垂向振动时的附连水质量。对船舶空载出港进行模态分析，得出全船一阶垂向振动固有频率为3.604 6 Hz，二阶垂向固有频率为7.308 9 Hz，见图3。

图3 船体的前两阶垂向振动模态

该船主机的额定转速为1 800 r/min，齿轮箱减速比为9.552∶1，螺旋桨转速为188.4 r/min。由此计算出主机的一阶激振力频率为30 Hz，二阶激振力频率位60 Hz，螺旋桨叶频为12.56 Hz，叶倍频为25.12 Hz。与空载出港的前两阶固有频率错开均远远大于15%，判断机桨振动不会引起船体共振。

2 实船振动测试

2.1 测试准备

当船舶的主机转速达到1 500 r/min以上时，船舶局部会出现比较大的振动和噪声，其中艉舵机舱附近振动比较强烈。同时，甲板及艏部区域也能感受到较强的振动和噪声。针对船舶的振动情况，在艉舵机舱及甲板的不同区域共选择了9处测点，得到不同测点的振动加速度，其中在舵机舱尾部上方、舵机舱尾部下方船底板、机舱入口、甲板左舷等处各选取了2个测点，分别对测点的垂向振动和水平振动进行测试；在机舱中部上方(主甲板下)选取1个测试点测量垂向振动。

本次测试使用加速度传感器及动态数据采集与分析系统，测试船舶主机转速在1 400、1 500、1 600和1 700 r/min时的振动加速度，每次测量时间不少于120 s，采样频率为10 kHz。对所采的数据进行快速傅里叶变换(FFT)，并提取前10阶的振动频率及对应的加速度峰值。

2.2 测试结果分析

当主机转速不超过1 400 r/min时，分析各测点的频率分布。根据商船垂向和水平振动评价基准，发现此时所有点的水平和垂向振动幅值都在正常范围内。当主机转速为1 400 r/min时，最大振动发生在舵机舱区域，对时历曲线进行快速傅里叶变换，见图4。可以看出此时的振动频率多在45 Hz以上，以较高的频率为主，且振动幅值在可接受范围内。

当主机转速达到1 500 r/min及以上时，舵机舱和机舱的水平和垂向振动逐渐超出规范中可接受的振动幅值范围。当主机转速为1 500、1 600及1 700 r/min时，舵机舱测点的垂向振动加速度的快速傅里叶变换见图5～7。

图4 主机转速1 400 r/min时舵机舱测点垂向加速度信号的快速傅里叶变换

图5 主机转速1 500 r/min时舵机舱测点垂向加速度信号的快速傅里叶变换

图6 主机转速1 600 r/min时舵机舱测点垂向加速度信号的快速傅里叶变换

图7 主机转速1 700 r/min时舵机舱测点垂向加速度信号的快速傅里叶变换

可以看出，主机转速从1 500～1 700 r/min逐渐增加，振动幅值增加，且振动信号中的低阶频率成分逐渐增大。当转速达到1 700 r/min时，机舱和甲板测点的垂向振动都达到了规范中的临界值。

本船的主机位于机舱的中后部，所使用的是康明斯V型四冲程柴油机，主机可能会引起船体振动。但主机引起的振动频率较高，不会引起本船间歇性的较强振动。

螺旋桨在转动过程中，由于桨叶的周期性变化，会使船体表面的压力也发生周期性的变化从而产生脉动压力。如果螺旋桨设计不合理，则会导致脉动压力显著增加。同时，不均匀水流还会造成不同桨叶的受力发生改变，并通过桨轴轴承传递给船体，也导致船舶的艉部和机舱的振动。

3 减振分析

根据以上分析并结合主机与螺旋桨的频率计算，发现1 700 r/min转速测试时最大振动频率为22.460 9 Hz，而螺旋桨叶倍频为25.12 Hz，两者较为接近，初步判断该船振动过大的主要原因是螺旋桨湍流现象。另外，由于该围网渔船驾驶舱位于船艏，在进行空载试航时艏部吃水大于艉部吃水，即发生艏倾，螺旋桨吃水变小，更容易产生湍流，严重时甚至还可能将会产生空泡现象[1-3]。

为减小螺旋桨湍流造成的激励，可在螺旋桨外侧安装导流板，一方面可以使船后的伴流分布变得平稳;另一方面可以转移螺旋桨的部分负荷，减少空泡的生成[4]，提高螺旋桨工作效率，在一定程度上减小轴承力和表面力。

由于主机和辅机的影响，机舱处的振动也比较显著,可以通过增加立柱及设置桁架的方式来提高机舱的刚度，改减小局部共振。此外，还可以在振动较大的区域如螺旋桨上方船底板、机舱的舱壁、主机机座等处，采用覆盖阻尼材料或加强结构的方式，降低船舶的振动幅度[5-7]。

根据上述分析，对该船进行2项改装:①加装导流板；②对舵机舱底部结构进行局部加强，新增旁内龙骨肋板之间间断设置，见图8，并将旁内龙骨面板节点改为非对称形式，见图9。

图8 改造前后舵机舱底部结构对比

图9 改造后旁内龙骨面板节点

改装后的试航发现，该船大幅度的振动已经消失，航行舒适性得到了明显的提高。对船舶进行振动测试，结果见图10～13。

从测试结果看，改造后的船体的低频振动得到了抑制，振动幅值大大降低，具体对比的结果见表2。

图10 改造后转速1 400 r/min时舵机舱尾部垂向加速度的快速傅里叶变换

图11 改造后转速1 500 r/min时舵机舱尾部垂向加速度的快速傅里叶变换

图12 改造后转速1 600 r/min时舵机舱尾部垂向加速度的快速傅里叶变换

图13 改造后转速1 700 r/min时舵机舱尾部垂向加速度的快速傅里叶变换

表2 主机转速1 700 r/min时各测点改造前、后的垂向加速度对比

4 结论

1)通过对全船的固有特性进行分析，发现该船的前两阶垂向振动固有频率远小于该船的主机频率、螺旋桨叶频和叶倍频，满足频率储备规范要求，因此判断该船不会发生船体共振现象。

2)根据现场的测试发现，当主机达到一定转速时，机舱和甲板的振动超标，其频率与计算的螺旋桨叶倍频接近，故判断该船间歇性振动超限是由于螺旋桨湍流所引起脉动压力所造成。

3)通过安装导流板和艉部局部结构加强措施，船体的振动得到了明显的改善。