﻿ 主机-船体耦合振动预测与特性研究
 舰船科学技术  2018, Vol. 40 Issue (3): 89-96 PDF

1. 公安海警学院 机电管理系，浙江 宁波 315801;
2. 哈尔滨工程大学 动力装置工程技术研究所，黑龙江 哈尔滨 150001

Prediction and vibration characteristic analysis of diesel engine and cargo coupled system
LI Xiang-mei1, CAO Yi-peng2, YAN Li-qi1,2
1. China Maritime Police Academy, Ningbo 315801, China;
2. Research Institute of Power Engineering Technology, Harbin Engineer University, Harbin 150001, China
Abstract: In recent years, the research on problem of marine diesel engine’s vibration and noise has been deeply studied. Because of that, the vibration mainly caused by diesel engine exciting force is becoming the point of the study. The main noise source of ship hull low frequency vibration and underwater radiation noise is marine diesel. In this paper, the ship model with the diesel engine of the structure is established according to the 30 000 DWT hull′s size. The ship natural frequencies and the diesel engine natural frequencies are calculated by finite element method. The tested cylinder pressure data load is applied to the diesel. On the basis of that, the vibration transmission function of ship hull caused by diesel engine force is analyzed. Characteristics of ship vibration caused by diesel engine excitation transferring to hull via fundus are studied too.
Key words: hull vibration     low speed diesel engine     modal analysis     transient analysis
0 引　言

1 整机动力学特性分析 1.1 整机固有特性分析

 图 1 整机动力学分析模型的建立 Fig. 1 The finite element model of engine

 图 2 各固有频率对应的整机振动形态 Fig. 2 The modal shapes of fixed engine

2.2 整机主要激励力特性获取

2.2.1 气缸爆发压力

 图 3 额定负荷低速柴油机气缸压力曲线 Fig. 3 The cylinder pressure of engine in standard running conditions

2.2.2 主轴承力

 图 4 低速机曲柄连杆机构示意图 Fig. 4 The crank and connecting rod mechanism model of low speed engine

 ${K_r} = - {m_r}R{\omega ^2}\text{，}$ (1)

 $\left\{ \begin{array}{l}{K_{rx}} = - {m_r}R{\omega ^2}\cos \alpha\text{，} \\{K_{ry}} = - {m_r}R{\omega ^2}\sin \alpha \text{。} \end{array} \right.$ (2)

 图 5 主轴承激励力 Fig. 5 The exciting force of main bearings
2.2.3 十字头敲击力

 图 6 敲击力计算模型示意图 Fig. 6 The piston slap force calculation model

 $\begin{split}F & = {F_j} + {F_g} + {F_p} + {F_c}=\\& {P_g} \cdot \frac{{{{\pi }}{{{d}}^2}}}{4} - {m_j}R{\omega ^2}\left( {\cos {{\alpha }} - \lambda \cos 2{{\alpha }}} \right) + \left( {{m_p} + {m_c}} \right)\text{。}\end{split}$ (3)

 ${F_N} = F \cdot \tan \beta = F \cdot \frac{{\lambda \sin \alpha }}{{\sqrt {1 - {\lambda ^2}{\sin^2}\alpha } }}\text{。}$ (4)
 图 7 活塞敲击力与十字头敲击力比较 Fig. 7 The force compare of crosshead and piston

2.3 整机振动特性研究

 图 8 柴油机机体参考点位置示意图 Fig. 8 The location of reference points on the diesel engine

 图 9 柴油机机体参考点加速度响应 Fig. 9 The acceleration response of reference points on the diesel engine

3 主机激励船体振动特性研究

3.1 船体模型描述及振动固有特性研究

 图 10 船体有限元模型 Fig. 10 Element model of the hull

 图 11 带有主机的船体模型 Fig. 11 Element model of the hull with diesel engine

 图 12 典型频率下船体结构整体模态 Fig. 12 The global mode in typical frequency of the

3.2 主机激励引起的船体振动特性研究

 图 13 主机基座参考点位置选取示意图 Fig. 13 The location of reference points on diesel engine bedplate

 图 14 主机基座传递力频谱 Fig. 14 Frequency spectrum of transmitting force on diesel engine bedplate

 图 15 船体振动传函参考点位置 Fig. 15 The location of reference points of transfer function for hull vibration

 图 16 船体振动传函参考点响应 Fig. 16 The response of transfer function for hull vibration

4 结　语

1）低速柴油机振动较为复杂，峰值较多，主要与激励力频谱和整机振动固有特性有关。气缸爆发压力是柴油机整机振动的主要激励源，柴油机整机各个测点振动响应曲线的分析结果表明，气缸压力频谱对应的14 Hz基频及其倍频线谱较明显的出现在各参考点中，其振动最大位置出现在缸套上。

2）自上而下，缸套、气缸体主要受到气缸压力的作用，且上述两结构的振动模态相对较少，因此振动响应曲线中的峰值较单一；机架主要受到十字头敲击和气缸压力的传递力作用，且由于其尺度较大，十字头滑轨、结构侧面的模态密集，振动响应峰值较多；基座主要受到主轴承力的作用，频谱与气缸压力有关，且其结构刚度较弱，存在尺度较大的面，局部模态密集，振动响应峰值最多，且分布较广。

3）整船振动固有频率较低，在0–10 Hz的较低频段内即包含了6阶次的弯曲振动固有频率和两阶次的扭转振动固有频率，整个计算频段内包含了大量局部模态。主机激励船体振动曲线中，均具有明显的14 Hz频率峰值，是柴油机气缸压力的基频。与尾部相比，船体首部的振动响应量级稍小但仍需考虑，低频振动下，主机激励力会在船体弯曲振动频率下，将振动传递到船首。在主机选用过程中，应综合考虑主机振动特性、船体振动特性、主机安装位置的因素，获取较好的控制效果；同时，对船用主机进行低噪声设计以控制船体振动是可行且更具优势的，建议后续工作开展主机振动控制验证研究。在船舶主机匹配、船体结构设计过程中，应该充分考虑主机激励与船体振动固有频率的关系。

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