船舶振动和噪音

高速船的振动与噪声控制
时间：2007-6-8
引言
随着社会经济的发展，人们生活水平的提高，在当今社会的快节奏运动中，作为水上高速运输的高速船愈来愈受到人们的重视，已成为当今世界上主要发展船型之一.改革开放为发展我国高速水上客运提供了良好的机遇，随着国民经济的发展和国内外贸易往来的增长，以及旅游业的兴起和发展，近一二十年来，高速船在我国得到了迅速的发展.与此同时，高速船的振动与噪声控制也日益受到用船、造船和船检等部门的关注和重视.
1高速船振动特点
目前各种类型的高速船，除了各自的水动力性能外，从船体强度和振动角度，其共同特点是对船体的重量要求极严，刚度相对较弱.船舶航行时的阻力大致与船舶排水量成正比，故对于高速船来说，要提高航速最有效的办法之一是减轻船舶自重，控制自重是高速船设计成败的关键之一.当主机、设备等重量难以再较大幅度减轻后，减轻船体结构自重就成了设计的重点.除了按规范外，常采用理论方法设计，在满足强度的条件下尽可能减少板材和骨架的尺度，因而其船体刚度相对常规船型要弱.高速船的另一共同特点是因主机功率大，且皆为高速机，机电设备又相对较多，因而作为船舶振动的主要激振源——柴油机和螺旋桨，其激励幅值要较常规船大得多，且激励频率又较高。

刚度弱、激励大、频率高，造成高速船的船体振动较常规船更为突出.不仅影响旅客的舒适性和船员的工作效率，而且由于高速船船体构件尺寸小，板薄，振动幅值大，频率高，较常规船舶更易在应力过大部位产生疲劳破坏，从而影响结构强度和航行安全.以往船舶振动的研究集中于军用舰艇及排水型常规民船，要将其成果直接用于高速船还有一定距离.例如船舶设计时的振动预报，防止船舶产生船体低阶总振动共振，这是船舶设计时振动控制的一个重要手段.由于高速船一般主尺度较小，容易造成不会引起船体总振动的错觉，实则不然.如单体钢质高速客船，由于船体线型瘦削，L/D较大，仍然会激起船体总振动.某60客位单体钢质高速船，实船激振试验测得其船体垂向弯曲振动固有频率为1阶7.81 Hz，2阶12.79 Hz，3阶24.9 Hz，该船主机额定转速为1 744 r/min，齿轮箱减速比为2.077.因而在主机转速1 620 r/min时，沿船长各测点测得由轴频激励激起的船体2阶三节点振形，且共振幅值较大.实测振形腹点处船底板动应力最大峰值σmax=20.63N/mm2，已接近许用应力.但高速船由于主机转速高，因而激励频率高，以我们对若干艘高速船的振动计算表明，一般不会产生船体低阶总振动共振.如船长20～35 m的单体钢质高速船，计算所得的二节点1阶和三节点2阶船体垂向弯曲振动固有频率一般均小于12 Hz，而最低激励频率——轴频激励频率在额定转速时都常大于14Hz.因而即使在常用转速下，也不会发生1阶共振，发生2阶共振的机率也不多，实船测试也证实了这一点.但发生船体高阶(如3阶)总振动的可能性是存在的.故对高速船振动预报有意义的是2阶和3阶固有频率.而目前工程上常用的迁移矩阵法和一维有限元法，计算所得的总振动垂向弯曲1阶固有频率精度较高，3阶计算误差就较大.这是因为高阶振动时节点距离缩短，梁横截面发生翘曲，剪切变形影响增大，基于梁理论的迁移矩阵法及一维有限元法其高阶固有频率计算误差自然增大.计及流固耦合的三维有限元法计算精度可大大提高，但由于计算准备工作量大，需计算机的容量高，耗机时多，计算费用高等特点，难以在一般工程设计中应用.故寻求既能提高船体高阶固有频率的计算精度，又计算方便能满足不同设计阶段工程需要的实用计算方法，对高速船设计与振动控制来说就非常必需.另外，相对于总振动，高速船局部振动较为突出，局部振动共振的机会也增多，除了一般内河船常见的底板共振外，我们在实船测试曾发现尾舱船底板架共振，
某舰则发生整个尾悬体结构共振.质量较大的局部结构振动还可能和高阶总振动耦合.故提供方便有效的
精确计及舷外水影响的高速船局部振动计算程序，对高速船振动控制也是必须的.由于高速船一般主尺
度均较小，目前国内都为中、短途客船，其客舱均毗邻激励源.为满足旅客乘坐的舒适性，提高客运的
负载率，应研究针对性的减振措施.
噪声是振动的孪生姐妹，由于振动激励幅值大，频率高，加上高速船主尺度小，客舱往往毗邻机舱，故高速船的舱室噪声较常规船大得多，且主要成分为低频结构声，这均为多艘实船舱室噪声测试所证实.
由于船舶尺度及自重的约束，一些常用的噪声控制措施在高速船上的应用也受到了限制，同样应研究针
对高速船的噪声控制措施.
2振动控制
高速船的防振、减振方法其基本原理与常规船型是一样的，即改变结构的固有频率或激励频率以避
免共振；减少激励的幅值与减少激励的传递，以降低强迫振动的程度；及增加结构刚度和阻尼，以降低
响应。

防止发生船体总振动和局部振动共振，对高速船仍然是振动控制的首要任务.由于高速船激励频率高，因此总振动固有频率一般至少要算到3阶.设计初期决定主尺度和选择主机及减速齿轮箱时，可以
用近似估算程序或采用型船类比；在设计后期已有了详细图纸后，可用迁移矩阵法或一维、二维有限元法，对个别重要产品则可用三维有限元作整船动力分析.为提高高阶固有频率计算精度而又不致增加太
多工作量，建议采用二维有限元法.我们针对高速船开发了含有近似估算、迁移矩阵法和二维有限元法
等程序的高速船振动计算程序系统，其中二维有限元法采用杆-膜或梁-膜模型，应用流体边界元来解流
固耦合的振动方程，大大提高了计算精度.为避免船体总振动共振，一般要求固有频率高于激励频率，
有困难时也可取固有频率低于激励频率，但此时会有转速禁区存在，即在主机低转速时可能落入共振区.
频率储备量取决于结构的重要性和计算方法的精度，当采用近似估算或梁模型计算船体总振动固有频率，仍可采用一般的规定，即1阶±10%～±15%，2阶±15%～±20%.3阶±20%～±30%.但高频时要满足
如此宽的频率储备量，对高速船来说是有困难的.国内有关标准、规范对频率储备的要求见表1.
表1船体总振动频率储备量
1.船舶试航时的振动有两种情况。

一个是整体的振动，一个是局部的振动。

整体的振动通
常是由于船体的一阶固有频率与波浪频率相近，或者船体整体的刚性不够的原因。

整体的振动应该只是偶发的事情。

局部振动则原因较多，但主要是来自于大型设备的振动，如主机等，这种振动可能发生在设备附近，也有可能集中表现在特定的区域（频率耦合）。

通常来说，整体的振动通过简单的计算和分析是大多是可以避免的，而局部的振动则很难通过简单计算进行预测。

常做的方法是做结构的有限元模型，分析结构的各阶的频率，
引入主要设备的频率，进行耦合计算分析。

2.船上的噪音通常是中低频率的噪音，高频较少出现。

低频的噪音是来自于结构的振动，
一旦产生则必须对结构进行更改，减少结构的振动幅度。

中频的噪音则部分来自于结构振动，部分来自于设备的噪音，可以检查更改隔音、吸音材料厚度、控制施工质量等加以改善。

高频的部分应该是直接来自于某些设备或者是应该固定但是没有很好的固定的
小零件，需要检查被测区域的密闭情况以及结构的完好情况，通常也是来自于生产质量
控制不严格。