，，

(上海繹凱船舶設(shè)計有限公司，上海 200030)

液化乙烯船(LEG船)為高技術(shù)、高附加值船型，目前我國對于其船體和液罐部分的設(shè)計與制造有長足的進步，但對其另一核心部件、即液貨系統(tǒng)的再液化裝置(以下簡稱模塊)的設(shè)計和制造主要依賴進口。27 500 m3LEG船采用進口設(shè)備國內(nèi)組裝的半冷半壓式再液化裝置，系統(tǒng)設(shè)計和布置均由瓦錫蘭負責(zé)。該船型有較大振動問題，由于系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，僅通過振動測試無法判斷振動超標的原因。

海上模塊振動故障的研究較少，陸地上的石油化工行業(yè)對此研究較充分，氣體機械研究委員會(GMRC)發(fā)布的相關(guān)研究[1-2]和低速往復(fù)式壓縮機設(shè)計的主要標準API618[3]表明，管道設(shè)計缺陷可能導(dǎo)致進、排氣管內(nèi)氣體脈動壓力共振或氣體與管道間的共振，并可通過管道和結(jié)構(gòu)遠距離傳遞，是系統(tǒng)振動故障的主要原因。但海上模塊與陸地模塊的工作環(huán)境有很大區(qū)別，陸地模塊的基礎(chǔ)一般為混凝土結(jié)構(gòu)，剛度、重量大，不易振動；而船體為鋼結(jié)構(gòu)，主甲板等基礎(chǔ)結(jié)構(gòu)的剛度和重量相比陸地小得多，在陸地上作用較小的壓縮機不平衡力在海上就有可能與船體結(jié)構(gòu)發(fā)生低頻共振，從而產(chǎn)生大范圍的結(jié)構(gòu)高振。同時，模塊空間緊湊導(dǎo)致管架結(jié)構(gòu)剛度偏弱[4]1、管道支撐工藝存在薄弱環(huán)節(jié)等都可導(dǎo)致局部高振[5]，因此海上的故障表現(xiàn)形式更加復(fù)雜。

機械波和氣體力均可遠距離傳播，但振動頻段和傳播范圍存在差異；結(jié)構(gòu)整體振動和局部振動的振型存在差異。因此，可以根據(jù)這些動力學(xué)特性的差別來分辨高振原因。有些海上結(jié)構(gòu)物的文獻基于模態(tài)法計算了強迫振動響應(yīng)[6]，但該算法對復(fù)雜結(jié)構(gòu)比較容易失真[7]，而且無法模擬載荷相位差的影響，計算結(jié)果中波的傳播路徑和振動相位等動力學(xué)特性也不太直觀。改用瞬態(tài)法與頻譜分析相結(jié)合的方法，先通過振動測試確定載荷頻段和主要成份，再將相應(yīng)載荷輸入有限元瞬態(tài)計算模型進行穩(wěn)態(tài)時間歷程分析，了解振動波的傳遞路徑、相位關(guān)系、整體與局部振型、振幅等關(guān)鍵特征，并與測試結(jié)果對比，從而做出診斷結(jié)論及相應(yīng)減振措施。

1 壓縮機室結(jié)構(gòu)特點

27 500 m3液化氣船壓縮機室整體位于第3貨艙主甲板上，壓縮機室縱向跨距16.8 m、橫向跨距17.2 m，跨距較大。盡管縱向外圍壁與頂邊艙縱壁對齊、支撐較好，但壓縮機距離貨艙橫艙壁較遠、且甲板下強橫梁較矮，甲板板架剛度較弱。

室內(nèi)有8根結(jié)構(gòu)支柱及大量管架小柱，當這些立柱，主要是上下連續(xù)的結(jié)構(gòu)支柱足夠多時，可將壓縮機室甲板與屋頂并聯(lián)，見圖1。

圖中，[K1,C1,M1]為主甲板橫向彎曲剛度，主甲板阻尼，主甲板及附連質(zhì)量；[K2,C2,M2]為屋頂橫向彎曲剛度，屋頂阻尼，屋頂及附連管系質(zhì)量；[K3,C3,M3]為支柱拉壓剛度，管架剪切和彎曲變形阻尼，支柱、管架及附連設(shè)備質(zhì)量。由于K3>K1、K3>K2，因此支柱兩端的甲板和屋頂節(jié)點的位移近似相等，K1、K2可近似為并聯(lián)彈簧，C3與C1、C2也近似并聯(lián)。振動系統(tǒng)的總剛度K、總質(zhì)量M、總阻尼C有如下關(guān)系。

K=K1+K2

M=M1+M2+M3

(1)

C=C1+C2+C3

船上裝有2套挪威Hamworthy再液化模塊，設(shè)備基本對稱布置于左右兩舷，貨物壓縮機及驅(qū)動電機的共同基座單獨安裝于主甲板上，其余大多數(shù)設(shè)備及管系安裝于一個雙層平臺共同管架上。

2 現(xiàn)場故障

1)室內(nèi)主甲板和屋頂振動強烈，導(dǎo)致多個儀表損壞；屋頂振幅甚至超過甲板。

2)距壓縮機較遠的甲板測點發(fā)現(xiàn)振動放大。

3)外圍壁局部振動，割斷管架撐桿后有緩解。

4)雙機工況下，每次重起機器，船體振動強度隨機且差值大，有時幾乎感覺不到任何振動。

5)駕駛室某些支架有較大振動。

6)二層平臺上的制冷壓縮機有較大振動。

7)壓縮機室后方露天管系局部較大振動。

8)氣液分離器和貨物中冷器頂端振動較大。

9)室內(nèi)低頻噪聲大、高頻噪聲不明顯。

3 頻譜分析

3.1 載荷的理論分析

貨物壓縮單元通常采用往復(fù)式無油密封壓縮機，壓縮系統(tǒng)動載成份主要包括不平衡力、氣體脈動壓力和缸內(nèi)氣體力[8]，當模塊設(shè)計符合API618標準的DA3流程，即聲學(xué)、管道支撐及零件最小固有頻率設(shè)計時，脈動壓力及氣體力可被準確控制[9]，因此不平衡力成為主要載荷。

大多數(shù)往復(fù)式壓縮機的不平衡力主要成分為一、二次軸頻[4]8；脈動壓力及氣體力的主要成分為一階力，其頻率為[10]

fc=nmk/60

(2)

式中：n為曲軸轉(zhuǎn)速，r/min，m為氣缸數(shù)，k為氣缸作用系數(shù)。以布克哈德壓縮機為例，往復(fù)式迷宮密封機型為雙作用，k=2；機器有2～3個氣缸，但氣缸間為串聯(lián)、用于多級壓縮，且各機器進、排氣管不并聯(lián)，故氣缸數(shù)m=1，fc等于2倍軸頻。

該船壓縮機曲軸轉(zhuǎn)速為710 r/min，則一、二次不平衡力頻率為11.83 Hz和23.67 Hz；根據(jù)式(2)，一階氣體載荷的頻率為23.67 Hz。

3.2 測試驗證

基于載荷頻段和作用點的區(qū)別，通過振動測試和頻譜分析初步分辨主要載荷。對貨物壓縮機機蓋、機腳及機蓋附近立柱、機腳附近主甲板做1/3倍頻程頻譜測量，測量結(jié)果見圖2。

其中振動速度級Lv=20 lg(v/v0)，v為振動速度，參考值v0=5×10-8m/s。由測量結(jié)果可見：

1)各測點低頻區(qū)域響應(yīng)突出，30 Hz以上區(qū)域基本可以忽略。

2)中心頻率點10.0，12.5，25.0 Hz附近有明顯的響應(yīng)峰值，通過窄譜分析確定峰值對應(yīng)頻率為11.8、23.7 Hz，即一、二次軸頻。

3)中心頻率點315 Hz附近出現(xiàn)響應(yīng)峰值，數(shù)值明顯小于一、二次軸頻峰值，頻率接近氣柱三階共振頻段[11]，由于振動主要發(fā)生在機蓋處，機腳處響應(yīng)很小，且機蓋在315 Hz的響應(yīng)峰值高于其25 Hz的響應(yīng)峰值，由此判斷為氣柱三階共振，并通過機蓋、氣管傳遞到管架立柱、再傳遞到相連主甲板上。

可見載荷主要頻段為一次軸頻，成分為不平衡力；次要頻段為二次軸頻，成份包括不平衡力和氣體載荷，扣除其中二次不平衡力引起的響應(yīng)，由氣體載荷引起的響應(yīng)不大、可暫不考慮。

4 有限元計算

4.1 模態(tài)計算

使用FEMAP建立有限元模型，通過NX.Nastran求解器進行計算。

模型范圍取壓縮機室向前、后各延伸一個艙段至貨艙橫艙壁處、向下延伸至頂邊艙下縱壁處。網(wǎng)格尺寸設(shè)為肋距×縱骨間距。為避免過多的模態(tài)干擾，管系及設(shè)備簡化為質(zhì)點，附連到相近的網(wǎng)格節(jié)點上。對縱向連續(xù)構(gòu)件在前、后橫艙壁上的端部節(jié)點、以及縱、橫艙壁的下端所有節(jié)點施加簡支約束。

計算結(jié)果表明，二階軸頻的±20%、即19.0～ 28.5 Hz范圍內(nèi)的振型均為高階振型，可以忽略。一階軸頻的±20%范圍、即9.5～ 14.2 Hz范圍內(nèi)，露天甲板一、二階垂向振動振型有共振風(fēng)險，固有頻率為9.3、11.3 Hz；壓縮機室結(jié)構(gòu)二、三階垂向振動振型有共振風(fēng)險，其頻率分別為11.7、13.0 Hz，振型分別為縱向三節(jié)線、橫向三節(jié)線。

原設(shè)計主甲板下方每2～4檔肋位設(shè)置強橫梁，靠加密強橫梁對提升結(jié)構(gòu)固有頻率效果有限[12]。由于主甲板與屋頂為并聯(lián)結(jié)構(gòu)，在屋頂上方只需增設(shè)4道高強橫梁和3道縱桁，并對齊結(jié)構(gòu)柱，即可將室內(nèi)一階固有頻率從8.0 Hz提升到8.8 Hz，二、三階固有頻率分別提高到12.5和13.1 Hz，頻率提升不多，但振幅有明顯改善，參考響應(yīng)計算結(jié)果。

4.2 響應(yīng)計算

為擺脫目前的常規(guī)響應(yīng)算法對模態(tài)解完整度的依賴[13]，采用直接瞬態(tài)法進行計算。由于抗干擾能力強，對系統(tǒng)進行詳細模擬，見圖3、4。

借助壓縮機作動力源，對同一型姐妹船進行阻尼測試及統(tǒng)計、并與直接計算結(jié)果作對比，獲得系統(tǒng)結(jié)構(gòu)阻尼G≈0.03。將阻尼值輸入模型進行響應(yīng)計算，結(jié)果見表1、2。

表1 左舷單機工況速度幅值的計算與實測對比 mm/s

表2 結(jié)構(gòu)修改前后左舷單機工況速度幅值對比 mm/s

4.3 誤差分析

在主甲板上布振動測點見圖5。

設(shè)計整改后左舷單機滿負荷工況下，峰值速度計算值與實測值對比見表1。大多數(shù)測點兩值較吻合，壓縮機附近測點3、5、12誤差較大，最大相對誤差接近15%，都是正誤差，可能是建模誤差造成的。

1)RBE2型MPC模擬壓縮機本體導(dǎo)致剛度過大，可能導(dǎo)致測點5和12的計算值偏大；

2)彈性聯(lián)接的壓縮機驅(qū)動軸簡化為梁單元，可能是造成測點3計算值偏大的原因。

設(shè)計整改前后，部分測點的響應(yīng)對比見表2，其中測點1B、2B、5B分別為測點1、2、5上方的屋頂測點?？梢?，主甲板最大響應(yīng)約減少20%，屋頂最大響應(yīng)減少約50%。

5 振動標準及數(shù)值換算

5.1 可靠性相關(guān)標準

不少歐洲船東要求壓縮機基礎(chǔ)結(jié)構(gòu)(含基座)的振動需符合《往復(fù)式壓縮機系統(tǒng)的振動指南.第4版》(簡稱《EFRC指南》)A級指標，即10～200 Hz頻段內(nèi)的振動速度總均方根值小于2 mm/s[14]。

有時不同船東要求的信號類型不同，既有速度值與加速度值之分、又有幅值與均方根(RMS)值之分，需要進行換算。前者對諧振而言比較容易換算，不難得到對單一頻率f，位移x、速度v和加速度a之間關(guān)系為

v=2πf·xa=2πf·v

(3)

因RMS值淘汰了信號本身，使用的是信號能量級[15]

(4)

對于非共振情形的RMS換算，可將積分公式(4)化為求和式(5)，代入響應(yīng)計算最后一個整周期的結(jié)果來換算，式中N為樣本數(shù)。

(6)

5.2 舒適性相關(guān)標準及船級社規(guī)范

DNV、ABS等船級社關(guān)于航行安全或舒適性的指標基本參考ISO 20283-5的標準，均要求1～80 Hz頻域內(nèi)振動速度的加權(quán)RMS值小于6 mm/s[16]：

(6)

式中：vwi為i次加權(quán)值。或簡化計算如下。

(7)

其中vMRA為最大重復(fù)值，CF為轉(zhuǎn)換因數(shù)，假定一般情形CF=1.8[17-18]，共振情形CF=1。則測點6的全頻加權(quán)RMS值約9.2 mm/s，超出ISO指標。

6 動力學(xué)特性分析和故障診斷

1)壓縮機振動能量向船體結(jié)構(gòu)的傳遞路徑：一是通過基座傳遞給相連主甲板，并終止于艙壁、外圍壁等強支撐結(jié)構(gòu)；二是通過支柱向上方傳遞到屋頂、并終止于外圍壁；主甲板和屋頂上下對應(yīng)位置的振動接近同步。由于原設(shè)計屋頂剛度比主甲板小得多，因此振幅更大。

2)單機工況下，測點5、6、7的響應(yīng)特別大，船體結(jié)構(gòu)發(fā)生對角線型、即縱向三節(jié)線和橫向三節(jié)線耦合共振，故出現(xiàn)遠端振動放大的情況。

3)撐桿全部取消后，室內(nèi)管架的二層平臺沿水平方向發(fā)生剪切型振動，因此至少設(shè)置2縱、2橫的撐桿連到外圍壁以止晃；相連的外圍壁扶強材放大為垂直桁，可解決外圍壁局部振動問題。

4)響應(yīng)隨雙機曲軸轉(zhuǎn)角相位差而不同，雙機同步時，響應(yīng)幅值最大，接近單機時的2倍；雙機反相時響應(yīng)幅值最小，但不趨向零。由于測點到2個振源的距離不同，2列振動波抵達測點時相位差發(fā)生了變化，故不能完全疊加或抵消。

5)駕駛室支架振動原因不明。

6)制冷壓縮機響應(yīng)計算值小，現(xiàn)場再次調(diào)查確認為共同基座工藝缺陷導(dǎo)致局部振動。

7)露天甲板區(qū)響應(yīng)計算值小，現(xiàn)場再次調(diào)查確認為薄弱環(huán)節(jié)引起；局部加強即可解決。

8)氣液分離器和貨物中冷器頂部響應(yīng)計算值大，分析發(fā)現(xiàn)為頂部撐桿數(shù)量不足引起罐子搖晃、并帶動屋頂局部振動；每個罐子上、下各設(shè)3根撐桿以完全約束6個自由度，振動基本解決。

9)室內(nèi)低頻噪聲為結(jié)構(gòu)共振引起。

7 結(jié)論

結(jié)合振動試驗、頻譜分析、模態(tài)計算和瞬態(tài)響應(yīng)計算，是有效的振動故障診斷方法，且可以快速預(yù)報減振方案的效果，對保障產(chǎn)品質(zhì)量、提高安裝工藝和改進產(chǎn)品設(shè)計有重要意義。與多數(shù)壓縮機振動故障的研究結(jié)論不同的是，海上模塊高振主因為壓縮機不平衡力與船體結(jié)構(gòu)共振引起；后期應(yīng)改進模塊布置及船體結(jié)構(gòu)設(shè)計，或加裝一次不平衡力補償器。

不平衡力的振動能量傳播范圍局限在壓縮機室外圍壁及其下方縱、橫艙壁圍成的強支撐邊界內(nèi)，壓縮機室以外的管系振動與不平衡力基本無關(guān)。但駕駛室內(nèi)支架振動原因并未確診，是否由聲學(xué)方面的原因引起，還需進一步研究。

由于雙機工況下振動響應(yīng)具有很強的隨機性，現(xiàn)場測試及模擬計算均應(yīng)重點針對單機工況，通過疊加所有單機滿負載響應(yīng)值來保守估計多機工況下最惡劣響應(yīng)。并需要注意阻尼對強迫振動、尤其是共振響應(yīng)的影響，文中實測阻尼值比大多數(shù)鋼結(jié)構(gòu)相關(guān)文獻中提到的阻尼值小。

文中響應(yīng)計算值比實測值略大，后續(xù)可修正模型中壓縮機、電機及驅(qū)動軸的網(wǎng)格模型；當氣體力為主要載荷時，需修正管系模型。此外，直接瞬態(tài)法不支持模態(tài)阻尼，當多個頻段的載荷同時起主導(dǎo)作用時，需進一步研究阻尼的解決方法。