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30万吨FPSO机舱防振设计方法

成磊 何皛磊

成磊, 何皛磊. 30万吨FPSO机舱防振设计方法[J]. 中国舰船研究, 2020, 37(X): 1–6 doi:  10.19693/j.issn.1673-3185.01856
引用本文: 成磊, 何皛磊. 30万吨FPSO机舱防振设计方法[J]. 中国舰船研究, 2020, 37(X): 1–6 doi:  10.19693/j.issn.1673-3185.01856
CHENG L, HE X L. Anti-vibration design method for 300 000 DWT FPSO engine room[J]. Chinese Journal of Ship Research, 2020, 37(0): 1–6 doi:  10.19693/j.issn.1673-3185.01856
Citation: CHENG L, HE X L. Anti-vibration design method for 300 000 DWT FPSO engine room[J]. Chinese Journal of Ship Research, 2020, 37(0): 1–6 doi:  10.19693/j.issn.1673-3185.01856

30万吨FPSO机舱防振设计方法

doi: 10.19693/j.issn.1673-3185.01856
详细信息
    作者简介:

    成磊,男,1989年生,硕士,工程师。研究方向:船舶结构设计,船舶振动噪声预报与控制研究,船舶内装设计。E-mail:chenglei07@sina.com

    何皛磊,女,1985年生,硕士,工程师。研究方向:船舶与海洋结构物设计制造。E-mail:hexiaolei@chinasws.com

    通讯作者:

    成磊

  • 中图分类号: U663.6

Anti-vibration design method for 300 000 DWT FPSO engine room

图(8) / 表 (6)
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出版历程
  • 收稿日期:  2019-12-17
  • 修回日期:  2020-03-03
  • 网络出版日期:  2020-12-10

30万吨FPSO机舱防振设计方法

doi: 10.19693/j.issn.1673-3185.01856
    作者简介:

    成磊,男,1989年生,硕士,工程师。研究方向:船舶结构设计,船舶振动噪声预报与控制研究,船舶内装设计。E-mail:chenglei07@sina.com

    何皛磊,女,1985年生,硕士,工程师。研究方向:船舶与海洋结构物设计制造。E-mail:hexiaolei@chinasws.com

    通讯作者: 成磊
  • 中图分类号: U663.6

摘要:   目的  振动是影响船舶工作人员舒适度的重要因素,随着船东对舒适性要求的日益提高和相关规范的日益严格,船舶防振设计受到越来越多的重视。  方法  借助广泛应用于船舶振动分析和防振设计的模态叠加法开展相关研究。首先,对模态叠加法进行分析,总结得到控制振动激励源输出载荷和错开激励频率与固有频率的防振设计方法;然后,使用有限元法对某30万吨浮式生产储油泄油装置(FPSO)进行振动分析,并分别采用2种方法进行防振设计;最后,选择合适的方法运用于该30万吨FPSO。  结果  实船测试结果表明,所提防振设计方法可使该30万吨FPSO的振动响应满足ISO 20283-5的要求。  结论  研究成果可为船舶的防振设计提供一定的参考价值。

English Abstract

成磊, 何皛磊. 30万吨FPSO机舱防振设计方法[J]. 中国舰船研究, 2020, 37(X): 1–6 doi:  10.19693/j.issn.1673-3185.01856
引用本文: 成磊, 何皛磊. 30万吨FPSO机舱防振设计方法[J]. 中国舰船研究, 2020, 37(X): 1–6 doi:  10.19693/j.issn.1673-3185.01856
CHENG L, HE X L. Anti-vibration design method for 300 000 DWT FPSO engine room[J]. Chinese Journal of Ship Research, 2020, 37(0): 1–6 doi:  10.19693/j.issn.1673-3185.01856
Citation: CHENG L, HE X L. Anti-vibration design method for 300 000 DWT FPSO engine room[J]. Chinese Journal of Ship Research, 2020, 37(0): 1–6 doi:  10.19693/j.issn.1673-3185.01856
    • 浮式生产储油泄油装置(floating production storage and offloading, FPSO)集油气生产处理、储存外输和生活发电于一体,是广泛应用于海上油气田开发的浮式生产装置。FPSO船体结构作为一种复杂的弹性结构,在营运过程中会受到各种外界激振力的作用而产生振动,这种振动会对工作人员的舒适性产生有害影响,因而船舶防振设计受到船舶设计者和船东的重视[1~3]。为满足防振要求,通常需要在FPSO的详细设计阶段就估算船体结构的振动特性,并针对存在振动响应超标风险的区域进行防振设计。

      关于防振设计,国内外学者开展了许多研究。张新伟等[4]对某矿砂船进行了全船和局部的振动性能预报,通过采用添加横撑的方案使该矿砂船的振动性能得到了改良。李维嘉等[5]从船舶振动危害、现象与振源、阻尼技术及其在船舶上的应用、船舶振动隔离技术、动力吸振器的研究以及整船振动控制技术研究等方面综述了船舶振动控制技术的进展,并针对今后船舶振动控制研究的发展提出了建议。姚熊亮等[6]根据振动主动控制原理,对试验模型结构模态参数特征向量灵敏度进行分析,确定了结构的阻尼和刚度变化对振型变化的影响程度。张文春等[7]运用模态叠加法对发电机舱纵向混合构型加筋板的导纳特性进行了研究。Lü等[8]根据由波浪引起的横向振动分析和大量数据分析,设计了基于解压减振器的振动阻尼系统并进行了减振试验。史杰远等[9]基于适应性理论,考虑到船舶自然环境的复杂多变性,从生理、心理的角度揭示了人对振动等不舒适因素反应的不确定性,并提出了烦恼率算法以用于评价船舶舒适度。

      综上,目前都是针对振动预报和振动控制方法及原理而进行的研究,有关振动控制方法在实船项目中的适用性研究则很少。为此,本文拟结合30万吨FPSO在布置、结构和振动激励源设备方面的特点[10],基于模态叠加法分析对结构物振动响应产生影响的因素,提出控制振动激励源输出载荷和错开激励频率与固有频率的防振设计方法,并首次对防振设计方法在实船项目中的适用性进行分析。

    • 定义船舶的船长方向、船宽方向和垂向分别为XYZ轴方向,坐标原点位置为0号肋位(FR0)横剖面中心线CL与基线BL的交点。

    • 本文选取的FPSO载重吨为30万吨,空船排水量为7.3万吨。全船长度方向跨度为FR-6~FR108;宽度方向跨度为D.L.-33~D.L.33(D.L.为纵骨);主甲板以下高度范围为基线至高于基线33.515 m(B.L.~33 515A.B.),主甲板至生活楼顶部沿Z轴方向的高度范围为33 515A.B.~65 365A.B.。30万吨FPSO全船主尺度如表1所示,总体布置情况如图1所示。

      表 1  FPSO主要参数

      Table 1.  Main parameters of FPSO

      参数数值参数数值
      全船长度/m333.0结构吃水/m25.0
      垂线间长/m328.2生活楼高度/m31.5
      型宽/m60.0生活楼宽度/m46.8
      型深/m33.5生活楼长度/m14.4

      图  1  30万吨FPSO总体布置情况示意图

      Figure 1.  General layout of 300 000 DWT FPSO

    • 30万吨FPSO的主要振动激励源设备为布置在机械舱室区域第4层甲板上的2台主发电机。主发电机由柴油机和发电机两部分组成,其中柴油机为振动激励源设备。根据厂商的资料,柴油机的主要输出载荷为1阶“H型”倾覆力矩,其相关参数如表2所示。

      表 2  柴油机参数

      Table 2.  Parameters of diesel engine

      参 数数值
      额定功率/kW4 000
      额定转速/(r·min-1660
      1阶“H型”倾覆力矩/ (kN·m)632.3
    • 本次分析采用ISO 20283-5作为振动响应的评价标准[11]。按照该标准,以速度加权值作为评价对象,其表达为

      $$ {Z}_{{\rm{time-rms}}}={\left[{\sum }_{i}({\omega }_{i}{{\textit{z}}}_{i}{)}^{2}\right]}^{1/2} $$ (1)

      式中:Ztime-rms为基于时间平均的振动响应值的有效值;$ {\omega }_{i} $为针对第i个1/3倍频带的权重系数;zi为1~80 Hz全频带内1/3倍频程的第i个频带响应。

      振动测量时振动响应频谱上的最大峰值Zmra为船体振动的最大重复值:

      $$ {Z}_{{\rm{mra}}}=\left({C}_{\rm{f}}\sqrt{2}\right){Z}_{{\rm{time-rms}}} $$ (2)

      式中,Cf 为波峰系数[12]。针对30万吨FPSO及其振动激励源的情况,取Cf =1.3。ISO 20283-5中关于不同类型舱室的振动标准和对应的振动响应峰值如表3所示。

      表 3  ISO 20283-5振动评价标准

      Table 3.  Vibration standard of ISO 20283-5

      舱室类型振动响应速度有效值/
      (mm·s−1
      振动响应速度峰值/
      (mm·s−1
      船员居住舱3.56.4
      工作区6.011.0
      办公区4.58.3
      驾驶舱5.09.2
      开放甲板娱乐区4.58.3
    • 使用有限元软件MSC建立模型。模型由壳单元和梁单元组成,主体采用四边形网格,部分区域使用三角形网格进行过渡。船体艉部FR-6~FR38为受振动激励源影响比较大的机舱和生活楼区域,该部分区域的网格尺寸为900 mm × 900 mm;货舱区和艏部泵舱区(FR46~FR108)受振动激励源的影响比较小,有限元模型网格尺寸设置为3 000 mm × 3 000 mm,中间FR38~FR46部分采用三角形网格进行过渡。根据上述网格划分方法,建立典型FPSO全船三维有限元计算模型如图2所示。

      图  2  典型FPSO全船有限元模型

      Figure 2.  Finite element model of typical FPSO

      激振力载荷值如表2所示。柴油机相关参数显示,柴油机载荷对应的频率均为11.0 Hz,力矩方向为X轴方向,通过质量点模型的方式加载在机械舱室的相应位置,如图3所示。

      图  3  载荷加载示意图

      Figure 3.  Schematic diagram of loading

    • 本文采取基于流固耦合分析的源汇分布法对附连水的影响进行计算。在运用该方法时,将分布于流固边界面上的脉动源定义在船体水线面以下外板单元的外表面上。关于阻尼,本文选取由ABS推荐的恒定临界阻尼值0.015[13]

    • 使用有限元软件MSC进行计算,得到在柴油机振动激励源作用下的30万吨FPSO全船振动响应。参考ISO 20283-5振动评价标准,根据有限元计算结果,可知FPSO生活楼区域在振动激励源输出载荷作用下振动响应存在超标的情况。

      受篇幅所限,本文仅选取生活楼E层甲板船员居住舱室区域的板架①进行防振设计。板架①的振动响应最大值为9.5 mm/s,超过了ISO 20283-5振动评价标准对居住舱室区域的振动响应限制。板架①的振动响应图和结构图的俯视图如图4所示,位置的坐标范围如表4所示。

      图  4  板架①的振动响应图和结构俯视图

      Figure 4.  Vibration response diagram and structure top view of grillage No.1

      表 4  板架位置

      Table 4.  Location of grillage No.1

      方向坐标范围
      XFR30~FR38
      YCL~D.L.-26
      Z57 515A.B.
    • FPSO船体结构可看作是由板、梁等构件组成的弹性体[14],应视为多自由度系统进行分析。多自由度系统运动微分方程式为

      $$ {{M}}\ddot{{{q}}}+{{C}}\dot{{{q}}}+{{K}}{{q}}=F(t) $$ (3)

      式中:M为质量矩阵;C为阻尼矩阵;K为刚度矩阵;F(t)为施加在结构上的外载荷;q为结构物的位移响应向量,其表达式为

      $$ {{q}}={{\phi}} \times {{p}} $$ (4)

      式中:${{\phi}}$为固有振型;p为系统主坐标向量。

      模态叠加法是计算周期激励或简谐激励下结构物振动响应的一种有效方法。根据模态叠加法,若系统受简谐激励${F\left(t\right)=F}_{0}\mathit{{\rm{sin}}}\omega t$作用,根据公式(4),可得结构物的振动响应为

      $$ q\left(t\right)={F}_{r}{\overline{H}}_{r}\left(\omega \right) $$ (5)

      式中:Fr为振动激励源输出载荷;$ {\overline{H}}_{r}\left(\omega \right) $为复数响应函数。

      振动激励输出载荷和复数响应函数分别为:

      $$ {F}_{r}=\sum\limits _{r=1}^{N}{F}_{0}\mathit{{\rm{sin}}}(\omega t-{\theta }_{r}) $$ (6)
      $$ {\overline{H}}_{r}\left(\omega \right)=\sum\limits _{r=1}^{N}\left\{\frac{{\phi }^{\left(\mathit{r}\right)}{\phi }^{\left(r\right){\rm{T}}}}{{K}_{\mathit{r}}}{\alpha }_{r}\right\} $$ (7)

      式中:r为模态阶数;F0为外部载荷;$ \omega $为振动激励源输出载荷频率;Kr为结构物刚度;$ {\phi }^{\left(r\right)} $为正则振型;θr为初始相位角;${\alpha }_{{{r}}}$为结构物放大系数。

      结构物放大系数、固有频率和振型的表达式分别为:

      $$ {\alpha }_{r}=\frac{1}{{[1-({\omega /\omega }_{r}{)}^{2}]}^{2}+{\rm{i}}\left[2{\zeta }_{r}\right(\omega /{\omega }_{r}\left)\right]} $$ (8)
      $$ {\omega }_{r}=\sqrt{\frac{{K}_{r}}{{M}_{r}}} $$ (9)

      式中:$ {\zeta }_{r} $为阻尼比;${\omega }_{r}$为结构物固有频率;$ {M}_{r} $为结构物质量。

      由以上可知,影响振动响应的因素包括振动激励、结构物刚度、结构物质量、结构物振型、结构物阻尼比和振动激励频率与结构物固有频率之比。由于实船项目通常对设备性能有要求,故振动激励源的额定功率通常无法改变。同时,在结构物上铺设阻尼将产生较高的成本。由式(8)~式(9)可知,结构物的振型、刚度和固有频率通常相互关联。综上所述,在实船项目中,通常采用控制振动激励源输出载荷、错开激励频率与固有频率这2种方式来控制振动响应,实现防振设计。

    • 增加隔振装置是降低30万吨FPSO振动激励源输出载荷的最佳方法。隔振装置设置在设备自带基座与结构基座之间,单个结构基座上设置6个,即每个柴油发电机下面设置12个隔振装置,如图5所示。根据厂商的测试,安装隔振装置后柴油机输出的1阶“H型”倾覆力矩从632.3 kN·m减小到了418.4 kN·m。

      图  5  隔振装置示意图

      Figure 5.  Schematic diagram of grillage No.1

      根据式(5)~式(6)可知,由于振动激励源输出载荷减小,全船的振动响应都将成比例减小。根据安装隔振装置后的载荷进行有限元计算结果,从图6(a)中可以看出,通过防振设计后板架①的振动响应为6.3 mm/s,满足标准ISO 20283-5的要求;从图6(b)可以看出,振动响应值减小,振动响应频谱形状不变。

      图  6  控制振动激励源输出载荷方法的振动响应

      Figure 6.  Vibration response of the method of controlling the output load of vibration excitation source

    • 对板架①的固有频率进行计算。该板架沿Y轴方向长度为19 800 mm,沿X轴方向宽度为8 000 mm,板厚8 mm。板架①的构件参数如表5所示。

      表 5  板架①的参数

      Table 5.  Parameters of grillage No.1

      构件数量截面尺寸
      沿Y轴方向构件17HP 160 mm×80 mm
      沿Y轴方向构件22T 350 mm×14 mm×150 mm×18 mm
      沿X轴方向构件5T 350 mm×12 mm×200 mm×16 mm

      通过计算可得,板架①的固有频率为11.1 Hz,与柴油机输出载荷的频率11.0 Hz相差0.9%,即板架①将在振动激励源作用下产生共振。

      由于结构物固有频率大于振动激励频率,故错开激励频率与固有频率的最佳方法为通过增加板架加强筋尺寸的方式增加结构物固有频率。将板架①上沿X轴方向位于D.L.10,D.L.14,D.L.18和D.L.22的加强筋从截面尺寸为T350 mm×12 mm×200 mm×16 mm的T型材改成截面尺寸为T450 mm×20 mm×200 mm×24 mm的T型材。通过计算可得,修改后的板架①固有频率变为14.2 Hz,与柴油机输出载荷频率11.0 Hz相差29.0%,超过了10%,将不会在振动激励作用下产生共振。

      板架①固有频率增加,激励频率与固有频率错开,放大系数减小,由共振产生的振动响应峰值被消除。从图7(a)中可以看出,通过防振设计后板架①的振动响应为6.0 mm/s,满足标准LISO 20283-5的要求。从图7(b)可以看出,板架①的振动响应减小,同时振动响应频谱形状发生了变化。

      图  7  错开激励频率与固有频率防振设计方法的振动响应

      Figure 7.  Vibration response of anti-vibration design method with staggered excitation frequency and natural frequency

    • 将针对性强且改动量小的错开激励频率与固有频率的防振设计方法应用于30万吨FPSO。实船测试时,板架①所在区域的舱室测试点布置情况如图8所示。表6为防振设计后的实测数据加权值,对照表3可以看出,振动响应实测结果满足标准ISO 20283-5的要求。

      图  8  板架①区域振动测试点分布图

      Figure 8.  Distribution of measurement point of grillage No.1

      表 6  板架①实测数据

      Table 6.  Measured data of grillage No.1

      测试点振动响应速度/(mm.s−1)测试点振动响应速度/(mm.s−1)
      (1)0.70(5)2.69
      (2)0.69(6)1.62
      (3)0.60(7)0.80
      (4)3.19(8)1.03
    • 本文针对30万吨FPSO进行防振设计,提出了通过控制振动激励源输出载荷及错开激励频率与固有频率实现振动控制的防振设计方法。选择适用的方法应用于30万吨FPSO并将实船测试结果与ISO 20283-5振动评价标准进行对比,得到结论如下:

      1) 通过控制振动激励源输出载荷及错开激励频率与固有频率的防振设计方法均可使30万吨FPSO满足ISO 20283-5振动评价标准的要求。

      2) 针对30万吨FPSO,通过控制振动激励源输出载荷的防振设计方法是在作为振动激励源的主发电机下设置隔振装置。该方法可减小全船的振动响应,适用于大范围的振动响应超标的情况。

      3) 针对30万吨FPSO,错开激励频率与固有频率的防振设计方法是采用改变振动响应超标板架加强筋尺寸来增加加强筋截面积。该方法根据振动响应超标区域的实际情况进行设计,防振设计针对性强,适用于针对局部区域的振动响应超标情况。

      4) 选择错开激励频率与固有频率的防振设计方法运用于30万吨FPSO,根据实船测试结果可以得到,该防振设计方法能够使FPSO的振动响应满足标准ISO 20283-5的要求。

参考文献 (14)

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