文深華，馬 帥

（玉柴船舶動力股份有限公司，珠海 519175）

船舶軸系校中計算的優(yōu)化

文深華，馬 帥

（玉柴船舶動力股份有限公司，珠海 519175）

對船舶軸系校中計算的影響因素進行分析，同時簡單介紹EnDyn軟件在軸系校中計算過程中的應用，并結(jié)合實船案例分析建立軸系計算模型，進行優(yōu)化校中計算，從而實現(xiàn)合理分布軸承負荷，對軸系設計和安裝具有重要的指導意義。

軸系校中計算；軸承間距；偏移值；曲折值

0 引言

船舶推進軸系是用于將柴油機的功率傳遞到螺旋槳，并將螺旋槳的推力傳遞到船體，從而使船舶運動，它是船舶動力裝置的重要組成部份，其設計的質(zhì)量好壞，直接影響船舶的機動性、可靠性、經(jīng)濟性。軸系校中計算是將軸作為彈性連續(xù)梁進行計算分析各支承受力情況，并用調(diào)整支承位置的方法，使全部軸承上的負荷及各軸段內(nèi)的應力都處在允許的范圍內(nèi)，或具有最佳的數(shù)值，從而保證軸持續(xù)正常運轉(zhuǎn)。校中計算的目的是在任何狀態(tài)下，所有支承都需要承受靜態(tài)負荷，另外在船舶的各種服務狀態(tài)下，柴油機的所有曲臂檔差都應在允許的范圍內(nèi)。此種合理校中方法于 70年代開始應用于軸系設計中，從而更新了軸系設計概念和方法，使軸系運行狀態(tài)大為改善。現(xiàn)時采用低速柴油機的大型船舶，船級社一般都需要提供其軸系校中計算書。文章將以使用校中計算軟件 EnDyn介紹船舶軸系校中計算的影響因素及校中計算與優(yōu)化的方法。

1 軸系校中的主要影響因素

1.1 船體變形

影響軸系的主要因素是船體變形。船體變形取決于船舶所承受的荷載狀態(tài)及波浪影響情況，同一種荷載對不同的船型有不同的影響，軸系隨著船體的彎曲而彎曲，但又受制于它自身的剛性。對于新建造的船舶，柴油機是在非常淺的吃水狀態(tài)下進行軸系校中，這要求考慮對由于船體吃水增加而導致的船體彎曲變形提前進行補償。根據(jù)經(jīng)驗，吃水越深，柴油機和軸系的底部船體拱曲變形就越大，這樣#2主軸承的一部份負荷和#3主軸承的一小部份負荷會轉(zhuǎn)移到柴油機輸出端的#1主軸承上，即是表明：船體變形越大，需事先在#1主軸承設置越少負荷，而#2和#3主軸承上設置越多負荷。

瓦錫蘭柴油機對靠近船艉的后三個主軸承的靜態(tài)負荷一般要求如下：

1.2 軸承間距

優(yōu)化軸承間距是船舶推進系統(tǒng)成功安裝的關(guān)鍵，是軸系正確校中的前提。如果軸承間距太大，將會產(chǎn)生回旋振動的風險，負面影響將增加。如果軸承間距太小，在船體變形過程中軸承負荷變化很大，軸承所承受的負荷很容易超過它的設計上限和下限，甚至出現(xiàn)完全無負荷，從而很可能會出現(xiàn)以下情況：若軸系軸承中出現(xiàn)無負荷的軸承，那么有負荷的軸承間距會變得很大，有可能產(chǎn)生回旋振動的問題；若是柴油機的某個主軸承失去了負荷（通常是MB#2），由于振動，那么有可能損壞沒有負荷的軸承或其它主軸承，這樣柴油機就會在非設計狀態(tài)下運行，同時由于此軸承無負荷，它的荷載就會需要被其它的軸承所承擔，其它軸承就會出現(xiàn)超負荷現(xiàn)象。

通常校中計算要求的最大允許軸承間距采用以下GL船級社規(guī)范的經(jīng)驗公式計算得出：

而瓦錫蘭推薦不超過最大間距的 67%～90%，至少不超過最大間距的60%～100%。表1中的數(shù)據(jù)是用于優(yōu)化軸承間距的粗略建議，可供參考。

表1 優(yōu)化的軸承間距

1.3 熱態(tài)軸承偏移量

在熱態(tài)下，軸系校中計算需要考慮主軸承受熱膨脹影響的偏移量。而軸系軸承的熱偏移量也應該考慮，但由于軸系軸承間的距離相當長，其影響通?？梢院雎圆挥?。主軸承的熱偏移量可根據(jù)以下經(jīng)驗公式計算得出：

式（2）中：Δhmb為從冷態(tài)到熱態(tài)主軸承的熱態(tài)偏移量，mm；hmb為柴油機基座面板至曲軸中心線的距離，mm；hfound為柴油機下部滑油底艙至基座面板的距離，mm；C為修正系數(shù)，通常取0.3～0.5，取決于當前船舶的設計下，船廠的經(jīng)驗；teng為柴油機工作溫度，℃，通常取55℃；tref為軸系校中時的環(huán)境溫度，℃。

1.4 螺旋槳水動力

在動態(tài)下，軸系校中計算主要考慮螺旋槳水動力產(chǎn)生的軸向推力和彎矩的影響。因為螺旋槳軸向推力Tp與推力軸承反作用力Tp’之間存在一定偏心量etb，這導致在推力軸承處產(chǎn)生彎矩Mtb，如圖1所示。此彎矩主要影響柴油機輸出端的#1、#2、#3主軸承的靜態(tài)負荷分布。Mtb彎矩的計算公式為：

式（3）中：Mtb為推力軸承反作用力偏心產(chǎn)生的彎矩，kN；Tp為螺旋槳軸向推力，kN；etb為推力軸承垂直偏移量，m；0.7為修正系數(shù)。

圖1 螺旋槳推力在軸力軸承處產(chǎn)生的彎矩

2 軸系校中計算的過程

2.1 數(shù)學模型的建立

EnDyn校中計算采用3-D有限元曲軸模型，如圖2所示。在對整個軸系進行數(shù)學建模前，需對坐標系和力的方向進行定義，通常取螺旋槳軸的末端為坐標原點，穿過艉管后軸承和前軸承中心的水平直線為軸系理論中心線Xaxis，向上垂直于理論中心線的Y正向Yaxis，指向右舷為Z正向Zaxis，附加彎矩順時針方向為正。然后對整個軸系進行數(shù)學建模。一般情況下，軸系校中在船舶輕載壓載的狀態(tài)下進行，螺旋槳處于全浸沒狀態(tài)或部份浸沒狀態(tài)，艉管內(nèi)已注入滑油或水，故計算重量時，需考慮浮力的影響，而Endyn軟件采用浮力系數(shù)對其進行修正。

圖2 3-D有限元曲軸模型

2.2 優(yōu)化各軸承負荷

通過優(yōu)化軸系軸承距離或修正軸承相對于理論中心線的偏移量，對軸承的靜態(tài)負荷進行優(yōu)化，使各軸承負荷合理布置，且符合船級社規(guī)定和文中1.1涉及的瓦錫蘭對后三個主軸承的靜態(tài)負荷要求，并計算出各軸連接法蘭的偏移值和開口值。

2.3 計算軸承負載頂升系數(shù)

計算軸承負載頂升系數(shù)，用于軸承負荷測量時使用。EnDyn軟件根據(jù)用戶定義的頂升位置和柴油機曲軸模型，計算出頂升系數(shù)和生成軸承的頂升曲線圖（圖3）。在澆注環(huán)氧樹脂前，采用液壓千斤頂頂舉法測量軸系中各軸承負荷，方法為在軸承附近布置一液壓千斤頂，將軸逐步頂起，直至被測軸承完全與軸脫空。將測量的壓力值與對應的軸升高量繪制成頂升曲線，求得代替被測軸承的千斤頂負荷，此負荷乘以頂升系數(shù)即為被測軸承的計算負荷。并用EnDyn軟件計算的頂升曲線與測量繪制的頂升曲線進行核對，檢驗測量結(jié)果。

圖3 中間軸承的頂升曲線圖

3 校中計算案例分析

3.1 1236TEC MPP集裝箱船

該船動力裝置設計采用低速機連接定距槳的形式。柴油機選用W6X35，設計功率為5220kW，設計轉(zhuǎn)速為167r/min，軸系由一根直徑Φ320mm的中間軸和一根直徑Φ360mm的螺旋槳軸，加上前后艉管軸承和一中間軸承組成，這是典型的軸系設計型式。中間軸承的位置距中間軸后端法蘭面的距離約為中間軸長度的 1/3。為了便于調(diào)整中間軸法蘭面的偏移與曲折值，在中間軸前端增加一臨時支撐，平穩(wěn)承托中間軸。通過EnDyn計算，在開軸狀態(tài)下，確定各軸承位置，調(diào)整臨時支撐的高低，調(diào)節(jié)中間軸承前端法蘭與曲軸輸出端法蘭的偏移值，使其為0，則可確定整個軸系的偏移和曲折值。校中計算結(jié)果如表1所示。

開軸狀態(tài)下各連接法蘭的偏移與曲折值如圖4所示。

表1 軸系校中計算結(jié)果（冷態(tài)）

3.2 44600DWT散貨船

圖4 柴油機與軸系連接示意圖

此船的動力裝置初始設計方案與上類似。柴油機選用W6X40，設計功率為5460kW，設計轉(zhuǎn)速為124r/min，軸系由一根直徑Φ360mm的中間軸和一根直徑Φ425mm的螺旋槳軸，加上前后艉管軸承和一中間軸承組成，但由于淡水艙較短，艉管后軸承與前軸承的距離僅為最大允許軸承間距 Xmax的36.7%，而中間軸的長度也較短，中間軸承與前艉管軸承的間距也過小,僅為最大允許軸承間距 Xmax的41%，經(jīng)計算發(fā)現(xiàn)中間軸承在運行狀態(tài)基本不受力（圖5）。為了優(yōu)化軸承負荷，需取消前艉管軸承，并相應將中間軸承向后移動2個肋位的距離，對軸系重新進行校中計算，結(jié)果如表2和表3所示。優(yōu)化計算后可看出，改變了中間軸承無負載狀態(tài)，利于軸系安全運轉(zhuǎn)。

由于取消了前艉管軸承，故在開軸狀態(tài)，需在螺旋槳軸艏密封裝置前增加一個臨時支承，同時在臨時支承上方增加3T的下壓力，用于校中時定位螺旋槳，并且在中間軸前端也增加一臨時支承，用于校中中間軸。在校中計算中通過調(diào)整螺旋槳軸臨時支承的位移，使螺旋槳軸在艉管前端處上下左右的間隙相等，從而達到讓螺旋槳軸與艉管軸承內(nèi)孔中心同心（圖6）。

圖5 EnDyn計算中的運行狀態(tài)軸承負荷

表2 優(yōu)化前軸系熱態(tài)校中結(jié)果

表3 優(yōu)化后軸系熱態(tài)校中結(jié)果

圖6 無前艉管軸承的螺旋槳軸布置示意圖

圖7 柴油機與軸系連接示意圖

前艉管軸承，前密封裝置處軸段在運轉(zhuǎn)時，將不可避免存在一定的跳動，若跳動量過大，將容易導致前密封裝置的壽命減少，甚至損壞。跳動量通過計算給出，并且其值限制在密封裝置的允許范圍內(nèi)。因此在軸系布置設計時，應盡量保證軸承間距在合理范圍內(nèi)，從而避免出現(xiàn)無前艉管軸承的情況。開軸狀態(tài)下各連接法蘭的偏移與曲折值如圖7所示。

4 結(jié)論

文章對船舶軸系校中計算的影響因素進行了探討，闡述了軸系校中計算的基本過程。實船校中計算及優(yōu)化方案的比較對軸系設計和后續(xù)安裝具有指導意義，表明了取消前艉管軸承這一非常規(guī)設計對船舶軸系的狀態(tài)改善是可行的，為大型船舶軸系校中受船體變形影響這一復雜問題提供了一種切實可行的簡便方法，為后續(xù)同類問題提供了解決方案。

[1] 魏穎春, 楊川. 基于有限元法的船舶艉軸軸承負荷優(yōu)化[J]. 船海工程, 2011(05):62-64.

[2] 中國船舶工業(yè)總公司. 船舶設計實用手冊:輪機分冊[M]. 北京: 國防工業(yè)出版社, 1999.

[3] 中國船級社. 鋼質(zhì)海船入級與建造規(guī)范[S]. 北京: 人民交通出版社, 2009.

Optimization of Marine Shafting Alignment Calculation

Wen Shen-hua，Ma Shuai
（Yuchai Marine Power Co., LTD., Zhuhai 519175, China）

This paper studies the affecting factors of marine shafting alignment calculation and introduces the application of EnDyn software in the alignment calculation. Combining with actual ships, it sets up calculated model to optimize alignment calculation, to achieve a reasonable load distribution in bearings. It can be a guideline for the design and alignment of shafting.

shafting alignment calculation; bearing distance; sag; gap

U664.2

A

1005-7560(2014)01-0014-04

文深華（1982-），男，工程師，主要研究方向：船舶軸系校中和船用柴油機振動分析。