萬新斌 楊衛(wèi)英

（中國船舶及海洋工程設(shè)計研究院 上海 200011）

引 言

主推進(jìn)軸系是船舶推進(jìn)系統(tǒng)的重要組成部分，其主要任務(wù)是連接主機與螺旋槳，將前者所產(chǎn)生的扭矩傳遞給后者，同時將螺旋槳產(chǎn)生的軸向推力通過推力軸承傳給船體，以推動船舶的運動［1］。因此，推進(jìn)軸系的設(shè)計在船舶設(shè)計中起著關(guān)鍵性作用。

某型船主機功率大（單軸功率接近20 MW），傳遞扭矩大，軸系長度大（約60 m），中間環(huán)節(jié)多；大扭矩、長軸系會帶來諸多問題，如軸承負(fù)荷高、負(fù)荷分配不均勻、軸系強度要求高、不易避開軸系振動、軸系校核困難等問題，這都給軸系的設(shè)計帶來困難［2］。該船為舷外支撐，水潤滑艉軸承軸系，本文主要討論軸系回旋振動和軸系強度的計算分析，然后結(jié)合軸系的校中、扭振、縱振完成了軸系的全面優(yōu)化設(shè)計研究，目前該船已完成軸系的施工設(shè)計。

1 優(yōu)化設(shè)計說明

1.1 軸系基本情況

該船為雙軸系，本文主要針對右軸系進(jìn)行分析，左軸系與之類似，調(diào)距槳的配油器安裝在齒輪箱上。右軸系由1根螺旋槳軸和5根中間軸組成。根據(jù)《鋼質(zhì)海船入級規(guī)范》CCS 2012，軸的直徑d

應(yīng)不小于按式（1）［3］計算的值。

式中:符號意義及其取值見CCS 2012。

將該船相應(yīng)數(shù)據(jù)代入式（1），計算后可知螺旋槳軸的軸徑＞602 mm，中間軸徑＞494 mm。

該船螺旋槳軸采用水潤滑軸承，計算時后艉軸承長度取2.5倍軸徑，中、前艉軸承長度取1倍軸徑；油潤滑中間軸承長度參考國家標(biāo)準(zhǔn)。除后艉軸承支點在1/4軸承長度處外，其余軸承支點均為軸瓦中心處。

1.2 軸系優(yōu)化設(shè)計衡定標(biāo)準(zhǔn)

本文軸系的優(yōu)化主要從回旋振動、軸承負(fù)荷和軸系強度三方面對各軸系布置方案進(jìn)行比較分析，要求如下:

（1）回旋振動

在軸系最高工作轉(zhuǎn)速的115%以下無一次回旋振動臨界轉(zhuǎn)速，一次葉頻臨界轉(zhuǎn)速則不應(yīng)在80%～120%額定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)出現(xiàn)。

（2）軸承負(fù)荷

艉軸承比壓≤0.5 MPa，中間軸承比壓≤1.0 MPa，后艉軸承支點處的螺旋槳軸與后艉軸承的相對轉(zhuǎn)角≤3.5×10-4rad（由于各方案中均滿足此要求，后續(xù)比較分析過程中未列出該數(shù)據(jù)）［4］。

（3）軸系強度

根據(jù)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)的要求，軸承處軸的彎曲應(yīng)力≤41 MPa，螺旋槳軸安全系數(shù)為2，中間軸安全系數(shù)為1.75。

1.3 優(yōu)化說明

本文軸系優(yōu)化設(shè)計研究主要采用如下方法:分回旋振動葉片次正回旋共振轉(zhuǎn)速＞120%額定轉(zhuǎn)速（以下簡稱高避方案）和回旋振動葉片次正回旋共振轉(zhuǎn)速＜80%額定轉(zhuǎn)速（以下簡稱低避方案）兩種情況，分別選取若干可行方案，進(jìn)行軸系軸承負(fù)荷和軸系強度計算，選取滿足有關(guān)要求的方案，比較分析后給出初步優(yōu)化方案。然后針對初步優(yōu)化方案進(jìn)行全面的校中、縱振和扭振計算，分析計算結(jié)果是否滿足有關(guān)規(guī)范的要求，如滿足則認(rèn)為初步優(yōu)化方案合理可行，如不滿足則對方案進(jìn)行優(yōu)化、調(diào)整或放棄，并再次進(jìn)行校核計算，最后完成軸系優(yōu)化設(shè)計研究工作，優(yōu)化流程圖如圖1所示。

圖1 軸系優(yōu)化設(shè)計流程圖

1.4 計算工具介紹

在各方案的對比分析過程中，主要采用挪威船級社（以下簡稱DNV）開發(fā)的Nauticus Machinery船舶軸系計算軟件中的Shaft Alignment（軸系校中計算，含回旋振動和縱向振動計算）模塊進(jìn)行軸系的軸承比壓、各軸段的彎矩及回旋振動計算，然后根據(jù)有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行軸系強度計算。

DNV軟件計算時，軸系建模界面如下頁圖2所示（此圖為螺旋槳軸上3艉軸承的方案模型，2艉軸承方案與之類似）。

圖2 對中回旋振動計算建模界面

2 回旋振動高避方案分析

2.1 方案介紹

軸系尾部布置如圖3所示。

圖3 軸系尾部簡圖

根據(jù)以往軸系計算的經(jīng)驗，在螺旋槳參數(shù)一定的情況下，圖中螺旋槳中心至后艉軸承支點的距離C，軸系最后兩個軸承的跨距L以及螺旋槳軸的軸徑D對回旋振動的計算結(jié)果影響最大。具體關(guān)系如下:C和L越小，D越大，回旋振動一階固有頻率越高；反之，回旋振動一階固有頻率越低。

根據(jù)該船螺旋槳的實際尺寸，同時考慮安裝和維修空間，距離C應(yīng)不小于1700 mm，對比分析過程中C取以下三個值:1700 mm，1900 mm，2100 mm。為了減重及降低成本，螺旋槳軸的軸徑不應(yīng)太大，初步設(shè)定直徑D≤700 mm，對比分析過程中確定D值分別為660 mm、680 mm、700 mm。

C和D范圍確定后，高避方案可大致確定L的范圍，即L≤6050 mm。該船船體外軸系長度約15 m，因此若采用高避回旋振動的布置形式，船體外必須設(shè)兩個艉軸架以安裝后艉軸承和中艉軸承，根據(jù)對中初步計算結(jié)果可知，為保證中艉軸承充分受力，L應(yīng)盡量大。

高避方案的C、D和L可取如下值（見表1）。

表1 高避方案軸系尾部布置情況mm

表1中各方案代表的物理意義如下:

（1）G1方案

C接近最小值，D接近最大值，此時L為可取的最大值。

（2）G2方案

C接近最小值，D接近最小值，此時L為可取的最大值。

（3）G3方案

C接近中間值，D接近中間值，此時L為可取的最大值。

（4）G4方案

C接近最大值，D接近最大值，此時L為可取的最大值。

（5）G5方案

C接近最大值，D接近最小值，此時L為可取的最大值。

2.2 計算分析

利用DNV軟件分別對G1～G5方案進(jìn)行建模，并進(jìn)行軸系校中和回旋振動計算，由于軸承的油膜剛度需要經(jīng)過復(fù)雜的數(shù)值計算才能得出［5-6］，本文為方便計算，艉軸承剛度（一般為108～109N/m）和中間軸承剛度（一般為109～1010N/m）均取中間值，各軸承相對于軸系中心線無偏移。

回旋振動計算結(jié)果如表2所示:

表2 高避方案回旋振動計算結(jié)果

由表2可以看出以上各方案均滿足回旋振動共振轉(zhuǎn)速的要求。

由于高避方案中螺旋槳軸軸徑較大，軸系強度不存在問題，只對各軸承處的軸承比壓進(jìn)行比較分析，軸承比壓見表3:

由表3可以看出:

（1）G1～G5方案中，中間軸承負(fù)荷變化不大，說明軸系尾部布置調(diào)整對中間軸承受力影響不大。

（2）B2（中間艉軸承）負(fù)荷隨最后兩個艉軸承之間跨距L的減小而迅速減小，當(dāng)L = 2500 mm時，B2的反力為0。因此，為了使其能夠充分受力，需使L盡量大。

經(jīng)過試算，以G1方案（該方案L值最大且中艉軸承受力最大）為例，在C值和D值不變的情況下，要使前艉軸承和中艉軸承的比壓相差不大，需將L加長到9 m左右，而此時的前、中艉軸承的跨距只有4 m左右，回旋振動的1階葉頻轉(zhuǎn)速為96.5 r/min，與額定轉(zhuǎn)速（108 r/min）的百分比為89.3%，顯然已無法滿足高避規(guī)范規(guī)定值的相關(guān)要求。同時該方案還存在以下兩個問題:

表3 高避方案各軸承比壓 MPa

（1）由于設(shè)有前后兩個艉軸架且前艉軸架已經(jīng)很靠近船體外板，增加了船體的附體阻力，降低了快速性。

（2）螺旋槳軸徑為700 mm，這樣大軸徑的長軸（約18 m）制造加工困難，同時大軸徑的軸附件（艉軸承、艉軸管、艉軸密封裝置及液壓聯(lián)軸器等）費用也會很高，降低了船舶的經(jīng)濟性。

綜上所述，高避方案不太適應(yīng)本船的軸系設(shè)計。

3 回旋振動低避方案分析

3.1 方案介紹

為使軸系回旋振動的一階葉頻次共振轉(zhuǎn)速＜85%的額定轉(zhuǎn)速，需使本文第2節(jié)中的C值和L值加大，D值減小。由于C≥1700 mm，因此對比分析過程中，C值仍取1700 mm、1900 mm、2100 mm。

為保證軸系強度，D值分別取為610 mm、630 mm、650 mm。

低避回旋振動時，L值越大，共振轉(zhuǎn)速越低，因此，船體外部可只設(shè)置一個艉軸架以保證較大的L值。由于該船總體布置的限制，L的取值范圍在11 m ～14 m之間。經(jīng)過初步估算，在此區(qū)間內(nèi)，L值的增大對降低回旋振動共振轉(zhuǎn)速和提高前艉軸承的受力均有好處，但影響不大（L值增大1 m，共振轉(zhuǎn)速降低約4%，前艉軸承比壓增大約0.01 MPa）。為簡化分析，L值取13 m。低避方案取值參見表4。軸系其他部分參數(shù)同本文第2節(jié)。

表4 低避方案軸系尾部布置情況 mm

3.2 計算分析

分別對D1～D5方案進(jìn)行建模，并進(jìn)行軸系校中和回旋振動計算，同時進(jìn)行軸系強度計算，計算結(jié)果如表5 -表8所示。

由表5 -表8可知:

（1）D1～D5方案均滿足回旋振動共振轉(zhuǎn)速的要求；

（2）軸系尾部布置調(diào)整對中間軸承受力及軸系強度影響不大；

（3）D1～D5方案前、后艉軸承的比壓均在0.2～0.3 MPa區(qū)間附近，在艉軸承長度與G1～G5方案變化不大的情況，前艉軸承和后艉軸承的比壓相差不大，軸承受力情況較好；

表5 低避方案回旋振動計算結(jié)果

表6 低避方案各軸承比壓MPa

表7 低避方案各軸承處軸的彎曲應(yīng)力MPa

表8 低避方案各軸承處軸的安全系數(shù)

（4）D1、D3和D4方案中，后艉軸承處的彎曲應(yīng)力接近或大于許用安全應(yīng)力（41 MPa），軸系強度不滿足要求（或裕度太?。?/p>

（5）低避方案各個軸承處軸的安全系數(shù)均滿足要求。

若僅從計算結(jié)果看，低避方案中的D2和D5方案均可行，然而，由于D2方案中，艉軸法蘭前端距尾軸架后端距離只有93 mm，艉法蘭防護(hù)罩安裝和維修空間太小，操作不便，因此，低避方案中，C、D、L可參考D5方案分別在1900±100 mm、630±10 mm以及13±0.5 m的范圍內(nèi)取值。

4 軸系的全面優(yōu)化設(shè)計

通過對低避和高避方案的比較可知，低避方案由于只有一個艉軸架且離船體較遠(yuǎn)，具有較好的船體快速性；各軸承受力較均勻，同時螺旋槳軸的軸徑較小，軸系附件尺寸較小，提高了建造的經(jīng)濟性。因此，軸系尾部布置方案以低避方案的建議值進(jìn)行設(shè)置。

針對不同的中間軸徑Dz（取500 mm、520 mm和540 mm）和第一個中間軸承與前艉軸承跨距Lz（取6 m、7 m和8 m）分別進(jìn)行了計算，經(jīng)過比較分析可知Dz在520±10 mm取值，Lz在7±0.5 m取值較為合適（限于篇幅，故不詳述）。其他中間軸承之間的跨距在余下的中間軸長度上均分，并根據(jù)該船具體情況稍作調(diào)整。

據(jù)此得出了軸系布置的初步優(yōu)化方案，然后針對該方案進(jìn)行了軸系的全面校中計算（含冷熱態(tài)、運轉(zhuǎn)狀態(tài)、考慮船體變形、軸承磨損及船臺安裝等工況）、縱向振動計算（自振、強迫振動計算）和扭轉(zhuǎn)振動計算（不同的平衡塊數(shù)量、發(fā)火間隔角、正常發(fā)火、一缸不發(fā)火等工況），根據(jù)計算結(jié)果對軸系的設(shè)計參數(shù)進(jìn)行了局部調(diào)整和優(yōu)化（數(shù)值均在本文的建議范圍內(nèi)），最后得出了適合該船工程應(yīng)用的軸系布置方案。

5 結(jié) 論

船舶推進(jìn)軸系的設(shè)計是個復(fù)雜的過程，要考慮軸承負(fù)荷、軸系強度、回旋振動、縱向振動、扭振振動、船體線型及實船的具體布置情況等多種因素的影響。本文從滿足CCS關(guān)于回旋振動的要求出發(fā)，提出針對某型船的多種推進(jìn)軸系布置方案，利用DNV的Nauticus Machinery軸系計算軟件對軸系進(jìn)行了校中和振動計算，結(jié)合該船的具體情況從軸承負(fù)荷（比壓）和軸系強度方面對各方案進(jìn)行了比較分析，得出了軸系布置的初步優(yōu)化方案。根據(jù)全面的校中、縱向振動和扭轉(zhuǎn)振動計算結(jié)果對初步方案進(jìn)行進(jìn)一步的優(yōu)化調(diào)整，最終實現(xiàn)了該型船的軸系優(yōu)化設(shè)計，也為其他船舶軸系的設(shè)計和優(yōu)化提供一定的參考和借鑒。

［1］商圣義.民用船舶動力裝置［M］.北京:人民交通出版社，1996，25-26.

［2］金立平.某船舶推進(jìn)軸系扭振計算分析［J］.船舶，2011（5）:46-49.

［3］鋼質(zhì)海船入級規(guī)范 第3分冊［S］.北京:人民交通出版社，2012:229，245.

［4］指導(dǎo)性文件 GD026-2000，中國船級社船上振動控制指南［S］.北京:人民交通出版社，2000:128-129，141-142.

［5］周瑞平.超大型船舶推進(jìn)軸系校中理論研究［D］.武漢:武漢理工大學(xué)，2005，39-42.

［6］朱漢華.油膜力耦合下質(zhì)量偏心對船舶軸系振動的影響［J］.船舶工程，2008（2）:21-23.