基于平臺供應船的可調螺旋槳軸系設計方法研究

姚汝林，鄭銳聰，尹石軍

● （海軍駐中國招商局重工（江蘇）有限公司，江蘇海門 226100；2.浙江漢力士船用推進系統股份有限公司，浙江金華 321200）

基于平臺供應船的可調螺旋槳軸系設計方法研究

姚汝林1，鄭銳聰2，尹石軍2

● （海軍駐中國招商局重工（江蘇）有限公司，江蘇海門 226100；2.浙江漢力士船用推進系統股份有限公司，浙江金華 321200）

目前,國內對大功率平臺供應船的可調槳軸系設計沒有一個比較完整和系統的方法。通過工程實例詳細介紹了可調槳的軸系布置方法。該方法是根據目標船舶的特點，確定推進軸系的布置和各部件的尺寸及材料，以保證整個軸系安全、平穩地完成各種工況下的推進和機動任務。并保證船舶在橫傾15°、橫搖22.5°、縱傾5°、縱搖10°以及它們同時發生時軸系的正常運行。該方法能為平臺供應船的調距槳軸系設計提供一套完整可行的設計方法。

平臺供應船；軸系；調距槳

0 引言

通過軸系與傳動設備傳給螺旋槳，從而使螺旋槳轉動而產生推力，推動船舶運動[1]。本文將以我公司的工程項目10800HP—平臺供應船的可調距主推項目的軸系設計為

對于船舶設計來說，主機或傳動裝置和推進器連接起來的整套傳動系統稱為軸系。其作用是將主機發出的功率，例，詳細介紹整個軸系設計的過程及注意事項[2]。

1 平臺供應船船體參數

1.1 主要參數

船舶、主機和齒輪箱參數見表1。

表1 船舶、主機和齒輪箱參數

1.2 設計要求

根據所給技術條件設計船舶軸系，具體要求為：軸系總長40.5m，推力130.5t。

2 軸系設計

軸系設計流程大同小異，從最初的軸系布置、強度計算，到最后的軸系調整。但作為設計人員應有全局的概念，從總體上把握設計方向的正確性，減少重復設計[3]。具體流程參見軸系設計程序流程圖(圖1)。

2.1 合理的軸系布置

主機到螺旋槳間的軸系，由于軸線太長，往往由好幾段位于同一軸線上的軸段互相連接起來。軸系布置一般分為兩步：

1）按主機(輸出端一般為飛輪)和螺旋槳中心位置確定軸中心線位置。對中高速機，因有齒輪箱，需考慮齒輪箱是上下偏心還是左右偏心：對雙軸系或多軸系，需考慮軸系的傾斜和偏移。

2）按軸中心線位置(主機輸出端和螺旋槳中心位置)確定軸系長度。確定槳軸、尾軸、各中間軸的長度；確定尾管軸承、中間軸承位置；按槳軸的拆卸方式，確定各軸段的聯接方式，是法蘭聯接(包括可拆法蘭)確定法蘭聯接的一般和緊配螺栓。

10800HP項目中，軸系總長度約40.5m，其中配備有軸系配油器設備(專利號：201020141092)，根據船舶的艙室分布，合理布置各軸段如圖2所示。

圖1 軸系設計程序流程圖

圖2 船舶軸系布置（圖中數據單位：mm）

2.2 軸系強度計算

船舶軸系中的中間軸、艉管軸和螺旋槳軸等一般用優質碳素鋼鍛制而成，其選用材料不同，計算用抗拉強度取值也不同。選用高強度鋼可以減小軸徑，但材料的強度過高，其韌性會有所減低。在中間軸和螺旋槳軸軸徑計算中，各船級社對強度上限均有限制。

10800HP項目，船舶入級CCS，則軸徑按CCS“鋼質海船入級與建造規范”(2006年版)進行設計[4]。船舶軸的材料及計算強度見表2。

表2 船舶軸的材料及計算強度

2.2.1 中間軸基本軸徑

按照CCS規范，中間軸軸徑按下式計算。

式中：F為推進裝置型式系數，柴油機推進裝置時，F=100；C為軸的設計特性系數，對于整體連接法蘭的中間軸，C=1；Ne為軸傳遞的額定功率，本船Ne=2×2000kW；ne為軸傳遞Ne時的轉速，ne=146r/min；Rm為軸系材料的抗拉強度，Rm=560MPa。計算結果為：d1=277.239mm，實取中間軸直徑Φ290mm。

2.2.2 配油軸基本軸徑

按照CCS規范，配油軸軸徑按下式計算。

式中：F為推進裝置型式系數，柴油機推進裝置時，F=100；C為軸的設計特性系數，對于具有徑向孔，縱向貫穿槽的配油軸，C=1.2×1.1=1.32；Ne為軸傳遞的額定功率，本船 Ne=2×2000kW；ne為軸傳遞 Ne時的轉速，ne=146r/min；Rm為軸系材料的抗拉強度，Rm=700MPa。計算結果為：d2=344.91mm，實取配油軸Φ350mm。

2.2.3 螺旋槳軸基本軸徑

按照CCS規范，螺旋槳軸軸徑按下式計算。

式中：F為推進裝置型式系數，F=100；C為軸的設計特性系數，C=1.22；Ne為軸傳遞的額定功率， 2000×2 kW；ne為軸傳遞Ne時的轉速，146r/min；Rm為軸系材料的抗拉強度，560MPa；計算結果為：d3=338.23mm，實取配油軸直徑Φ360mm。

2.3 扭振計算

扭振是柴油機軸系中最早引起注意并進行分析研究的振動型式，嚴重時會引起一系列問題：1）在交變扭矩應力最大的軸段上發燙，之后發生疲勞斷裂；2）交變扭矩過大時，將產生傳動機構敲擊、齒面點蝕、拉絲、齒折斷等現象；3）軸系中使用高彈性聯軸節時，結點往往落在彈性元件中，扭振會是彈性元件溫度升高，嚴重時發生燒毀；4）發動機工作不平穩，基體振動加劇；5）螺旋槳與軸錐體連接表面產生摩擦腐蝕；6）發動機功率下降。

10800HP項目根據扭振參數對軸系進行扭振計算，對所指定的幾種可能的船舶運行模式進行了扭振分析，并對聯軸器“高溫”(70℃的環境溫度)和發動機一缸熄火情況進行了檢查，扭振結果見圖3，滿足CCS要求。

圖3 軸系的扭振結果

經扭振計算分析，聯軸器 CRS3121(主)，CRS2141(PTO)可適用于該推進裝置；計算結果中顯示的扭振許用值由相關設備廠商提供，或參照有關標準規定；柴油機一缸熄火時，建議采用“恒速”運行模式，控制柴油機的轉速在額定轉速附近運行；“怠速”：發動機轉速應高于230r/min；因軸系當量系統的對稱性，報告中的“單機”運行模式分析是其中一臺主機驅動時的分析結果，而省略了對另一臺主機驅動時的分析；最低可運行轉速可通過試航測定。

2.4 軸承間距

軸承應設置在船體結構剛性較好、變形較小的部位，一般一根中間軸只設一道中間軸承。對于下列情況可用到兩道中間軸承：

d＞350mm時，L/d＞22；d＜100mm 時，L/d＞40。

10800HP項目軸承布置如圖4所示。

圖4 10800HP項目軸承布置

2.5 回旋振動計算和校中計算

2.5.1 回旋計算

由于螺旋槳和軸段機械加工的誤差、材料密度不均勻以及安裝缺陷等因素，使它們的中心實際上不在回轉中心線上，軸回轉時會產生離心力。同時，由于螺旋槳的懸臂作用，會產生陀螺效應，軸在這種情況下長期運行，不僅嚴重敲擊和走出還會導致過早損壞，而且還會引起船體振動和軸的折斷[5]。為此，必須校核回旋振動的固有頻率，使之遠離運轉轉速范圍[6]。

10800HP項目進行回旋計算，結果見表 3、4，它滿足CCS設計要求。

1）零螺距時的回旋振動。零螺距時的回旋振動綜合計算報告表見表 3。從表可知，葉片一次共振轉速為179.66r/min，不在0.85～1.0倍額定轉速范圍內；一次共振轉速 694.76r/min，大于額定轉速的 20%；滿足中國船級社《鋼質海船入級規范(2006)》第3篇12.4.3.1的規定。

2）滿螺距時的回旋振動。滿螺距時的回旋振動綜合計算報告表見表 4。從表可知，葉片一次共振轉速為179.66r/min，不在0.85～1.0倍額定轉速范圍內；一次共振轉速 694.76r/min，大于額定轉速的 20%；滿足中國船級社《鋼質海船入級規范(2006)》第3篇12.4.3.1的規定。

表3 零螺距時回旋振動綜合計算報告表

表4 滿螺距時回旋振動綜合計算報告表

2.5.2 校中計算

軸系校中質量的優劣，直接影響到動力裝置工作的可靠性和安全性，校中不良將導致尾軸軸承磨損加劇，甚至燒壞，減速齒輪箱嚙合不良，軸系振動情況惡化等。

10800HP項目軸系校中計算結果見表 5、6，它滿足設計要求。

1）熱態時軸承負荷及軸段附加彎曲應力。熱態時軸承負荷及軸段附加彎曲應力見表 5(水中帶槳)。從表可看出，在熱態情況下：①軸承負荷小于軸承的允許比壓；②每個軸承均為正反力，且均大于相鄰兩跨軸重量G的20%；③螺旋槳軸（尾管軸）最大附加彎曲應力為 10.026MPa；中間軸最大附加彎曲應力為 5.588MPa，均小于規范規定值；④大齒輪前后軸承的反力差小于兩軸承之間軸段及大齒輪重量的20%；⑤尾管后軸承支點處的螺旋槳軸與尾管后軸承的相對轉角為2.9867×10-4rad，小于3.5×10-4rad。

2）冷態時軸承負荷及軸段附加彎曲應力。冷態時軸承負荷及軸段附加彎曲應力(水中帶槳)見表 6。從表可以看出，在冷態情況下：①軸承負荷的小于軸承的允許比壓；②每個軸承均為正反力，且均大于相鄰兩跨軸重量 G的20%；③螺旋槳軸(尾管軸)最大附加彎曲應力為10.026MPa；中間軸最大附加彎曲應力為5.586MPa，均小于規范規定值；④尾管后軸承支點處的艉軸與尾管后軸承的相對轉角為2.987×10-4rad，小于3.5×10-4rad。

表5 軸承負荷(合理校中-熱態)

表6 軸承負荷(合理校中-冷態)

2.6 軸系布置調整

簡單說，軸系布置調整是根據上述各個計算結果對最初軸系布置的合理調整，改進最初方案的不足和缺陷。本案例中各項計算結果表明，最初的軸系布置合理，故無需調整軸系布置。

實際軸系計算中還應包括連接螺栓直徑計算，法蘭厚度計算，法蘭根部圓角計算，液壓聯軸器計算等多方面內容，這里不再詳細介紹。

3 設計驗證

3.1 船級社驗證

船級社認證代表了設計產品得到了社會的認可，是正規設計必走程序之一，10800HP項目已成功通過CCS的檢驗認可，完全滿足設計要求并已由船東驗收交貨。

3.2 實踐驗證

理論上，產品經過船級社認可并交由船東驗收合格后，項目已基本結束。然而，實踐才是檢驗真理的唯一標準。好的產品應該經得住海浪和時間的雙重考驗。10800HP主推進軸系項目正經歷著航行的最終考驗。

4 結論

1）船舶軸系對設計人員要求較高，設計時必須從總體出發，全局和綜合地考慮問題，切忌片面性與局部性。

2）從最優觀點出發，要求所設計的動力裝置具有最佳的綜合效果，達到船、機、槳的最佳匹配，從而可以降低造船的成本及運行費。

3）船舶裝置關系到船員財產生命安全，每一個船舶設計人員應具有高度的責任感，盡量做好每一步工作，減少船舶事故的發生。

[1]王福根.船舶軸舵系裝置[J].哈爾濱:哈爾濱工程大學出版社, 2002.

[2]陸金銘.船舶動力裝置設計[J].北京:國防工業出版社, 2006.

[3]胡虎躍,鄭銳聰.軸式配油器:中國,201020141092[P]. 2010-03-25.

[4]中國船級社.材料與焊接規范[S].北京:人民交通出版社, 2006.

[5]中國船級社.鋼質海船入級規范[S].北京:人民交通出版社, 2009.

[6]盛振邦,劉應中.船舶原理(上冊)[M].上海:上海交通大學出版社, 2003.

外高橋造船：改革提速促進生產

上海外高橋造船有限公司1～6月份完工船舶20艘及鉆井平臺1座，計333萬載重噸，實現了生產經營“時間過半、任務過半”的總體目標。其中，該公司完工交付的首座JU2000E型自升式鉆井平臺，是上海開埠以來、中船集團成立至今建造的第一座自升式海洋石油鉆井平臺。

據外高橋造船公司有關負責人介紹，該公司在今年年初就明確了“以市場機制整合內外資源，以營運效率提升經濟總量，以精益管理提高經濟效益”的經營方針以及“改革、提速”的管理主題，并通過黨的群眾路線教育實踐活動，以黨建為抓手，統一思想，形成了以“改革促進生產提速、管理提速、指標提速”的工作目標。經過廣大干部職工的協同努力，該公司上半年的生產經營和管理工作取得諸多新成績。

以綠色節能技術推動產品升級，使外高橋造船公司有效打開了承接訂單新局面。該公司研發的18萬載重噸、18.6萬載重噸、20.8萬載重噸散貨船以及30萬載重噸超大型油船（VLCC）四型新產品首制船均已交付，全部實現了節能20%以上的目標，進一步鞏固了“外高橋造船”的國際品牌，平均船價高于國內競爭者5%以上。截至6月底，該公司承建的好望角型散貨船（含手持訂單在內）數量約占全球船隊總量的14.2%，30萬噸級VLCC數量約占全球船隊總量的9.1%。

讓外高橋造船品牌為新產品開路，讓新產品為外高橋造船品牌添彩。今年上半年，外高橋造船公司持續優化手持訂單結構，在鞏固新一代節能型散貨船和VLCC等傳統優勢產品市場地位的同時，成功進入了1.8萬TEU超大型集裝箱船、8.3萬立方米超大型氣體運輸船（VLGC）等高附加值產品市場，形成了散貨船、油船、集裝箱船和氣體船均衡發展的產品結構；海工產品訂單已占手持訂單總量的30%以上，形成了自升式鉆井平臺批量化、系列化建造格局。

為了深挖內部潛力，充分利用生產資源，今年年初以來，該公司利用成熟的信息化系統，將外高橋管理模式成功復制到上海江南長興重工有限責任公司，大幅提高了管理資源的利用效率。同時，該公司狠抓精細管理，通過提高中間產品完整性、推進總段異地建造等方式，將C型、D型總段轉移到臨港海工基地建造，緩解了外高橋造船公司本部平臺總組資源緊張的狀況。此外，圍繞出船前實現“通風、通電、通消防水、排水系統”的三通一排工程和“主機、發電機、舵機、錨絞機及鍋爐”機械完工的四機一爐工程，該公司積極推動新工藝、新工法的應用，不斷縮短碼頭建造周期。在深化用工管理模式改革、控制采購成本、降低質量成本損失等方面，該公司實施一系列改革舉措，降本增效取得明顯效果。

外高橋造船公司黨政領導班子表示，在下半年的工作中，將認真學習中船集團2014年黨建工作會議精神，堅定不移實現年度考核目標，堅定不移推行運行機制建設，堅定不移提高績效水平，堅定不移轉變工作作風，從而在實現任務目標的基礎上，力爭實現全年工作目標。

（作者：王孫）

Study on Design Method of Adjustable Propeller Shafting Based on Platform Supply Vessel

YAO Ru-lin1, ZHENG Rui-cong2, YIN Shi-jun2
(1.China Merchants Heavy Industrial (Jiangsu) Co., Ltd., Haimen 226100, China; 2.Zhejiang Helicetude Propulsion Co., Ltd.,Jinhua 321200, China)

At present, adjustable propeller shafting design of the high-power platform supply vessel (PSV) does not have a complete and systematic method.The adjustable propeller shafting layout method is introduced through the engineering sample.The method is used to determinine the layout of propeller shafting and the size and material of components according to the characteristics of the target ship, which can ensure the safe stable completion of the propulsion and maneuvering task under various operating conditions.And the normal operation of shafting is ensured at ship heeling 15o, rolling 22.5 o, trim 5 o, pitch 10 o and combined action.The method can provide a complete and feasible design method for CPP shafting of PSV.

platform supply vessel (PSV); shafting; controllable pitch propeller (CPP)

U664.2

A

姚汝林（1975-），男，副總經理，本科，從事輪機工程工作。