30.7萬t VLCC配備軸帶發電機軸系綜合優化設計

王鵬印 沈會宇 王海波 王運才 安 樂

（大連船舶重工集團設計研究院 大連 116021）

0 引 言

在經濟全球化背景下，受全球氣候變暖、能源危機、金融危機等多重因素影響，航運業競爭日趨激烈，各國政府及相關組織對船舶溫室氣體排放日趨嚴格。隨著IMO 于2013年1月1日頒布的船舶能效設計指數（energy efficiency design index,EEDI）正式生效，各大造船企業、航運公司和船級社等部門均積極尋求新技術來建造綠色、節能、環保的全新船舶[2]。軸帶發電機因具有降低船舶油耗、減少維護成本、安全高效靜音和減少船員數量等諸多優勢，已逐步應用于大型集裝箱船。然而，軸帶發電機由于固有屬性影響，導致其占用空間較大。超大型油輪（very large crude carrier,VLCC）等短軸系大型船舶因機艙空間有限，故布置極為困難，且增加軸帶發電機將對船舶軸系產生不利影響。軸系作為船舶動力輸出的重要系統，是保證船舶安全穩定運行的前提。VLCC 發生軸承高溫甚至軸系斷裂等重大安全事故主要是由于軸承負荷不均、扭轉應力超標等因素導致。因此，若VLCC 等短軸系船舶配備軸帶發電機，便需要對軸系進行全新優化設計。本文基于全球首艘配備軸帶發電機的VLCC實船，從基本軸系布置、軸系扭振計算和軸系校中計算這3 方面開展軸系優化設計。

1 船舶主要參數及軸系系統組成

VLCC 通常載重量約30 萬t。本文以某配備軸帶發電機的30.8 萬t VLCC 實船為例，對其軸系開展優化研究，主要參數見表1。

表1 某30.8 萬t VLCC 主要參數

該船采用短軸系設計，軸系主要由1 個軸帶發電機、1 個螺旋槳軸、兩個中間軸、1 個艏軸承、1 個艉軸承和1 個中間軸承組成。其艏側連接船舶主機，艉軸連接四葉定距螺旋槳，艉管為常規焊接式艉管。為滿足已經生效的船用通用許可證（vessel general permit,VGP）需求，艉管密封采用氣密封 型式。

該船采用MAN 的七缸二沖程主機，型號為MAN 當時最新的7G80ME-C10.5，主機降功率使用，MCR 為21 000 kW×58 r/min。軸帶發電機采用 W rtsil SAM 的PWM 抱軸式軸帶發電機，在37.2～60.9 r/min 轉速下可持續發電，最大發電功率 1 450 kW，輸出電壓450 V。

2 軸系布置設計

VLCC 主機設計在船尾部并采用短軸系設計，因此軸系通常采用1 個螺旋槳軸和1 個中間軸的布置方式。該船軸系總長22 335 mm、艉管總長7 653 mm、主機曲軸后端面到艉管前端面長度 12 175 mm。

2.1 螺旋槳軸布置設計

螺旋槳軸上需要安裝液壓螺母、螺旋槳、艉密封及艏密封等設備，同時需要預留涵蓋的艉管長度等信息，各設備相關尺寸如下頁表2所示。

表2 螺旋槳軸上各設備長度

在滿足設備安裝的同時，設計時需要考慮螺旋槳軸安裝、測量、拆卸等步驟的需求及影響，具體注意事項如下：

（1）艉管和艏軸承測量時需要預留約150 mm測量空間；

（2）根據船級社規范要求，軸徑過渡段到法蘭需預留約400 mm 的長度；

（3）螺旋槳軸出艙是船舶運營維護的重大節點，為保證螺旋槳軸順利出艙，通常設計長度不得大于機艙可用空間長度。

經上述計算及諸多限制條件得出，該船螺旋槳軸設計長度為11 260 mm。

2.2 中間軸布置設計

常規VLCC 設計為1 個中間軸，該船在狹窄的機艙內配備了軸帶發電機。為便于軸帶發電機的安裝、拆卸以及螺旋槳軸抽出的便利性，該船創新性的將1 個中間軸拆分成2 個中間軸。搭載軸帶發電機的中間軸1 長為7 275 mm，用于拆卸的中間軸2長為3 800 mm。

2.3 軸帶發電機布置設計

在采用短軸系的VLCC 上尚無軸帶機應用的先例，為滿足EEDI 第三階段要求，該船采用了W rtsil SAM 的軸帶發電機。該軸帶發電機長 2 510 mm、寬2 550 mm、高3 400 mm，巨大的尺寸給狹窄的機艙布置帶來了走臺過窄、主滑油泵干涉和中間軸承干涉等諸多難題。

（1）調整船體結構，保證船級社規范要求的最小走臺800 mm 寬度；

（2）選取合適位置布置軸帶發電機避免同中間軸承和主滑油泵干涉；

（3）頂部變頻器冷卻水管改為側開式，保證施工可行性。

通過上述船體結構調整、設備調整和位置優化，成功解決了軸帶發電機在短軸系VLCC 上的布置 難題。

圖1 配備軸帶發電機的VLCC 軸系布置圖

圖2 軸帶發電機布置示意圖

上述軸系布置優化從軸帶發電機拆卸、螺旋槳軸抽出和中間軸承干涉等多種因素考慮，將螺旋槳軸長度設定為11 260 mm、中間軸創新地分成2 個軸帶發電機的優化布置，成功解決了因增加軸帶機布置而帶來的諸多難題。

3 軸系直徑確定

本船入級CCS 船級社，因此本文采用CCS 規范對中間軸和螺旋槳軸的軸徑及強度進行計算校核，軸系計算公式見式（1）[3]：

式中：F為推進裝置型式系數，取100；C為不同軸的設計特性系數，該船螺旋槳軸取1.22，中間軸取1.0；Ne為軸傳遞的額定功率，取22 500 kW；ne為軸傳遞Ne的額定轉速，取58 r/min；Rm為軸材料的抗拉強度。

3.1 中間軸直徑確定

為減少軸徑并滿足船舶主機轉速功率儲備余量的要求，中間軸材料采用800 MPa 的合金鋼材料，較普通的鍛鋼材料相比提升200 MPa。根據上述CCS 船級社規范公式計算，采用合金鋼材料后，中間軸直徑理論計算值為595.5 mm，參考各影響因素后實際取值650 mm，優化后的中間軸優勢如下：

（1）采用800 MPa 合金鋼材質后，可有效降低理論計算軸徑約50 mm，軸系減輕約4 t，可降低軸系的采購成本；

（2）降低中間軸軸徑50 mm 后，扭振禁區轉速隨之降低，有利于提高船舶加速性能，使其能快速通過轉速禁區。

3.2 螺旋槳軸直徑確定

螺旋槳軸通過艉管前后2 個軸承承受螺旋槳和部分軸系的重量。隨著船舶大型化螺旋槳也趨于大型化，通常VLCC 船型螺旋槳重達60 t，同時受惡劣海況及船舶吃水變化影響，艉軸斜度變化巨大，如果設計不當，在船舶運營過程中極易發生艉軸高溫的重大安全事故。

通過上述CCS 船級社規范公式的計算，采用600 MPa 的鍛鋼，螺旋槳軸直徑理論計算值為 790 mm，再綜合船級社規范要求以及多年的設計經驗和現場的實際加工能力等因素，螺旋槳軸直徑最終設定為920 mm。優化后的螺旋槳軸優勢如下：

（1）增加螺旋槳軸直徑將增大軸系剛度，降低螺旋槳軸在船舶不同吃水、不同海況下給軸系帶來的不利影響；

（2）優化后的軸系斜度由0.48 mm/m 降至 0.37 mm/m，使得軸承單斜度即可滿足船級社規范要求，降低加工和安裝難度；

（3）增大軸系剛度、降低軸承斜度，可以有效降低船舶軸承發生高溫事故的風險，為船舶安全穩定運行提供保障。

上述軸系直徑優化從轉速禁區功率儲備余量、軸系斜度限制、軸承高溫事故規避等多重因素考慮，將中間軸材質設定為800 MPa 合金鋼、中間軸直徑選取為660 mm，并將螺旋槳軸直徑增加至920 mm等優化后，成功解決了上述難題。

4 軸系扭振設計

軸系是船舶的核心系統，是船舶安全穩定運行的關鍵。軸系扭振問題是軸系設計中的核心問題之一，鑒于其重要性，各船東、船廠、主機廠和船級社均高度重視軸系扭振問題，采用扭振減振器降低軸系扭振應力，目前幾乎已成為大型船舶解決扭振問題的通用手段。本船采用了軸帶發電機，中間軸同軸帶發電機匹配的位置，增加相應的軸徑，同時中間軸上安裝了軸帶發電機的轉子，如此設計極大地增加了軸系轉動慣量，從而給軸系扭振問題解決帶來更大難度。

不可否認，扭振減振器可解決95%以上的軸系扭振問題。但扭振減振器占用機艙空間大，后期維護不便，且價格昂貴。因此，在船舶市場日益嚴峻、船價持續走低的今天，對軸系扭振優化措施開展可行性研究具有十分重要的意義。

圖3 扭振計算模型

4.1 扭振計算3種狀態

本船在常規VLCC 的基礎上增加了軸帶發電機，轉系轉動慣量增加，因此軸系扭振計算結果將發生一定變化。根據在常規VLCC 上積累的扭振經驗，本文將從中間軸直徑尺寸、中間軸強度以及是否采用扭振減震器等3 種方案（參見圖4、表2）來進行軸系扭振計算。

圖4 扭振計算3 種方案

表2 扭振計算3 種方案主要參數

下文將基于上述3 種方案，從軸系扭轉應力和船舶轉速禁區功率儲備余量兩個方案來計算分析方案可行性。

4.2 軸系扭轉應力計算分析

軸系扭轉應力是扭振計算分析的重要參數，扭轉應力持續限定線和扭轉應力瞬時限定線是扭轉應力判定的重要依據。若扭轉應力大于持續限定線，則需要設置船舶主機轉速禁區；若扭轉應力大于瞬時限定線的85%（即安全余量低于15%），則扭振計算不滿足要求。

中間軸和螺旋槳軸是軸系扭振問題的薄弱環節。我們選擇主機軸系工況最惡劣的EGR-TC cutout matching,Tier2 T/C Cut-out,PTO Active Mode 進行計算，同時分別計算主機正常狀態和一缸熄火狀態下的各項參數[4]。

正常狀態下，中間軸和螺旋槳軸的扭轉應力計算分別參見圖5和圖6。

圖5 中間軸扭轉應力計算（正常狀態）

圖6 螺旋槳軸扭轉應力計算（正常狀態）

一缸熄火狀態下，中間軸和螺旋槳軸的扭轉應力計算分別參見圖7和圖8。

圖7 中間軸扭轉應力計算（一缸熄火狀態）

圖8 螺旋槳軸扭轉應力計算（一缸熄火狀態）

3 種方案扭振計算結果見表3。

表3 3 種方案扭振計算結果

續表3

由上述計算結果可以看出：采用扭振減震器的方案1 和方案2，中間軸和螺旋槳軸的扭轉應力安全余量均很大，但方案2 因為中間軸直徑相差 10 mm，故結果更好。采用合金鋼軸的方案3 也可以滿足15%的安全余量要求。

現階段國內大型船舶采用的彈簧式軸系扭振減震器均為國外進口，VLCC 上采用的扭振減震器單臺價格為300 萬元人民幣，故方案1 和方案2 價格昂貴；而方案3 所用到的800 MPa 合金鋼材質中間軸，僅增加單船成本10 余萬元。

從而得出結論：方案1 價格昂貴且結果略差故淘汰；方案2 價格較高但結果較好；方案3 成本優勢明顯，但結果稍差。

4.3 轉速禁區功率儲備余量計算分析

隨著船舶能效指數EEDI 的生效，船舶制造企業和船舶運營企業均降低主機功率以滿足日益嚴苛的排放要求。主機在降功率使用的情況下，加速性能顯著降低，如無法快速通過轉速禁區引起扭振、共振問題，將會給船舶軸系的安全穩定運行帶來極大安全隱患。

4.3.1 轉速禁區功率儲備余量基本公式

轉速禁區功率儲備余量直接影響船舶的加速性能，進而決定了船舶轉速禁區的通過時間。因此，是否能快速通過轉速禁區，取決于轉速禁區功率儲備余量（參見圖9）。經過長時間的案例分析和積累，現已有了一套基本定義公式，見式（2）[5]。

圖9 轉速禁區功率儲備余量計算曲線

式中：BSRPM為轉速禁區功率儲備余量；PP為船舶系樁拉力曲線功率點；PL為主機輸出功率點。

4.3.2 轉速禁區功率儲備余量快速計算方法

根據船舶轉速禁區功率裕度的物理意義，在轉速禁區大端計算功率儲備余量具有更高的靈活性和便捷性；同時，DNV 船級社最新規范也推薦此方法。因此，下文將基于此定義對轉速禁區快速計算方法進行分析。

經推導，轉速禁區功率儲備余量BSRPM與螺旋槳輕轉余量P(%)、船舶系樁拉力參數B(%)、轉速禁區高點轉速NBSRH和主機最大轉速NMCR有關，由此得出轉速禁區功率儲備余量簡化計算公式如下[6]：

式中：L=1+P；H=1-B。

4.3.3 轉速禁區功率儲備余量方案對比

由上述公式可知，船舶轉速禁區功率儲備余量與以下參數有關：

（1）螺旋槳輕轉余量；

（2）船舶系樁拉力參數；

（3）轉速禁區高點轉速。

本船螺旋槳輕轉余量5.6%，船舶系樁拉力17.5%，轉速禁區高點轉速方案2 為33 r/min，方案3 為32 r/min。經計算，方案2 的轉速禁區功率儲備余量為19.9%，方案3 的轉速禁區功率儲備余量為23.7%，計算結果見表4。

表4 轉速禁區功率儲備余量計算結果對比

根據計算可得出結論：方案3 比方案2 的轉速禁區功率儲備余量更高，且以合金鋼代替扭振減震器，每艘船節約近300 萬元，價格優勢明顯。

根據上述軸系扭轉應力和轉速禁區功率儲備余量計算分析，本船選用800 MPa 合金鋼中間軸（中間軸直徑650 mm）的方案3，該方案替代昂貴的扭振減震器，每條船軸系節約建造成本約300 萬元，且船舶在轉速禁區范圍加速性能優異，功率儲備余量能滿足船級社規范要求。

5 軸系校中優化

隨著科技的進步與發展，船舶建造逐漸向大噸位、深吃水、低剛度的方向發展，而VLCC 因其短軸系設計造成軸系負荷相應系數更加敏感。因此，為避免軸承發生高溫而開展的軸系校中工作對于配備軸帶發電機的VLCC 來說顯得更為重要。

軸系校中是為確保在船舶各種運行狀態下，艉管后軸承同螺旋槳軸的相對斜度滿足船級社規范要求，同時保證軸系各軸承的負荷及主機曲軸法蘭的彎矩和剪力均在允許范圍內。

本文基于上述扭振計算結果對軸系開展校中計算，分別從軸承負荷、主機高度、軸承斜度和主機曲軸法蘭彎矩剪力等方面開展計算，并同常規未配備軸帶發電機的VLCC 進行對比分析并優化，得出一套可保證軸系安全穩定運行的軸系校中方案，計算模型見圖10。

5.1 軸承負荷對比分析

軸系校中最主要的目的就是保證船舶在各運行狀態下所有軸承均有負荷，本文采用DNV SHAFT ALIGNMENT 軟件對常規VLCC 和帶有軸帶發電機的VLCC 進行校中計算并對比分析。軸帶機VLCC軸承負荷難點如下：

（1）主機9#軸承負荷調整：對于短軸系VLCC，在軸系校中時，通常將主機9#軸承負荷調整接近于0，為后續不同載況下船體變形導致的負荷轉移預留空間。但該船因配備軸帶機轉子和局部軸徑加粗，導致重量增加200 kN 且集中在主機側，因此必須通過合理的軸系校中使主機9#軸承負荷滿足要求。

（2）中間軸承負荷調整：中間軸承承受了中間軸的絕大部分重量，而帶有軸帶機VLCC 的中間軸承還需要承受額外增加軸和轉子的質量，而普通材質中間軸承可承受比壓為1.2 MPa，故可能無法滿足 要求。

對于軸系校中，我們計算了冷態船塢校中、螺旋槳50%、75%、100%；熱態螺旋槳50%、75%、100%；運行漂浮以及螺旋槳水動力向上、向下共計10 種狀態，主要從貼合實際校中的冷態螺旋槳75%來對比分析。兩艘船計算結果如下：

考慮到短軸系VLCC 主機從壓載狀態到滿載狀態，9 號軸承負荷增加較大。為保證9 號軸承預留足夠安全余量且防止8 號軸承脫空，我們通過調整中間軸承和主機高度，得出軸帶機VLCC 主機9 號軸承負荷134.4 kN，比常規VLCC 僅增加 87.6 kN，為不同船舶載況狀態下軸承負荷轉移預留了足夠的安全余量。

圖11 軸帶機VLCC 和常規VLCC 冷態軸承負荷計算結果

表5 兩型VLCC 冷態螺旋槳75%浸沒下軸承負荷和軸承比壓計算結果

由上述結果可知，軸帶機VLCC 中間軸承負荷為316.9 kN，較常規VLCC 僅增加111.9 kN，中間軸承比壓增加到1 MPa。通過調整中間軸承材質將允許比壓升高到2 MPa 即可滿足要求。

5.2 主機和中間軸承高度對比分析

軸系校中是通過調整主機和中間軸承高度來調整各軸承負荷分配。軸帶發電機VLCC 因軸系質量增加200 kN，因此主機和中間軸承高度需重新調整，兩型VLCC 調整和計算結果如圖12和表6所示。

圖12 軸帶機VLCC 和常規VLCC 主機高度計算結果

表6 兩型VLCC 主機和中間軸承高度計算結果

經多輪計算和調整后，得到上述負荷軸系負荷要求的軸承高度，即軸帶機VLCC 較常規VLCC主機高度進一步下降2.1 mm，中間軸承高度下降 0.9 mm。

5.3 軸承斜度對比分析

圖13 軸帶機VLCC 軸系校中示意圖

大型船舶螺旋槳軸艉端連接螺旋槳后將發生彎曲，因此艉管軸承需要帶有斜度來匹配適應，否則極易發生螺旋槳軸高溫等重大安全事故。世界主流船級社ABS、DNV、LR 等規范要求螺旋槳軸和軸承的相對斜度不大于0.30 mm/m[7-9]。

該船為配備軸帶發電機研發了全新的螺旋槳，螺旋槳的重要參數均發生變化，同時軸系經過全新設計。因此，各個狀態下螺旋槳軸的斜度均發生較大變化。從以下表格可以看出，各個狀態下螺旋槳軸斜度均增加0.03 mm/m。

表7 兩型VLCC 不同狀態下螺旋槳軸斜度計算結果

經上述計算結果對比分析后，為使螺旋槳軸和軸承的相對斜度滿足船級社規范要求，軸帶機VLCC 的艉管后軸承斜度設計為0.38 mm/m，比常規VLCC 增加0.03 mm/m。

上述軸系校中計算分別從軸承負荷、軸承高度和軸承斜度3 個方面對軸帶機VLCC 和常規VLCC 的計算結果進行分析對比。在考慮多方面影響因素后，采取兩項重要措施，即主機高度下降 2.1 mm 且軸承斜度增加0.03 mm/m，調整后各軸承負荷均可滿足船級社規范要求和實船運行要求，提高了軸系運行的穩定性。

6 結 論

本文闡述綠色船舶配備軸帶發電機的必要性，剖析配備軸帶發電機對短軸系VLCC 的不利影響，同時研究軸帶發電機影響的深層次含義，進而從軸系布置、軸徑選取、軸系扭振和軸系校中4 個方面對軸系開展計算分析。

圖14 軸帶機VLCC 和常規VLCC 軸承斜度計算結果

通過研究發現，增加中間軸數量、調整螺旋槳軸和中間軸直徑對軸系布置以及扭振計算有積極影響；同時，為增加計算分析的說服力，本文引入常規VLCC，并同軸帶發電機VLCC 的計算結果進行對比。主要優化內容如下：

（1）將短軸系VLCC的1根中間軸調整為2根，便于軸帶機安裝拆卸；

（2）螺旋槳軸直徑由820 mm 優化到920 mm，提升軸系強度；

（3）中間軸直徑由660 mm 降低到650 mm，提升主機轉速禁區功率儲備余量；

（4）采用合金鋼中間軸代替昂貴的扭振減震器，每船節約300 余萬元；

（5）降低主機高度、增加軸承斜度，以滿足船級社軸系校中規范要求。

綜上所述，本文對配備軸帶發電機VLCC 的軸系從理論計算、安裝拆卸、建造成本以及規則規范等不同角度出發進行優化設計，通過調整軸系數量、軸系材質、軸系直徑和主機高度等措施，在滿足船級社規范的前提下，得到一套具有前瞻性、可行性和高效性的低成本軸系設計優化方案。