大型船舶軸帶發電機加裝設計

王彥,房向前,王怡,李欣,周熲

(1.上海外高橋造船有限公司,上海 200137;2.中國船級社 上海規范研究所,上海 200135)

IMO關于EEDI強制性要求第3階段將從2025年1月1日開始[1]。目前在建或交付的船舶以滿足第二階段為主,這意味著滿足EEDI第三階段的“綠色、環保、節能”型新一代船舶產品將會是未來5年新船訂單的發展方向。

近年來,提高EEDI第三階段指數的已實施或探索中的解決措施主要有采用清潔燃料(液化天然氣)、氣體潤滑減阻技術、風帆風筒太陽能技術、加裝軸帶發電機等[2]。對于上述技術,除采用液化天然氣燃料和加裝軸帶發電機方案略微成熟外,其余技術均處于起步或小范圍應用階段,且技術大都掌握在國外廠家手中。國內應用,技術和成本方面都面臨著極大的挑戰。同時,這些技術涉及船級社法規在此領域還處于空白窗口期,應用效果缺乏有效評估手段。軸帶發電機技術,在船舶產品的應用時間更早,相比于采用液化天然氣燃料,技術更為成熟。加裝軸帶發電機,對結構改動較小,實現難度低。同時軸帶發電機作為一種成熟產品,廠家選擇余地大,利于成本控制。從實施角度考慮,該方案可行性更高。

選取20萬t級散貨船作為目標船型,分析整體布置、結構修改、周圍設備及舾裝件布置影響、軸系設計等,論證軸帶發電機在大型船舶上的實施可行性。

1 軸帶發電機主要型式及選型

1.1 船用軸帶發電機主要型式

船用軸帶發電機總體上可分為兩大類:齒輪箱驅動型和直接驅動型[3]。

1)齒輪箱驅動型。

主機通過齒輪箱驅動發電機,常見齒輪箱有恒頻率齒輪箱和增速齒輪箱[4]。

恒頻率齒輪箱:在主機變轉速的工況下通過機械-液壓轉速控制使主機在70%～105%的轉速范圍內保證發電機的頻率不變。

增速齒輪箱:要求主機能夠恒轉速運行,因此只適用于低速機帶可調螺旋槳的貨船,常見于多用途船和冰區航行的貨船,對于固定螺旋槳的常規貨船一般不會采用。

2)直接驅動型。

由主機通過中間軸或曲軸直接驅動發電機發電由變頻器控制其電力輸出。曲軸驅動時,發電機與主機前端法蘭直接相連。中間軸直接驅動時,中間軸需穿過電機,即電機為抱軸式。

1.2 適用于目標船型的軸帶發電機型式

軸帶發電機型式選用依據機艙底層空間、結構型式、設備及舾裝件布置、冷卻方式等因素綜合考慮而定。

通常情況下,機艙底層布置非常擁擠,尤其是主機首部和兩側可調空間非常小。基于上述機型特點,齒輪箱驅動型全系列,以及直接驅動型的曲軸驅動機型對主機側面或首部空間需求非常大,故無法在現有各類大型船舶上進行布置。

綜合考慮,選取直接驅動型的抱軸式機型作為目標船型的適配機型,同時考慮到電機冷卻方案設計簡便性,選用水冷方式。

1.3 軸帶發電機功率選擇

加裝軸帶發電機后,原則上可以考慮取消1臺主柴油發電機。對于常規燃料,根據電力負荷計算書,此系列船型一般配備1臺900 kW、2臺1 100 kW主柴油發電機或3臺1 100 kW主柴油發電機,航行工況下由一臺發電機工作。根據計算結果及主要供應商產品功率級別,軸帶發電機輸出功率選擇:1 100 kW,AC450 V,60 Hz。

2 軸帶發電機布置

配置軸帶發電機,尤其是抱軸式軸帶發電機,在考慮設備布置方案時需同步考慮塢修抽軸問題[5]。按抽軸型式不同,可分為外抽軸與內抽軸兩種。外抽軸指螺旋槳軸自艉軸管艉端向船外抽出,軸聯接設計需采用液壓聯軸節,抽軸時需拆舵。內抽軸指螺旋槳軸自艉軸管艏端向機艙內抽出,通過外板工藝孔吊出船外,軸聯接設計采用整鍛法蘭,但機艙內應有滿足抽軸的必要空間。考慮后期塢修時作業物量、周期及成本等因素,大型船舶采用內抽軸設計具有較大優勢。所有分析以加裝水冷型抱軸式軸帶發電機及塢修內抽軸為前提。

2.1 軸帶發電機布置

大型船舶,大排量主滑油泵以深井泵為最佳選擇,且以布置在主機后方、中間軸兩側為主。常規情況下,主滑油泵在前、中間軸承在后。主滑油出口朝向尾部,與中間軸承基座之間留有2個肋位間距用以布置主滑油管路。

軸帶發電機布置有兩個選擇,布置在主機與主滑油泵之間或是布置在主滑油泵與中間軸承之間,兩種布置方案對比見表1。

表1 軸帶發電機布置方案對比

綜上所述,方案一更符合船廠需求。按方案一思路,主機前移一個肋位,將首部空間最大化利用。主滑油泵往尾部移2個肋位,中間軸承維持原位置,整體布置型式見圖1。

圖1 軸帶發電機整體布置型式

為實現軸帶發電機、主滑油泵、中間軸承緊湊布置,軸向空間利用最大化,需調整主滑油泵出口朝向,見圖2。

圖2 調整后的主滑油管路最優布置方案

主滑油泵出口管路圍繞軸帶發電機基座布置。管路從基座前方、軸下方穿過,與右舷管路合并。

當前船舶尾部線型瘦窄,機艙底層尾部空間狹窄,綜合飛輪后方空間、通道空間、軸帶發電機兩側各類設備及舾裝件布置情況,在對現有線型和結構不進行大修改前提下,軸帶發電機長寬尺寸不應超過3 m。

2.2 結構及周圍舾裝件修改

2.2.1 結構修改

主機前移1個肋位,主機凹坑相應調整。同時,凹坑尾部邊界盡可能前移,縮小與主機飛輪間距離,滿足軸帶發電機基座布置需求。主滑油泵后移2個肋位,滑油循環艙相應修改,尾部艙室配合主機滑油循環艙延伸進行適當調整。

2.2.2 周圍舾裝件修改

軸帶發電機布置以后,會擠占較多的管路布置空間。主滑油管路繞軸帶發電機基座布置,會讓該處的管路布置更為擁擠。舷側管束為規避主滑油管路,需改向或整體抬高,布置難度提升。主滑油泵后移后,高度方向與滑油分油機供給泵單元位置有重疊,滑油分油機位置需要調整,或是取消單元,兩臺泵獨立布置。尾部艙室調整后,平臺至底層人孔的直梯通道也需相應調整。

3 軸系設計

考慮到建造中軸帶發電機轉子軸的后期安裝,以及投入運營后塢修時軸的拆裝問題,將主機曲軸法蘭與螺旋槳軸之間的中間聯接軸設計成轉子軸與中間軸兩段,且轉子軸應盡量做短。初步的軸段直徑設計中,中間軸保持目標船型的原有設計不變。因需裝配電極組件,轉子軸對應軸段直徑應按軸帶發電機型號選取,轉子軸其他軸段直徑暫同中間軸直徑,初步軸設計見圖3。

圖3 中間軸、轉子軸初步設計

與目標船型原有軸設計對比可知,差異主要在轉子軸處。因轉子軸的部分軸段直徑增大且需安裝電極組件,轉子軸的實際重量與轉動慣量均會大幅增加。這就不可避免影響到工作中軸系各軸段內的扭應力以及靜態對中時軸系各軸段內的彎曲應力,因此需通過扭振計算、校中計算對相關影響進行評估。

3.1 扭振評估

基于初步的軸系設計,結合主機資料,建立推進軸系的質量—彈性當量模型,見圖4。扭振計算中通過調整主機側的扭振配置(即重飛輪、調頻輪規格),進而得到相關計算結果,見圖5～8。

圖4 質量-彈性當量模型

圖5 主機曲軸內扭應力

圖6 轉子軸內扭應力

圖7 中間軸內扭應力

圖8 螺旋槳軸內扭應力

分析圖5～8可知,各軸段內的扭應力均滿足規范要求及主機的相關約束。通過主機側配置適當規格的重飛輪與調頻輪,可無需配置扭振減振器。因此,從扭振計算的角度看,目標船型加裝軸帶發電機的初步軸系設計是可行。

3.2 校中評估

校中計算主要是通過調整艉管軸承、中間軸承以及柴油機主軸承之間的垂向相對偏移,并綜合考慮在不同吃水、螺旋槳動/靜態、主機冷/熱態下等因素影響下的軸承負荷變化趨勢,得到給定條件下合理的靜態軸承負荷分布,并為動態運行工況下各軸承負荷的變化預留充分的裕度,同時控制各軸段內的彎曲應力等在規范以及主機要求范圍內[6]。然后,通過艉管斜鏜孔或艉管后軸承斜率設計來控制艉管后軸承處的對中,不對中不超過3×10-4rad。

對于加裝軸帶發電機后的初步軸系設計,經軸承相對偏移調整及計算,得到的最優對中方案,見圖9,各軸段內彎曲應力情況見圖10。

圖9 校中后各軸承垂向相對偏移及軸承負荷分布

圖10 各軸段內彎曲應力

分析圖9、10數據,發現存在兩個問題。

1)按初步設計的中間軸直徑,對應規格的中間軸承額定負荷317.4 kN,當前中間軸承實際負荷為280.115 kN,約為其額定負荷的88.25%,與校中時中間軸承負荷不得超其額定負荷80%的船級社要求不符,即中間軸承的負荷裕度不足。

2)轉子軸上直徑最小的兩軸段(即初步設計中同中間軸直徑的軸段)最大彎曲應力約28 MPa,如圖10中彎曲應力曲線框注部分,即超過部分船級社軸段內附加彎曲應力20 MPa的限值。

對于上述問題,在分析的基礎上尋求相關解決方案。

針對中間軸承負荷裕度不足問題,因中間軸承的額定負荷與其軸徑、軸瓦長度及其設計比壓均成正比,故理論上主要有3種解決途徑。

1)在保持現軸徑、軸瓦長度不變的情況下,廠家提供設計比壓高于1.35 MPa的中間軸承。

2)在保持現軸徑、設計比壓不變的情況下,廠家提供軸瓦加長且長度大于508 mm的中間軸承。

3)在保持現設計比壓不變的情況下,中間軸直徑增大約7%,對應中間軸承規格升一檔,軸瓦長度相應加長,但仍可選用廠家標準系列中的中間軸承產品。

綜合考慮上述方案的可行性及成本因素,首選第3個方案,中間軸直徑增大7%。

針對轉子軸部分軸段內彎曲應力過大問題,因軸段內的彎曲應力與其抗彎截面模量,即與軸段直徑的三次方成反比,故在彎矩保持不變情況下,軸徑增大10%,軸段內彎曲應力可降低約33%。對于給定對中方案,由于各軸段承受的彎矩是定值,要降低轉子軸相關軸段內的彎曲應力,直接增大軸徑即可高效應對。故結合圖中彎曲應力超規范限值的幅度,將轉子軸直徑最小軸段的直徑增大約10%,可有效降低彎曲應力,滿足相關要求。

3.3 設計優化評估

通過上述對初步軸系設計的扭振、校中評估,可得到經過優化后的軸系設計。實際項目設計中,對優化的軸系設計進行再次評估,驗證相關優化的可行性。

首先,對于扭振計算而言,中間軸與轉子軸部分軸段直徑有約7%、10%的增加,這會帶來對應軸段轉動慣量的增加、軸段柔性降低等影響。但由于中間軸與轉子軸本身轉動慣量相對較小,其變動對扭振影響也相對較小,共振頻率右移及應力裕度下降幅度在可接受范圍內。由于軸段內的扭應力與其抗扭截面模量,即與軸段直徑的四次方成反比,優化后軸段直徑增大所帶來的扭應力降低趨勢占主導地位,更有利于降低中間軸、轉子軸的扭應力,提高扭應力裕度。其次,同上文校中評估分析,軸段直徑增大帶來軸段內彎曲應力的降低也占絕對主導地位,有利于大幅降低對應軸段內的彎曲應力。通過再評估可知,優化后的軸系設計可以滿足規范及主機廠要求。

綜合扭振、校中評估與分析,從軸系設計的角度考慮,在目標船型上加裝抱軸式軸帶發電機可行,其所帶來軸系修改可控。

4 經濟性分析

4.1 初始成本

新增成本主要包括四大部分。

1)設備差價:取消發電機(含SCR)、新增軸帶發電機及配套設備的差價,約57萬美元。

2)軸系變更:中間軸型式、尺寸變化引起的重量增加,中間軸承規格升檔成本,約3.3萬美元。

3)船體結構及舾裝:艙室調整引起構件增加、設備基座、周圍舾裝件新增等,約0.7萬美元。

4)設計人工成本:約2萬美元。

加裝軸帶發電機綜合成本約為63萬美元。

4.2 成本回收測算

軸帶發電機本身無滑油消耗,增加軸帶發電機后,主機滑油耗量增加,增加的滑油耗量與取消的主柴油發電機耗量大致相當,故滑油油耗成本可忽略不計。軸帶發電機維護成本約為2 000美元/20 000 h,也可忽略不計。因此成本回收主要考慮燃油經濟性。

燃油單日成本估算:

日節省油量=P×L÷η×SFC×24÷106≈1.11 t/d

式中:P為軸帶發電機功率,1 100 kW;L為航行工況下發電機負荷系數,通常取0.85;SFC為節省單位油耗,發電機單位油耗與主機增加單位油耗差值,42.4 g/(kW·h);

(加裝軸帶發電機前,主機NCR平均油耗:156.1 g/(kW·h);增加軸帶發電機后,NCR功率點會適當上調,平均油耗增加約1 g/(kW·h);發電機平均油耗:190 g/(kW·h)+5%);η為軸帶發電機發電效率,通常取0.86;日節省成本=5 000×1.11×0.154≈854.7美元/d。

(燃油價格:5 000元/t;人民幣、美元匯率取值0.154;油價及匯率為文章撰寫時數據,存在波動性)

收回成本時間=630 000÷854.7≈737 d。

船舶實際運行時間每年約270 d,同時考慮船舶靠港停車、進出港主機低速運行等情況,軸帶發電機有效工作時間約為230 d。

理論收回成本時間=737÷230≈3.2年。

在船舶實際運營過程中,從經濟性考慮,絕大多數船舶會選擇主機降功率航行,一般輕載狀態選擇50%SMCR,滿載狀態選擇55%SMCR。同時綜合考慮各種未知因素,以及油價、匯率的變動,加裝軸帶發電機實際收回成本時間會更長,一般4～5年更為合理。成本回收周期在船東可接受范圍內。

5 結論

1)技術方案具備實施可行性。抱軸式軸帶發電機加裝設計方案可適應現有尾部瘦窄線型船舶,可在不改變線型前提下實現軸帶發電機布置,且相關修改可控。

2)方案經濟性在可接受范圍內。投入成本和成本回收周期均處于合理范圍內。

3)當前方案仍具有局限性,以下兩方面是未來新船開發設計優化重點。

(1)對船體尾部線型進行局部優化,適當擴大軸帶發電機安裝區域的空間。一方面可匹配更多廠家的產品,便于成本控制;另一方面改善軸系的拆裝、檢修施工環境。

(2)優化機艙前部海水箱、海水管路和各類泵的位置及布置。主機適當前移,確保中間軸承盡可能靠近軸帶發電機布置,降低軸系設計難度。