文深華,馬 帥
(玉柴船舶動(dòng)力股份有限公司,珠海 519175)
船舶軸系校中計(jì)算的優(yōu)化
文深華,馬 帥
(玉柴船舶動(dòng)力股份有限公司,珠海 519175)
對船舶軸系校中計(jì)算的影響因素進(jìn)行分析,同時(shí)簡單介紹EnDyn軟件在軸系校中計(jì)算過程中的應(yīng)用,并結(jié)合實(shí)船案例分析建立軸系計(jì)算模型,進(jìn)行優(yōu)化校中計(jì)算,從而實(shí)現(xiàn)合理分布軸承負(fù)荷,對軸系設(shè)計(jì)和安裝具有重要的指導(dǎo)意義。
軸系校中計(jì)算;軸承間距;偏移值;曲折值
船舶推進(jìn)軸系是用于將柴油機(jī)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(yùn)動(dòng),它是船舶動(dòng)力裝置的重要組成部份,其設(shè)計(jì)的質(zhì)量好壞,直接影響船舶的機(jī)動(dòng)性、可靠性、經(jīng)濟(jì)性。軸系校中計(jì)算是將軸作為彈性連續(xù)梁進(jìn)行計(jì)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(fù)荷及各軸段內(nèi)的應(yīng)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(yùn)轉(zhuǎn)。校中計(jì)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(fù)荷,另外在船舶的各種服務(wù)狀態(tài)下,柴油機(jī)的所有曲臂檔差都應(yīng)在允許的范圍內(nèi)。此種合理校中方法于 70年代開始應(yīng)用于軸系設(shè)計(jì)中,從而更新了軸系設(shè)計(jì)概念和方法,使軸系運(yùn)行狀態(tài)大為改善?,F(xiàn)時(shí)采用低速柴油機(jī)的大型船舶,船級(jí)社一般都需要提供其軸系校中計(jì)算書。文章將以使用校中計(jì)算軟件 EnDyn介紹船舶軸系校中計(jì)算的影響因素及校中計(jì)算與優(yōu)化的方法。
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(jī)是在非常淺的吃水狀態(tài)下進(jìn)行軸系校中,這要求考慮對由于船體吃水增加而導(dǎo)致的船體彎曲變形提前進(jìn)行補(bǔ)償。根據(jù)經(jīng)驗(yàn),吃水越深,柴油機(jī)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(fù)荷和#3主軸承的一小部份負(fù)荷會(huì)轉(zhuǎn)移到柴油機(jī)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(shè)置越少負(fù)荷,而#2和#3主軸承上設(shè)置越多負(fù)荷。
瓦錫蘭柴油機(jī)對靠近船艉的后三個(gè)主軸承的靜態(tài)負(fù)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(jìn)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(huì)產(chǎn)生回旋振動(dòng)的風(fēng)險(xiǎn),負(fù)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(fù)荷變化很大,軸承所承受的負(fù)荷很容易超過它的設(shè)計(jì)上限和下限,甚至出現(xiàn)完全無負(fù)荷,從而很可能會(huì)出現(xiàn)以下情況:若軸系軸承中出現(xiàn)無負(fù)荷的軸承,那么有負(fù)荷的軸承間距會(huì)變得很大,有可能產(chǎn)生回旋振動(dòng)的問題;若是柴油機(jī)的某個(gè)主軸承失去了負(fù)荷(通常是MB#2),由于振動(dòng),那么有可能損壞沒有負(fù)荷的軸承或其它主軸承,這樣柴油機(jī)就會(huì)在非設(shè)計(jì)狀態(tài)下運(yùn)行,同時(shí)由于此軸承無負(fù)荷,它的荷載就會(huì)需要被其它的軸承所承擔(dān),其它軸承就會(huì)出現(xiàn)超負(fù)荷現(xiàn)象。
通常校中計(jì)算要求的最大允許軸承間距采用以下GL船級(jí)社規(guī)范的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)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(jì)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(yīng)該考慮,但由于軸系軸承間的距離相當(dāng)長,其影響通??梢院雎圆挥?jì)。主軸承的熱偏移量可根據(jù)以下經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)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(jī)基座面板至曲軸中心線的距離,mm;hfound為柴油機(jī)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(dāng)前船舶的設(shè)計(jì)下,船廠的經(jīng)驗(yàn);teng為柴油機(jī)工作溫度,℃,通常取55℃;tref為軸系校中時(shí)的環(huán)境溫度,℃。
1.4 螺旋槳水動(dòng)力
在動(dòng)態(tài)下,軸系校中計(jì)算主要考慮螺旋槳水動(dòng)力產(chǎn)生的軸向推力和彎矩的影響。因?yàn)槁菪龢S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(dǎo)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(jī)輸出端的#1、#2、#3主軸承的靜態(tài)負(fù)荷分布。Mtb彎矩的計(jì)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
2.1 數(shù)學(xué)模型的建立
EnDyn校中計(jì)算采用3-D有限元曲軸模型,如圖2所示。在對整個(gè)軸系進(jìn)行數(shù)學(xué)建模前,需對坐標(biāo)系和力的方向進(jìn)行定義,通常取螺旋槳軸的末端為坐標(biāo)原點(diǎn),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(shí)針方向?yàn)檎H缓髮φ麄€(gè)軸系進(jìn)行數(shù)學(xué)建模。一般情況下,軸系校中在船舶輕載壓載的狀態(tài)下進(jìn)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(jì)算重量時(shí),需考慮浮力的影響,而Endyn軟件采用浮力系數(shù)對其進(jìn)行修正。
圖2 3-D有限元曲軸模型
2.2 優(yōu)化各軸承負(fù)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(fù)荷進(jìn)行優(yōu)化,使各軸承負(fù)荷合理布置,且符合船級(jí)社規(guī)定和文中1.1涉及的瓦錫蘭對后三個(gè)主軸承的靜態(tài)負(fù)荷要求,并計(jì)算出各軸連接法蘭的偏移值和開口值。
2.3 計(jì)算軸承負(fù)載頂升系數(shù)
計(jì)算軸承負(fù)載頂升系數(shù),用于軸承負(fù)荷測量時(shí)使用。EnDyn軟件根據(jù)用戶定義的頂升位置和柴油機(jī)曲軸模型,計(jì)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(fù)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(yīng)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(fù)荷,此負(fù)荷乘以頂升系數(shù)即為被測軸承的計(jì)算負(fù)荷。并用EnDyn軟件計(jì)算的頂升曲線與測量繪制的頂升曲線進(jìn)行核對,檢驗(yàn)測量結(jié)果。
圖3 中間軸承的頂升曲線圖
3.1 1236TEC MPP集裝箱船
該船動(dòng)力裝置設(shè)計(jì)采用低速機(jī)連接定距槳的形式。柴油機(jī)選用W6X35,設(shè)計(jì)功率為5220kW,設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)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(shí)支撐,平穩(wěn)承托中間軸。通過EnDyn計(jì)算,在開軸狀態(tài)下,確定各軸承位置,調(diào)整臨時(shí)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(gè)軸系的偏移和曲折值。校中計(jì)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(jì)算結(jié)果(冷態(tài))
3.2 44600DWT散貨船
圖4 柴油機(jī)與軸系連接示意圖
此船的動(dòng)力裝置初始設(shè)計(jì)方案與上類似。柴油機(jī)選用W6X40,設(shè)計(jì)功率為5460kW,設(shè)計(jì)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(jì)算發(fā)現(xiàn)中間軸承在運(yùn)行狀態(tài)基本不受力(圖5)。為了優(yōu)化軸承負(fù)荷,需取消前艉管軸承,并相應(yīng)將中間軸承向后移動(dòng)2個(gè)肋位的距離,對軸系重新進(jìn)行校中計(jì)算,結(jié)果如表2和表3所示。優(yōu)化計(jì)算后可看出,改變了中間軸承無負(fù)載狀態(tài),利于軸系安全運(yùn)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(gè)臨時(shí)支承,同時(shí)在臨時(shí)支承上方增加3T的下壓力,用于校中時(shí)定位螺旋槳,并且在中間軸前端也增加一臨時(shí)支承,用于校中中間軸。在校中計(jì)算中通過調(diào)整螺旋槳軸臨時(shí)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(dá)到讓螺旋槳軸與艉管軸承內(nèi)孔中心同心(圖6)。
圖5 EnDyn計(jì)算中的運(yùn)行狀態(tài)軸承負(fù)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(jī)與軸系連接示意圖
前艉管軸承,前密封裝置處軸段在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),將不可避免存在一定的跳動(dòng),若跳動(dòng)量過大,將容易導(dǎo)致前密封裝置的壽命減少,甚至損壞。跳動(dòng)量通過計(jì)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(shè)計(jì)時(shí),應(yīng)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。
文章對船舶軸系校中計(jì)算的影響因素進(jìn)行了探討,闡述了軸系校中計(jì)算的基本過程。實(shí)船校中計(jì)算及優(yōu)化方案的比較對軸系設(shè)計(jì)和后續(xù)安裝具有指導(dǎo)意義,表明了取消前艉管軸承這一非常規(guī)設(shè)計(jì)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(fù)雜問題提供了一種切實(shí)可行的簡便方法,為后續(xù)同類問題提供了解決方案。
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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(jī)振動(dòng)分析。