37 500 DWT油船軸系扭振計算及問題分析

韓陽泉 蔡 虎

（廣船國際技術(shù)中心 )

37 500 DWT油船軸系扭振計算及問題分析

韓陽泉 蔡 虎

（廣船國際技術(shù)中心 )

本文介紹了37 500 DWT油船軸系扭振計算中發(fā)現(xiàn)的問題，以及由扭振引起的螺旋槳壓入計算、校中計算等問題，并尋找解決方案。

軸系 扭振 校中 螺旋槳

0 前言

37 500 DWT化學品/成品油輪是公司為適應(yīng)市場需求而研發(fā)的一型淺吃水節(jié)能型船舶，入級DNV，采用MAN-B&W5S50M E-B9.2TierII主機，MCR點為8900kW×117rpm。為降低油耗，提高螺旋槳效率，主機選擇降功率、降轉(zhuǎn)速使用，SMCR點是6900kW×99rpm。

本船為單軸系，主機帶動一根中間軸和一根螺旋槳軸，驅(qū)動螺旋槳，中間軸上布置一個中間軸承，螺旋槳上布置兩個艉管軸承。

理論上螺旋槳轉(zhuǎn)速越低、直徑越大、推進效率越高。本船SMCR點的轉(zhuǎn)速僅99 rpm，在同類船舶中轉(zhuǎn)速最低；螺旋槳設(shè)計直徑6.37m，比我公司所建造的同類船大約0.8 m，其附連水后的轉(zhuǎn)動慣量達到33,135 kg·m2，比同尺度船大13,135 kg·m2左右。

5缸柴油機的自身振動不平衡性比較劇烈，其振動輸出特性也高于我廠常規(guī)使用的6缸柴油機。

本文詳細介紹該船扭振計算過程中遇到的問題，以及受扭振計算結(jié)果的影響，螺旋槳壓入計算及軸系校中計算的問題，并尋求每個問題的解決方案。

1 扭轉(zhuǎn)振動計算

在一系列的軸系計算中，扭振計算是關(guān)鍵。按照軸系扭振計算流程，見圖1所示，進行軸系扭振計算。如果扭振計算結(jié)果不滿足規(guī)范要求，可采取以下幾種措施進行調(diào)整：⑴ 增大主機飛輪；⑵增加主機調(diào)頻輪；⑶ 增加軸系的直徑；⑷ 調(diào)整各個軸的長度。以上步驟應(yīng)逐個嘗試直到計算結(jié)果滿足要求，如果上面各種措施均不滿足要求，則考慮配置扭振減振器。

圖1 扭振計算流程圖

根據(jù)主機功率及轉(zhuǎn)速、 DNV規(guī)范對軸系強度計算要求、軸材料抗拉強度為600 MPa，計算出本船中間軸最小直徑是371.7 mm，螺旋槳軸最小直徑是453.5 mm。根據(jù)機艙布置圖預估軸系總長為20.135 m，因螺旋槳及中間軸需要在機艙內(nèi)吊運，螺旋槳長度需控制在9～12 m范圍內(nèi)。螺旋槳參數(shù)為：4葉，直徑6377.4 mm，重量14.28 t，空氣中轉(zhuǎn)動慣量26,510kg·m2，附連水轉(zhuǎn)動慣量33,135 kg·m2。

根據(jù)以上參數(shù)，開展扭振計算如下：

⑴ 方案一（標準飛輪，無調(diào)頻輪）

確定中間軸直徑D=380mm × 10000mm

螺旋槳軸：D=460mm × 10135mm

主機廠的標準配置是不配調(diào)頻輪，一定要配飛輪。根據(jù)主機缸徑的大小，飛輪有多種選擇，其中S50ME-B 是標準飛輪，也是最小的飛輪，轉(zhuǎn)動慣量是2,4 3 0 kg·m2。

扭振計算結(jié)果如下（正常發(fā)火工況）：

圖2 中間軸扭振曲線（方案一）

圖3 螺旋槳軸扭振曲線（方案一）

從圖上可看出，在正常發(fā)火狀況下，中間軸和螺旋槳軸均大大超過規(guī)范許可的最大瞬時扭轉(zhuǎn)許用應(yīng)力，因此該方案不滿足要求。

⑵ 設(shè)計方案二（軸尺寸不變，選擇最大飛輪，增加最大調(diào)頻輪）

根據(jù)經(jīng)驗，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力如果超過要求過多，則可直接選用最大飛輪及最大調(diào)頻輪。保持中間軸直徑、螺旋槳軸均不變，選用與S50ME-B型主機相配的最大飛輪為12154 kg·m2，最大調(diào)頻輪為24500 kg·m2。

扭振計算結(jié)果如下（正常發(fā)火工況）：

圖4 中間軸扭振曲線（方案二）

圖5 螺旋槳軸扭振曲線（方案二）

圖中所示，在正常發(fā)火狀態(tài)下，中間軸超過規(guī)范許可的最大瞬時扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，因此該方案也不滿足要求。

⑶ 設(shè)計方案三（軸長不變，增大軸徑）

根據(jù)設(shè)計流程，在主機調(diào)整無效的情況下，應(yīng)調(diào)整軸的尺寸。以方案二為基礎(chǔ)，軸長不變，逐漸增大軸徑。因本船受艉部線型的限制，螺旋槳軸直徑無法加大，只增加中間軸直徑。計算結(jié)果見表1。

表1 軸徑選優(yōu)

從表1可以看出，隨著中間軸軸徑的增加，軸系扭轉(zhuǎn)應(yīng)力超標逐漸從中間軸過渡到螺旋槳軸。因螺旋槳軸的直徑無法增加，所以在中間軸長度為10 m，螺旋槳軸長度為10.135 m的情況下，沒有合適的軸徑滿足要求。

⑷ 設(shè)計方案四（改變軸長）

保持軸系總長度不變，調(diào)整螺旋槳軸及中間軸長度，重復方案三計算過程：

中間軸： D=380mm × 11000mm

螺旋槳軸： D=460mm × 9135mm

表2 軸徑選優(yōu)

從表2可以看出，本組長度組合下，沒有滿足規(guī)范要求的方案，需重新調(diào)整螺旋槳軸及中間軸軸長，重新計算。經(jīng)過多次調(diào)整軸系長度計算后，得到了唯一可以滿足規(guī)范要求的一組組合，如下：

中間軸： D=420mm × 9875mm

螺旋槳軸：D=460mm × 10260mm

主機正常發(fā)火工況：

主機單缸熄火工況：

從圖上可以看出，計算出的扭轉(zhuǎn)振動應(yīng)力都比較高，接近許可的上限值。送審后DNV提出要在試航時做實船扭振測試，其測試程序及實驗數(shù)據(jù)處理方法要送審圖中心認可。為此，在試航前，船廠委托扭振測試機構(gòu)單獨將扭振測試實驗程序送審船檢，并得到認可。

圖6 中間軸扭振曲線（方案四）

圖7 螺旋槳軸扭振曲線（方案四）

圖8 中間軸扭振曲線（方案三）

圖9 螺旋槳軸扭振曲線（方案三）

圖10 顯示的是試航期間扭振測試結(jié)果，本船軸系扭振的峰值轉(zhuǎn)速為49.7 rpm，與計算峰值50 rpm基本一致。中間軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為102.2 MPa，計算值為101.5 Mpa，二者的誤差很小，證明本船先期的扭轉(zhuǎn)計算是成功的。雖然計算過程十分復雜，但是與增加扭振減振器相比，這些工作是值得的。

圖10 試航中間軸扭振測量

2 扭振引起的螺旋槳壓入計算問題

定距螺旋槳的安裝可以采用兩種方式，一種是鍵連接，一種是無鍵連接。前一種多用于小噸位船舶，后一種則適用于中大型船舶。本船螺旋槳采用無鍵連接。無鍵連接的原理就是在滿足槳轂抗拉強度的基礎(chǔ)上，使螺旋槳槳轂與螺旋槳軸盡可能多的接觸，以滿足傳遞功率的要求。因此螺旋槳壓入計算有兩組數(shù)據(jù)，一組數(shù)據(jù)是根據(jù)槳轂材料的抗拉強度計算得到的最大壓入值，超過此值，槳轂會發(fā)生物理破壞。一組數(shù)據(jù)是根據(jù)傳遞功率的要求計算得到的最小壓入值，小于此值，螺旋槳槳轂與螺旋槳軸接觸面積不夠，無法傳遞主機的功率，螺旋槳有從螺旋槳軸上掉落的風險。

圖11 扭振力矩圖

本船的槳轂由船廠設(shè)計，長度為1.02 m，由于螺旋槳直徑只有460 mm，其與槳轂的有效接觸面積比較小。DNV規(guī)范要求螺旋槳壓入計算要考慮軸系扭振力矩，本船軸系的扭振很強，扭振力矩達到1 600 kNm，如圖11。將各參數(shù)代入壓入計算公式，計算得出最小壓入量超過了本船能容許的最大壓入量，不滿足規(guī)范要求。為此，我們與船檢進行了充分的溝通，得到兩個可行的解決方案。

方案1：使用甘油代替?zhèn)鹘y(tǒng)的液壓油進行螺旋槳壓裝，這是DNV規(guī)范內(nèi)允許使用的一種壓裝介質(zhì)，由于其摩擦系數(shù)遠高于傳統(tǒng)的液壓油，因此可以降低最小壓入量。考慮到使用此介質(zhì)壓裝是一種完全新的工藝，為了充分了解其工藝流程，設(shè)計人員專程到大連船廠進行了調(diào)研，得到了以下經(jīng)驗：

甘油選用的是市面上常用的丙三醇，為增強其自身的潤滑性，需加15%的水。采用甘油壓裝后由于計算的壓入量偏小，壓入力也相應(yīng)減少，因此用液壓油壓裝的油泵及配套工裝可沿用，螺旋槳拂配及壓裝工藝流程也不需要修改。

方案2：改變螺旋槳材質(zhì)，現(xiàn)有的螺旋槳材質(zhì)是Cu3，其屈服強度是245MP，根據(jù)DNV建議，可以將材質(zhì)改為Cu4，其屈服強度為275MP，即通過增加材料強度來增加最大壓入量的上限，也可以滿足規(guī)范要求。

船廠將兩種方案都提交給船東，船東經(jīng)過綜合考慮，最后決定采用第2種方案。現(xiàn)37 500 DWT已經(jīng)交付4艘船，經(jīng)過試航驗證，螺旋槳壓裝完全滿足要求。

3 扭振引起的軸系校中計算問題

本船主機是降功率使用，轉(zhuǎn)速只有99 rpm，螺旋槳直徑比較大為6377.4 mm，重量達到14.28 t。受軸系扭振計算的限制，螺旋槳軸及中間軸軸徑均比較細，尤其是螺旋槳軸，軸徑僅有460 mm，只比規(guī)范計算大7 mm左右，中間軸420 mm。中間軸承及艉軸前后軸承，受艉部線型及機艙布置影響，安裝位置基本固定。綜合以上限制，本船軸系校中計算也有特殊的問題出現(xiàn)。

根據(jù)DNV規(guī)范，軸系校中計算要考慮螺旋槳動態(tài)載荷的影響，即螺旋槳產(chǎn)生的扭矩作用在軸上的影響,本船的軸扭矩約為532.5 kN·m。規(guī)范中要考慮2種情況，一種是施加向上5%的軸扭矩（約2 7 kN·m），一種是施加向下40%的軸扭矩（約213 kN·m）。在初始計算時發(fā)現(xiàn)，由于螺旋槳自身重量很大，在計算規(guī)范中的向下工況時，軸承負荷是超載的，即使使用斜軸承也無法滿足規(guī)范的要求。

為此DNV提出：如果按照規(guī)范估算的螺旋槳扭矩太大，軸承負荷無法滿足規(guī)范相關(guān)要求時，可以使用螺旋槳實際載荷代替規(guī)范估值。根據(jù)螺旋槳設(shè)計廠家提供的槳偏心力示意圖，見圖12，本船螺旋槳設(shè)計工況下的推力為664.5 kN，根據(jù)偏心點位置，最終得到槳的向下力矩為9 3.69kN·m，比規(guī)范估算值213 kN·m小很多。最終使用螺旋槳實際力矩值的計算結(jié)果滿足規(guī)范要求，試航時本船軸系負荷及軸承溫度均無問題。

圖12 螺旋槳偏心力示意圖

4 結(jié)束語

在本船軸系初始設(shè)計階段，發(fā)現(xiàn)其扭轉(zhuǎn)振動計算、螺旋槳壓入計算、軸系校中計算均有問題，究其根源即是主機降功率降轉(zhuǎn)速使用，導致螺旋槳變大。由于槳尺寸的增加，導致了轉(zhuǎn)動慣量、自身重量增加，使扭振計算難度大增，只能反復調(diào)整參數(shù)，反復計算，才能找到合適的軸系參數(shù)。由于軸徑偏小，加上高扭轉(zhuǎn)力矩，引起了螺旋槳壓入計算的超標；同時由于槳重量的增加，以及螺旋槳軸徑偏小，造成校中計算的困難。因此，對降功率使用的主機，要特別注意螺旋槳參數(shù)對軸系設(shè)計的影響。

[1]許定秀、李宗等編著 船舶柴油機軸系扭轉(zhuǎn)振動，人民交通出版社，1982。

10.3969/j.issn.2095-4506.2016.04.002

2013-6-15）

韓陽泉（1981--），男，工程師，輪機設(shè)計。蔡 虎（1986--），男，助理工程師，輪機設(shè)計。