某船調(diào)距槳主推裝置傳動軸系的強度校核研究

張慶舉，王德倫，張宇寧

(1.大連理工大學(xué)，遼寧 大連 116024；2.遼寧師范大學(xué)，遼寧 大連 116029)

某冷藏運輸船采用槳轂油缸式調(diào)距槳主推進裝置，該主推裝置由調(diào)距槳、傳動軸系、齒輪箱和柴油主機等組成。調(diào)距槳主推裝置的傳動軸系非常重要，它將主機發(fā)出的轉(zhuǎn)矩傳遞給調(diào)距槳，同時又將調(diào)距槳產(chǎn)生的推力傳遞給船體，使船前進、后退或停車[1]。該船主機通過齒輪箱還額外驅(qū)動3臺發(fā)電機為冷藏艙室制冷提供動力，在不需要制冷或部分制冷時，受調(diào)距槳額定功率限制，使主機功率有部分閑置。為充分利用主機功率，在調(diào)距槳能夠充分吸收主機額定功率條件下，對原傳動軸系的軸徑、強度進行相關(guān)研究計算和校核。現(xiàn)將研究、計算、校核過程簡述如下。

1 傳動軸系的組成及作用

1.1 傳動軸系的組成

該船調(diào)距槳主推裝置傳動軸系，從調(diào)距槳至柴油主機依次排列著艉軸、配油軸、中間軸和齒輪箱輸出軸，如圖1所示。

1-調(diào)距槳；2-艉管前支撐軸承；3-艉軸；4-配油箱(OD箱)及配油軸；5、8-中間軸承；6-中間軸；7-制動器；9-齒輪箱輸出軸圖1 傳動軸系示意圖

1.2 傳動軸系的作用

艉軸后端與調(diào)距槳槳轂相連，前端與配油軸相連，艉軸承擔(dān)調(diào)距槳質(zhì)量，傳遞主機轉(zhuǎn)矩和調(diào)距槳推力。艉軸裝在艉軸管內(nèi)，由艉軸管內(nèi)白合金艉軸承和艉管前支撐軸承支撐。配油軸前端與中間軸相連，配油箱(OD箱)通過白合金軸承裝配在配油軸上。工作時，OD箱不動，配油軸旋轉(zhuǎn)，OD箱通過配油軸向槳轂油缸供油。中間軸前端與齒輪箱輸出軸相連，中間軸由2個中間軸承支撐。中間軸上裝有制動裝置，以便船舶停航時固定軸系，防止“水渦輪”情況發(fā)生。齒輪箱輸出軸前端有推力軸承，通過齒輪箱輸出軸軸肩、推力軸承、齒輪箱體將調(diào)距槳推力傳遞給船體。

2 船用主機功率使用及分配情況

該船專門運輸海上漁加工母船生產(chǎn)的漁產(chǎn)品，采用單臺調(diào)距槳推進。該船主機額定功率5 664 kW，額定轉(zhuǎn)速520 r/min，經(jīng)齒輪箱減速后，調(diào)距槳轉(zhuǎn)速160 r/min。經(jīng)齒輪箱增速后，3臺發(fā)電機轉(zhuǎn)速1 500 r/min。3臺發(fā)電機功率分別為1臺1 200 kW，2臺320 kW。調(diào)距槳直徑4 m，設(shè)計螺距為3 880 mm,額定功率為3 824 kW，最大功率為4 250 kW。

該船從漁加工母船往陸地運送漁產(chǎn)品過程中，要求保證漁品新鮮，需用3臺軸帶發(fā)電機給冷藏貨艙通電制冷。從陸地前往漁加工母船的航程中，根據(jù)攜帶物品情況，冷藏貨艙不制冷或部分制冷。從漁加工母船向陸地運送漁產(chǎn)品的過程中，主機帶3臺發(fā)電機、1臺調(diào)距槳都以額定功率、額定轉(zhuǎn)速滿負荷運轉(zhuǎn)。而從陸地前往漁加工母船的過程中，在不制冷停開全部軸帶發(fā)電機或部分制冷停開部分軸帶發(fā)電機的情況下，受調(diào)距槳功率限制，主機額定功率沒被充分利用，使主機經(jīng)濟性不高。

為充分發(fā)揮主機額定功率，在更換調(diào)距槳后，研究、計算、校核傳動軸系強度，以滿足傳遞主機額定功率需要。

3 傳動軸系強度的計算與校核

3.1 傳動軸系軸徑計算的規(guī)范要求

根據(jù)2018年中國船級社發(fā)布的《鋼制海船入級與建造規(guī)范》(以下簡稱《規(guī)范》)要求[2]，柴油機-調(diào)距槳推進裝置的傳動軸軸徑d應(yīng)不小于公式(1)計算值：

(1)

式中，d為傳動軸軸徑，mm；c為軸的設(shè)計特性系數(shù)(見表1)；Ne為軸傳遞的主機額定功率(齒輪箱和軸承的損失可不計)，kW；ne為軸傳遞Ne時的額定轉(zhuǎn)速， r/min；σb為材料的抗拉強度，MPa。

表1 軸的設(shè)計特性系數(shù)表

如果1根軸的結(jié)構(gòu)有多種型式，則設(shè)計特性系數(shù)應(yīng)多個連乘進行修正。如果軸段芯部有中孔，當(dāng)中空度大于0.4時，傳動軸軸徑計算后還需按公式(2)修正。

(2)

式中，da為存在中孔且中空度大于0.4的傳動軸軸徑，mm；d0為軸芯中孔直徑，mm。

3.2 傳動軸系各部件材料

傳動軸系各軸段材料均采用35#鋼[3]，35#鋼是優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，為提高軸段強度、硬度，對35#鋼做鍛打處理。鍛打在高溫進行[4]，始鍛溫度1 150～1 200 ℃，終鍛溫度800 ℃。始鍛溫度不能太高，否則金相組織容易被燒壞。

鍛后要緩冷，否則容易產(chǎn)生裂紋而報廢。35#鋼經(jīng)高溫鍛打產(chǎn)生熱變形，晶格錯位使金相組織更加致密，材料硬度得到提高。鍛后緩冷使金相組織內(nèi)部應(yīng)力得到釋放。鍛后軸強度較鍛前提高10%左右，硬度較鍛前明顯提高，由鍛前HB 197提高至HRC38～45。

調(diào)距槳與艉軸通過12個M72×4的螺栓和4個D90的銷軸連接，螺栓材料37CrNi3，銷軸用調(diào)質(zhì)45#鋼。艉軸與配油軸通過液壓無鍵套合聯(lián)軸器連接，液壓無鍵套合聯(lián)軸器的箍套、錐套采用42CrMo。艉軸與配油軸、配油軸與中間軸、中間軸與齒輪箱輸出軸的法蘭螺栓均采用37CrNi3。軸系各傳動部件材料機械性能見表2。

表2 傳動部件材料機械性能表

3.3 傳動軸系各軸徑的計算

1)艉軸直徑計算。艉軸總長8 290 mm，艉軸后端凸緣法蘭直徑為940 mm，與艉軸承配合軸徑為460 mm，與艉管前支承軸承配合軸徑為410 mm。艉軸前端通過液壓無鍵套合聯(lián)軸器與配油軸連接，艉軸與液壓無鍵套合聯(lián)軸器的配合軸徑為400 mm，艉管內(nèi)艉軸非工作軸徑為458 mm，艉管前艉軸非工作軸徑為400 mm。艉軸芯部鏜孔，中孔直徑為126 mm，中空度為0.315。

艉管內(nèi)艉軸的設(shè)計特性系數(shù)取1.15，艉管前艉軸的設(shè)計特性系數(shù)取1.22。按《規(guī)范》要求，不同功率下艉軸軸徑的計算結(jié)果見表3。

表3 根據(jù)《規(guī)范》要求計算的艉軸軸徑

艉軸傳遞5 664 kW的主機額定功率時，艉管內(nèi)艉軸非工作軸徑為458.00 mm，大于352.23 mm；艉管前艉軸非工作軸徑為400.00 mm，大于373.62 mm，滿足《規(guī)范》要求。

2)配油軸直徑校核。配油軸外形結(jié)構(gòu)復(fù)雜，前后端帶凸緣法蘭。前部是配油軸段，上面有徑向油孔。中間是螺距反饋滑環(huán)軸頸，其周向均布3個在D390的圓周表面銑削的平面；后部是支撐軸頸，和配油軸一起支撐OD箱。配油軸結(jié)構(gòu)示意圖見圖2。

圖2 配油軸結(jié)構(gòu)示意圖

支撐軸徑為450 mm，螺距反饋滑環(huán)軸徑的等效直徑為369 mm，配油軸徑為420 mm 。配油軸芯部孔徑為136 mm，中空度為0.368。配油軸屬中間軸范疇，設(shè)計特性系數(shù)按整體連接法蘭式、徑向孔式2種連接形式進行系數(shù)連乘修正。配油軸設(shè)計特性系數(shù)取1.0×1.10=1.10。計算結(jié)果見表4。

表4 根據(jù)《規(guī)范》要求計算的配油軸直徑

配油軸傳遞5 664 kW主機額定功率時，配油軸滑環(huán)等效軸徑為 369.0 mm，大于 336.9 mm，滿足《規(guī)范》要求。

3)中間軸直徑校核。中間軸是實心軸，前后有凸緣法蘭，總長6 050 mm。中間軸前法蘭與齒輪箱輸出軸相連，中間軸后法蘭與配油軸前法蘭相連。中間軸工作軸徑為360 mm，非工作軸徑為355 mm。按《規(guī)范》要求，中間軸設(shè)計特性系數(shù)取1.0，不同功率時中間軸直徑的計算結(jié)果見表5。

表5 根據(jù)《規(guī)范》要求計算的中間軸直徑

中間軸傳遞5 664 kW主機額定功率時，非工作軸徑為355.00 mm，大于306.23 mm，滿足《規(guī)范》要求。

4)齒輪箱輸出軸直徑校核。齒輪箱輸出軸直徑為360 mm，是實心軸，軸上有鍵槽，前端有推力軸承,屬于推力軸范疇。按《規(guī)范》要求，軸的設(shè)計特性系數(shù)取1.10，校核齒輪箱輸出軸軸徑的計算結(jié)果見表6。

表6 根據(jù)《規(guī)范》要求計算的齒輪箱輸出軸直徑

齒輪箱輸出軸傳遞5 664 kW主機額定功率時，非工作軸徑為355.00 mm，大于 336.90 mm，滿足《規(guī)范》要求。

3.4 齒輪箱傳動齒輪強度校核

齒輪箱一進四出，主機輸入5 664 kW功率，在滿載返程時開3臺發(fā)電機制冷，余3 824 kW功率推船前進。在去程時不制冷，5 664 kW主機功率可全部用來推船前進。這樣，與軸系相連的齒輪箱輸出軸傳動齒輪副傳遞功率由3 824 kW提高到5 664 kW，增幅48%。

齒輪可看做懸臂梁，其危險截面用30°切線法確定[5]。做與輪齒對稱中心線成30°夾角且與齒根圓角相切的斜線，兩切點連線的截面就是輪齒彎曲的危險截面，對該危險截面進行輪齒彎曲強度校核。齒根靠近節(jié)線的齒面位置，容易發(fā)生點蝕，取節(jié)點處的接觸應(yīng)力作為齒面接觸強度的計算依據(jù)。

1)齒輪轉(zhuǎn)矩計算公式[6]：

(3)

式中,T為齒輪轉(zhuǎn)矩，N·m。

2)輪齒彎曲強度計算公式：

(4)

式中,σF為輪齒彎曲強度，MPa;K為載荷系數(shù)；Y為齒形系數(shù)；b為齒寬，mm；m為齒輪模數(shù)；z為齒輪齒數(shù)。

3)齒輪齒面接觸強度計算公式：

(5)

式中,σH為齒輪齒面接觸強度,MPa；i為傳動比；a為中心距，mm。

齒輪傳動，需保證輪齒彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力在允許范圍內(nèi)。該船齒輪箱傳動是硬齒面閉式傳動，在傳動過程中，齒輪中心距、減速比不變；功率增加，輪齒上的轉(zhuǎn)矩也相應(yīng)增加。根據(jù)輪齒彎曲強度和齒面接觸強度計算公式，輸出功率提高48%，輪齒彎曲應(yīng)力就增加48%，齒面接觸應(yīng)力就增加21.6%。原齒輪副滿足傳遞3 824 kW功率的應(yīng)力要求，為保證現(xiàn)應(yīng)力也在允許范圍內(nèi)，在齒輪箱空間允許的條件下，將齒寬增加50%即可滿足傳遞5 664 kW主機額定功率的應(yīng)力要求。

4 聯(lián)軸器緊配螺栓直徑校核及應(yīng)力計算

艉軸后法蘭直徑為940 mm，寬125 mm，在D840的節(jié)圓上用12個D74的緊配螺栓、4個D90的緊配銷軸與調(diào)距槳槳轂相連。配油軸后法蘭直徑為850 mm，寬80 mm，在D735的節(jié)圓上用12個D63的緊配螺栓與艉軸液壓無鍵套合聯(lián)軸器連接固定。配油軸前法蘭、中間軸法蘭、齒輪箱輸出軸法蘭直徑為725 mm，寬85 mm，在D585的節(jié)圓上用8個D85的緊配螺栓將它們兩兩連接固定。

1)聯(lián)軸器緊配螺栓直徑校核。軸系螺栓均用37CrNi3材料，螺栓直徑df按《規(guī)范》要求，應(yīng)不小于公式(6)的計算值，艉軸與調(diào)距槳槳轂的緊配螺栓，其直徑還應(yīng)至少增大5%。計算結(jié)果見表7。

(6)

式中，df為螺栓直徑,mm；Z為螺栓數(shù)；D為節(jié)圓直徑，mm；σb1為中間軸材料的抗拉強度，MPa；σb2為螺栓材料的抗拉強度，MPa。

表7 根據(jù)《規(guī)范》要求計算的軸系連接螺栓直徑 mm

艉軸與槳轂緊配螺栓直徑為74.00 mm，大于35.11 mm，艉軸與配油軸緊配螺栓直徑為63.00 mm，大于39.06 mm，配油軸與推力軸、推力軸與中間軸、中間軸與齒輪箱輸出軸緊配螺栓直徑為85.00 mm，大于39.79 mm，所以緊配螺栓直徑滿足《規(guī)范》要求。

2)聯(lián)軸器緊配螺栓應(yīng)力校核。調(diào)距槳軸系傳遞5 664 kW主機額定功率，額定轉(zhuǎn)速160 r/min，則軸系傳遞的轉(zhuǎn)矩為：

(7)

艉軸后法蘭節(jié)圓直徑為840 mm，有12個D74的緊配螺栓、4個D90的緊配銷軸。配油軸后法蘭節(jié)圓直徑為735 mm，有12個D63緊配螺栓。推力軸法蘭、中間軸法蘭節(jié)圓直徑為585 mm，有8個D85緊配螺栓。螺栓、銷軸材料均采用37CrNi3,是高淬透性合金調(diào)質(zhì)鋼，屈服強度980 MPa，安全系數(shù)取1.5，許用正應(yīng)力[σ]=653.33 MPa, 許用剪切應(yīng)力 [τ]=377.21 MPa。各聯(lián)軸節(jié)緊配螺栓剪切應(yīng)力計算結(jié)果見表8。

表8 軸系連接螺栓剪切應(yīng)力計算結(jié)果

計算結(jié)果表明，各聯(lián)軸節(jié)緊配螺栓傳遞5 664 kW主機額定功率時，所受剪切應(yīng)力遠小于許用剪切應(yīng)力[τ]，滿足傳遞功率需要。

5 校核計算的幾點說明

1)傳動軸系各軸段強度滿足傳遞主機額定功率5 664 kW的需要，更滿足傳遞停開1臺、2臺或3臺軸帶發(fā)電機后，剩余主機功率的需要。

2)艉軸后法蘭與調(diào)距槳槳轂相連，在D840的螺栓節(jié)圓上除12個D74的緊配螺栓外，還有4個D90的緊配銷軸與調(diào)距槳槳轂緊配相連。進行緊配螺栓的強度及應(yīng)力計算校核時，沒計入4個D90的緊配銷軸和調(diào)距槳質(zhì)量。調(diào)距槳質(zhì)量11.8 t，由4個銷軸承擔(dān)，則每個銷軸所受剪切應(yīng)力46.5 MPa，遠小于許用剪切應(yīng)力[τ]，不影響12個緊配螺栓傳遞主機額定功率。

3)齒輪箱傳動齒輪強度校核時，因主機轉(zhuǎn)速、齒輪箱減速比不發(fā)生變化，原齒輪副能傳遞3 884 kW功率，在傳遞的功率增至主機額定功率時，按額定功率計算的輪齒彎曲應(yīng)力和齒面接觸應(yīng)力只需小于允許應(yīng)力即可，如不滿足，可更換加寬后的齒輪副。

4)配油軸直徑校核時，最小軸徑在滑環(huán)軸頸部位?；h(huán)軸頸的截面積一定要計算其等效截面積，然后再與規(guī)范要求的允許軸徑比較。

6 結(jié)束語

經(jīng)計算、校核傳動軸系各軸段的軸徑、各聯(lián)軸節(jié)法蘭緊配螺栓的直徑和應(yīng)力、更換強度不達標(biāo)的傳動齒輪副后，在滿足傳遞主機額定功率的條件下，開車運轉(zhuǎn)。運轉(zhuǎn)過程平穩(wěn)，傳遞功率正常，無螺栓及聯(lián)軸節(jié)擠壓損壞，無傳動軸變形。運轉(zhuǎn)結(jié)果表明傳動軸系各軸段強度滿足傳遞主機額定功率需要，直徑及強度的計算校核結(jié)果可用，達到了預(yù)期目的，為該冷藏運輸船的良好運營奠定了堅實基礎(chǔ)，為船方節(jié)約了成本，并創(chuàng)造了較好經(jīng)濟效益。