船用柴油机轴系校中注意事项

温州市港航管理局船检处 郑定育

船用柴油机轴系校中注意事项

温州市港航管理局船检处 郑定育

船用柴油机是船舶的心脏，它对船舶航行和安全至关重要。所以，如果船舶柴油机安装不当，就会给船舶航行留下安全隐患。其中，船用柴油机在安装过程中的轴系合理校中，就应特别注意。

关于轴系合理校中

作为船舶推进轴系的安装手段，轴系合理校中计算书提供了具有实际可操作的安装状态图（轴系挠度曲线），其中包括船舶推进轴系法兰的偏移和曲折数据、各轴承中心相对于螺旋桨轴中心线的变位值。轴系安装时，以计算书提供的数据为依据，有二种安装方法：一是根据轴系法兰的偏移和曲折数据，二是根据轴系各轴承中心的变位值（但对主机的定位仍然要以法兰的偏移和曲折数据为依据），一般采用前者方法较为简便。作为安装质量目标，计算书中有各轴承负荷的合理值（冷态、热态），轴系安装连接后通常采用顶举法检测各轴承的负荷是否满足计算要求。如果各轴承负荷误差超过计算值的±20﹪，应该根据负荷大小重新调整中间轴承、主机的位置，使其轴承负荷满足计算要求。

合理校中计算书，为各轴承的调整方向提供了原则性依据，但其轴系法兰的偏移和曲折数据（或轴承中心相对于螺旋桨轴中心线的变位值）的调整往往与轴承负荷要求不相吻合，即实际已按计算书的偏移和曲折数据调整各轴段及主机的位置，但部分轴承的负荷并不满足计算要求。根据本人实践经验，主要是主机靠近飞轮的主轴承（如图1的4#、5#轴承）负荷与计算书的要求值相差甚大，需重新调整主机及中间轴承在垂直平面内的位置，使各轴承负荷满足计算要求（同时还要使臂距差满足柴油机说明书要求，并尽量地小），但此时轴系法兰的偏移和曲折数据已偏离了计算值。造成误差的客观因素很多，有操作性误差、计算书输入数据性误差、主机输出端曲轴轴线的初始状态（即输出端未与中间轴连接时曲轴输出端的自由状态）等。对于主机曲轴输出端轴线的初始状态，在计算书的输入数据中并未涉及，本文着重讨论主机输出端曲轴轴线的初始状态对轴系合理校中计算书中轴系法兰偏移和曲折计算值准确度的影响。

轴系合理校中操作实例

下面以23000DWT散货船（主机型号YMD-MAN6S35MC、直接传动硬连接、艉机型、定距桨）推进轴系为例展开论述。

该轴系轴承及临时支承点布置如图1所示（尺寸单位：mm）。该轴系由螺旋桨轴、一根中间轴、二道螺旋桨轴轴承（1#，2#），一道中间轴承（3#）组成。校中时中间轴设两个临时支承，按计算书中要求调整两个临时支承及主机，使两对法兰偏移、曲折值及轴承变位值如图1所示。轴系处于上述状态后，使中间轴承与中间轴刚好接触，然后连接螺旋桨轴与中间轴，拆除临时支承（中间轴落在中间轴承上），此时中间轴前部分相当于悬臂梁，由于挠度使前法兰自然下垂，与主机输出法兰之间的偏移、曲折数据如图2所示。主机输出端与中间轴连接前后曲柄在垂直平面内的臂距差△⊥变化如表1（飞轮旁为NO1缸）。轴系法兰全部连接后进行顶升试验，实测各轴承负荷值与计算值比较见表2，显然，4#、5#轴承的负荷与计算要求相差甚远，这无疑要进行重新调整。

表1（mm） 主机输出端中间轴连接前后臂距差△⊥

表2 合理校中轴承负荷（KN）

1）升高3#轴承虽然可以减少4#轴承负荷，但效果不显著（与4#轴承距离远），同时也使2#轴承负荷减少，3#轴承负荷增加很多，这显然是行不通的。

2）主机前后端同时放低，但后端放得多，使曲轴轴线向后倾斜，尽管这种方法收效会快一些，但使输出端的连接法兰下开口量增大，这将加剧法兰根部应力集中，作为辅助手段是可以的，大量调整不可取。

3）采取水平放低主机时，2#、4#轴承负荷会减少，3#、5#轴承负荷会增加，这时可将3#轴承也适当放低加以补偿，经过多次反复调整，各轴承负荷可以达到计算要求（见表2），但NO1曲柄的臂距差0.13mm（见表1）已偏大（主机说明书要求小于±0.17mm）。经过上述调整后，主机放低了1.5mm，中间轴承放低了0.5mm，这时两个法兰的偏移和曲折已与计算书的要求值不符。既然各法兰的偏移、曲折量已按计算要求调整，而部分轴承的负荷又与计算书不符，为什么会出现这种情况呢？下面仅就曲轴输出端轴线初始状态对上述误差所产生的影响进行详细分析。

曲轴输出端轴线初始状态与合理校中的关系

曲轴输出端轴线初始状态主要决定于靠近输出端几个轴承的位置高低，具体反映在轴承的负荷分配及曲柄的臂距差大小。

1）4#、5#轴承的初次负荷。该主机输出端在未连接时曲轴轴线状态图（如图3实线）。曲轴输出端为端部装有飞轮的一悬臂梁，此时如果 4#、5#轴承同高，NO1曲柄轴线应呈拱腰形，4#轴承负荷就已大于5#。而现在的 NO1曲柄轴线呈塌腰形，而6#、7#轴承基本上同高，说明该塌腰形曲柄轴线的形成主要是由4#轴承在垂直平面内的位置高于5#轴承引起的，这是柴油机厂考虑到飞轮重量将使NO1曲柄轴线向拱腰形变化而采用的反变形工艺。由于该机型的4#、5#轴承之间间距较大（二者之间设推力轴承），反变形工艺效果显著，使NO1曲柄轴线向塌腰形变化，此状态下4#轴承负荷将增加很多，5#轴承负荷相应减少，该负荷主要来自飞轮和曲轴的重量，可称之为初次负荷。

2）4#、5#轴承的二次负荷。在图2所示两端轴法兰偏斜状态下，通过紧配螺栓把两个法兰同心铰孔连接，此时中间轴的部分重量由中间轴承转移到了主机的输出端，这无疑使4#主轴承的负荷进一步增加，而5#轴承负荷将进一步减少，同时NO1、NO2曲柄臂距差也发生变化（见表1），曲轴输出端轴线变化如图3中的虚线所示。这时转移的负荷量不妨称它为二次负荷。二次负荷的量主要与两端轴（即中间轴与曲轴输出端）法兰的偏移量成正比。

从1）、2）的论述可知，在轴系连接后，靠近输出端的主机轴承负荷由初次负荷和二次负荷转移量构成。对于同一轴系同一法兰偏移和曲折量，二次负荷转移量基本上是固定的。同一机型的每台柴油机曲轴轴线的初始状态是不同的，即轴承的初次负荷不同，特别是靠近输出端主轴承负荷的初始分配情况对输出端法兰偏移、曲折量计算的准确度影响很大，而合理校中计算书的输入数据并未反映主机轴承初始负荷，所以会出现上述误差。当靠近主机输出端的曲柄初始轴线呈塌腰状（或拱腰状）严重到一定程度，而且这样的程度是由于4#轴承太高（或太低）引起的。在这种情况下为了减少（或增加）4#轴承的负荷以满足计算书的要求，势必要把主机放低（或抬高），而输出端又受到中间轴连接的制约，这样导致的结果是使为正值的臂距差（或为负值的臂距差）大到不允许的程度，此时只能酌情以牺牲轴承负荷的合理分配为代价，毕竟这仅影响轴承的使用寿命，因为以往的轴系平轴法直线校中也能正常运转，而臂距差超限将直接威胁曲轴的运转安全。

较为理想的情况应是，4#轴承在输出端未连接中间轴时承受较轻的初次负荷，此负荷要小于13.73KN（计算要求），当二次负荷转移过来后不至于超负荷，但是仅飞轮的重量已达18.45KN，所以4#轴承位置应该较5#轴承低，让5#轴承承受较多的输出端重量。在上述情况下如按计算书要求调整法兰偏移、曲折值，连接轴系后各轴承负荷会比较接近计算值，主机输出端曲柄初次轴线呈拱腰状。当主机为全负荷热态时，该机型的主轴承中心线将升高0.14mm，由于输出端受中间轴牵制，这时4#轴承负荷增加而5#轴承负荷减少，在运行状态下轴承的负荷分配趋于均匀（参考表2），轴承的比压也较理想，但NO1曲柄的臂距差继续向拱腰状方向发展。为了不使NO1曲柄负值的臂距差过大，7#轴承应高于6#轴承以减少由于4#轴承较低造成的拱腰状趋势。