某型舰船传动装置安装工艺改进研究

王凤良

(沪东中华造船(集团)有限公司 军事代表室， 上海 200129)

某型舰船传动装置安装工艺改进研究

王凤良

(沪东中华造船(集团)有限公司 军事代表室， 上海 200129)

针对某型舰船主动力传动装置在安装及使用过程中显露出来的一些问题，加以研究并提出了相应的改进方案，使该型舰船传动装置安装工艺更加科学合理。

中间轴承 铰制螺栓 万向联轴器

1 前言

该型舰船采用的动力装置型式是在国内战斗舰船艇中首次采用的。其传动装置安装工艺是自首舰起经过历年多艘舰船的实施验证，总体上规范、可控。但是，毕竟该工艺形成年代较早，加上当初是首次采用该种动力装置型式，所以后传动装置全部采用进口设备，诸多技术、工艺要求多照搬国外。随着国产化地深入，目前，后传动装置已经从最初的进口设备改为国产化设备，且工装夹具有了较大改进。建造过程中，原有工艺也逐渐暴露出一些与新的技术要求不完全匹配、水平相对落后等问题，从而导致制造、安装及检验等方面存在许多难点。因此，随着技术和工艺的进步、认知水平的提高，以及实践的深入，结合国内相关标准，对该型舰船传动装置安装工艺进行优化完善是十分必要的。

2 该传动装置简介

如图1所示，该型舰船采用双轴输出，柴-柴联合前后并车的动力装置型式(简称CODAD)，主机和中间支架采用弹性安装且为水平布置，齿轮箱及轴系为刚性安装且和水平方向存在一定夹角。每轴系共包括2道中间轴承和3道水润滑赛龙轴承。螺旋桨为可调螺距桨(CPP)。

图1 某型舰船主动力装置示意图

该动力装置的主要特点在于：(1)主机和中间支架采用弹性安装且和刚性安装的齿轮箱轴线存在夹角；(2)轴系较长，每轴系由四根轴段组成；(3)每轴系的两台主机前后布置，跨度较大，保证相对尺寸的准确性有一定难度。

3 原有主动力装置安装工艺的落后与改进

该型舰船主动力装置安装工艺将安装过程分为船台(坞)安装和水下安装两部分。其中，在船台(坞)安装过程中主要完成形位调整工作，包括对中和初步定位，在水下安装过程中主要完成最终调整及安装工作。安装重点还在于水下安装步骤。

原有主动力装置安装工艺的落后性主要体现在以下两个方面：

(1) 该工艺使用的时间较长，考虑到当时在认知等方面的局限性，有必要进一步改进。比如主动力装置各设备底脚铰孔尺寸事宜，按照目前要求，检验数据为一单个数据，而不是范围。而实际施工时，很难做到一致，只能做到在一定范围内。这些都加大了施工与检验的难度。有必要进行改进研究。

(2) 当初工艺编制时是基于国外设备商的设计，目前已经国产化，应该根据国内相关标准进行重新核算。毕竟，对于国外的设计依据我们在认知上还存在一定盲区，所以有必要根据我们熟悉且能找到依据的国内标准进行重新设计与改进。

根据以往在实际安装及使用过程中的经验，选定以下几个典型议题进行改进研究。

① 中间支架采用弹性安装，前后两端挂重重量又不一样，影响了对中的操作性和准确性。

② 主机隔振器蠕变周期较长，不利于安装时掌握。

③ 中间轴承底脚螺栓中铰制螺栓(销)数量较多，且尺寸大，不利于热态膨胀且加大了施工难度。

④ 主动力装置各设备底脚铰制螺栓普遍没有提供铰制尺寸的允许偏差范围，造成了实际操作时施工和检验的难度。

3.1 议题1的分析和改进

主要影响：由于对中时中间支架的隔振器是锁定的，因此可以认为是刚性的，但实际安装完毕后的状态却是弹性的。且中间支架两端挂重不一致，最终使对中数据发生变化。且在使用过程中，由于主机和中间支架隔振器的蠕变不一致，实际对中数据可能会处于一种不是很稳定的变化之中。这些都容易产生不易查知的对中数据的超差，造成损害。

建议改进方式：中间支架和主机共用一个支架，且刚性安装在支架上，支架与基座间采用隔振器安装。这种方式可以避免高弹联轴器、中间支架及隔振器之间由于不平衡力造成的异常振动，从而有利于设备全寿命运行。同样也可以减轻中间支架的振动向船体结构的传递。主机、中间支架对中安装可以在内场进行，这样能够极大简化安装工艺，提高可靠性，缩短施工时间。

3.2 议题2的分析和改进

主要影响：由于主机隔振器是橡胶为主体，在使用中被发现其蠕变过程较长，时间甚至多于一年。这对后续使用相当不利，容易使中间支架和主机之间产生不平衡力，发生异常振动，进而造成损害。在之前已经发生过此类先例，比如曾导致该型舰船中的某舰1台中间支架报废，另外一艘舰的1台中间支架的连接盖板由于连接螺栓受到周期性拉伸，产生了疲劳断裂。

建议改进方式：

(1) 同第一个问题的解决方案，即中间支架和主机共用一个隔振器支架。理由同前面所述。因此，该方案可同时消除议题1、2中出现的问题，是一个相当重要的变革。

(2) 更换隔振器型式，采用气囊式、液压式或者金属阻尼等其他无蠕变情况的隔振器，以消除蠕变的影响。

3.3 议题3的分析和改进

主要影响：中间轴承底脚螺栓中铰制螺栓(销)数量较多，均布于整个底脚，并且其螺栓性能等级较高(12.9级)，尺寸又较大，这些都加大了施工难度。考虑到该设计是沿袭了原进口设备的设计，而目前均已经改为国产设备，应根据国内标准规范进行重新设计，以期简化工艺。下面就底脚铰制螺栓(销)数量的问题进行分析研究。

说明：以铰制螺栓(销)数量最多、负荷最大的1号中间轴承为例参照GJB1060.1-91标准，进行抗冲击计算。

分析：根据严酷度，进行拉伸和剪切两种情况的分析，忽略螺栓的受压情况。

计算假设:根据GJB1060.1-91标准描述，对于简单结构，校核计算可通过动力学分析进行。将近似为线弹性的分析系统简化为承受给定冲击输入的质量，即弹簧系统以便于计算。同时，本计算仅进行轴承定位销及底脚螺栓的校核，因此按GJB1060.1-91标准中对于设备固定件、定位件以及机脚的分析为设备质量的描述，假设该处轴承负荷及轴承重量的质量中心均位于轴承中心处，将此次计算模型简化为单质量模型。

计算分析:在冲击状态下，对于轴承底脚铰制螺栓(销)的冲击，有横向和垂向两种冲击。计算主要按GJB1060.1-91标准计算底脚铰制螺栓(销)的截面积，以此核算数量。

3.3.1 横向冲击计算

(1) 总质量。

M=轴承重量+轴段重量(按冷态时轴承负荷×110%计算)= 1 085kg+6 488.65kg= 7 573.65kg。

(2) 冲击加速度计算。

按标准，中间轴承应属于弹性设计。设备安装部位：船体部位；冲击方向：横向。因此得出：

Aa=0.4A0=1.0×196.2×(17.01+ma)(5.44+ma)/(2.72+ma)2

因为前面假设系统为单质量系统，且为平行轴承底座最小截面方向的冲击力，因此模态质量ma=M。

代入公式得Aa=248.44

Va=0.4V0=0.4×1.52×(5.44+ma)/(2.72+ma)=0.799

说明：按标准要求，应取Aa及Va×ωa(ωa为固有圆频率)中小者为设计加速度Da，由于缺乏固有频率数值，故直接取Aa为Da值，即Da=248.44m/s2。

(3) 冲击力计算。

因此：F=M×Da=7 573.65kg×248.44m/s2=1 881.6kN。

螺栓及定位销为12.9级的机械性能等级，因此σ0.2=1 100N/mm2。根据GB3098.1-82，当屈服点σs不能测定时，允许以测量屈服强度σ0.2的方法代替。因此其最小屈服极限σs=1 100N/mm2，取[σs]=最小屈服极限σs=1 100N/mm2。

允许剪切强度[τ]取0.2[σs]=220N/mm2(系数可取范围为0.286～0.2)。

在取允许剪切强度[τ]时，对螺栓或定位销要求的直径是最大的，计算此时的螺栓截面积：F=[τ]×S。

代入数据：1 881.6kN=220N/mm2×S

得出：S=8 553mm2

即要求螺栓的总截面积不小于8 553mm2。

以目前所用的铰制螺栓(销)的尺寸核算，横向冲击时，铰制螺栓的加强杆和销本体受冲击，铰制螺栓的加强杆直径为66mm，每个截面积为S=3.1415×d2/4=3 421.1mm2。

可见，2.5个铰制螺栓可以满足。

3.3.2 垂向冲击计算

方向同上，得出结果是：要求螺栓的总截面积不小于4 276.36mm2。

分析：以目前所用的铰制螺栓(销)的尺寸核算，垂向冲击时，铰制螺栓最细的螺纹部分受的拉力最薄弱，其底径为50mm，而销可认为不参与抗拉。铰制螺栓每个截面积为S=3.1415×d2/4=1 963.44mm2。

可见，2.18个铰制螺栓可以满足使用。

下面再计算一下如用4个铰制螺栓，最小可铰孔至少多大，假设直径为d，且负荷平均分配，加强杆计算最大。

则：总截面积/4=8 553mm2/4=2 138.25mm2=3.1415×d2/4。

计算得d=52.2mm

目前2号中间轴承有4个M56的铰制螺栓(加强杆直径为66mm)和4个铰制销(直径为60mm)，根据以上计算分析，建议进行以下修改：

(1) 取消定位销。

(2) 鉴于2号中间轴承重量同于1号中间轴承，负荷略小于1号中间轴承，因此保持和1号中间轴承一致即可，即仍为4个同规格铰制螺栓。

3.4 议题4的分析和改进

主要影响：主动力装置各设备底脚铰制螺栓普遍没有提供铰制尺寸的允许偏差范围。由于现场操作的位置限制，加上目前的工艺、工装水平，在现场铰孔施工中难以做到和名义尺寸一致，增加了实际操作时施工和检验的难度。

建议改进方式：增加施工操作时的允许误差范围，因为铰制螺栓是根据铰制孔加工的，因此配合不会有问题。至于范围，建议为理论尺寸的-4mm～+4mm范围内。

前面已经计算过，在采用4个铰制螺栓的情况下，铰制螺栓加强杆的最小直径为52.2mm，要求为66mm，因此理论尺寸的0～-4mm范围是可以使用的。下面就铰孔增大对于中间轴承底脚的影响进行分析，以1号中间轴承底脚铰制螺栓铰孔为例进行核算。

说明：仍参照GJB1060.1-91标准进行抗冲击计算。

计算假设：同样根据GJB1060.1-91标准，假设该处轴承负荷及轴承的质量中心均位于轴承中心处，将此次计算模型简化为单质量模型。

计算分析：在冲击状态下，对于轴承底座的冲击，主要是螺栓对于底座的反向冲击，其中垂向冲击应计算螺栓头处底座受压部位材料抗压强度。下面分别进行横向冲击和纵向冲击的强度计算。

3.4.1 横向冲击计算

(1) 总质量M。

同样M= 7 573.65kg。

(2) 冲击加速度计算。

同前面的计算分析Da=248.44m/s2。

(3) 冲击力计算。

因此：F=M×Da=7 573.65kg×248.44m/s2=1 881.6kN。

由于每个中间轴承由4个铰制螺栓(假设1号中间轴承取消4个定位销)定位，假设受力分配按铰制螺栓加强杆直径大小进行分配，并假设其它3个直径均小于理论值4mm。则加强杆直径大于理论值4mm的螺栓受到的冲击力为

F′=F×70/(70+62×3)=515.5kN。

并且，可用以下公式表示：F=P·S(P表示底座螺孔处的平均压力)。

代入数据，则F=515.5kN=P·95×70mm2(轴承底座厚100mm，考虑到螺栓头处5mm的退刀槽，因此取95mm；66mm为铰制螺栓加强杆直径)。

因此计算得P=77.57×106N/m2。

中间轴承底座材料为ZG230-450H，其最小屈服极限σs=230.46 ×106N/m2，取[σs]=最小屈服极限σs=230.46 ×106N/m2。

可见：P<[σs]。

按介绍，铸铁抗压强度为抗拉强度的4～5倍以上，而低碳钢抗压的强度极限远大于抗拉强度。因此，横向冲击时，仅保留4个铰制螺栓不会影响中间轴承的正常使用。

3.4.2 垂向冲击计算

(1) 总质量M。

同样M= 7 573.65kg

(2) 冲击加速度计算。

同前面的计算分析Da=621.1m/s2

(3) 冲击力计算。

底座螺栓头处受压面积(以铰孔尺寸为理论尺寸+4mm计算，此时受力面积最小，因此冲击压强最大)：2 409mm2。

垂向冲击时冲击力按前面计算结果：F=4 704kN。

假设平均分配至4个螺栓，即f=1 176kN。

计算得压强P=488.37 ×106N/m2。

按前面所述，中间轴承底座材料为ZG230-450H，取[σs]=最小屈服极限σs=230.46 ×106N/m2。P/[σs]=2.1。

同样，按介绍，铸铁抗压强度为抗拉强度的4～5倍，而低碳钢抗压的强度极限远大于抗拉强度。

因此，横向冲击时，当铰制螺栓铰制孔大于理论值4mm时不会影响中间轴承的正常使用。

从上面的计算分析来看，当铰制螺栓的加强杆处铰孔较小时，从轴承底座来讲是没有不利影响的，因此不必考虑。

从以上计算分析可见：铰制螺栓铰制孔加工尺寸为理论尺寸的-4～+4mm范围内是不影响正常使用的。

4 实践与成果分析

如果按照以上建议对安装工艺进行改进，将可以提高主机和中间支架的可靠性，提高整个动力装置包括轴系的安装效率，预计每艘舰船可节省约2～4周的码头周期。同时，主机和中间支架共用隔振器基座的方案在紧急状态时可忽略隔振器蠕变的影响，省略预压等工序，对简化战时维护与维修有着

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相当重要的作用。由此可见，本改进方案具有良好的经济及军事效益。

5 结束语

随着现代造船科技的发展，造船工艺的改进提高和不断完善始终贯彻于我们舰船建造的整个过程。科学合理的造船工艺将更加满足舰船建造的现实需求，从而给舰船建造质量、生产力的提高提供可靠保障和强大动力。

[1] 国防科学技术工业委员会.GJB 1844-93水面舰船主机轴系安装验收要求[S].1993.

[2] 全国船舶标准化技术委员会.CB/Z 338-84 船舶推进轴系校中[S].1984.

[3] 中国船舶工业总公司.中国造船质量标准(CSQS) [S]. 北京：中国标准出版社，1998.

[4] 徐灏.机械设计手册[M].北京：机械工业出版社，1991.

[5] 紧固件国家标准汇编[M].北京：中国标准出版社，1987.

Research on Modification and Improvement of Gearing Device Installation of XXX Ship

WANG Feng-liang

(Military Representative Office Stationed in Hudong Zhonghua Shipbuilding (Group) Co., Ltd., Shanghai 200129, China)

Based on problems encountered in main propulsion gearing devices of XXX ship during installation and performance, this article is to research and provide modification and improvement plan in order to perfect the relevant crafting.

Intermediate bearing Fitting bolt Flexible coupling

王凤良(1965-)，男，高级工程师。

U671

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