基于平台供应船的可调螺旋桨轴系设计方法研究

姚汝林，郑锐聪，尹石军

● （海军驻中国招商局重工（江苏）有限公司，江苏海门 226100；2.浙江汉力士船用推进系统股份有限公司，浙江金华 321200）

基于平台供应船的可调螺旋桨轴系设计方法研究

姚汝林1，郑锐聪2，尹石军2

● （海军驻中国招商局重工（江苏）有限公司，江苏海门 226100；2.浙江汉力士船用推进系统股份有限公司，浙江金华 321200）

目前,国内对大功率平台供应船的可调桨轴系设计没有一个比较完整和系统的方法。通过工程实例详细介绍了可调桨的轴系布置方法。该方法是根据目标船舶的特点，确定推进轴系的布置和各部件的尺寸及材料，以保证整个轴系安全、平稳地完成各种工况下的推进和机动任务。并保证船舶在横倾15°、横摇22.5°、纵倾5°、纵摇10°以及它们同时发生时轴系的正常运行。该方法能为平台供应船的调距桨轴系设计提供一套完整可行的设计方法。

平台供应船；轴系；调距桨

0 引言

通过轴系与传动设备传给螺旋桨，从而使螺旋桨转动而产生推力，推动船舶运动[1]。本文将以我公司的工程项目10800HP—平台供应船的可调距主推项目的轴系设计为

对于船舶设计来说，主机或传动装置和推进器连接起来的整套传动系统称为轴系。其作用是将主机发出的功率，例，详细介绍整个轴系设计的过程及注意事项[2]。

1 平台供应船船体参数

1.1 主要参数

船舶、主机和齿轮箱参数见表1。

表1 船舶、主机和齿轮箱参数

1.2 设计要求

根据所给技术条件设计船舶轴系，具体要求为：轴系总长40.5m，推力130.5t。

2 轴系设计

轴系设计流程大同小异，从最初的轴系布置、强度计算，到最后的轴系调整。但作为设计人员应有全局的概念，从总体上把握设计方向的正确性，减少重复设计[3]。具体流程参见轴系设计程序流程图(图1)。

2.1 合理的轴系布置

主机到螺旋桨间的轴系，由于轴线太长，往往由好几段位于同一轴线上的轴段互相连接起来。轴系布置一般分为两步：

1）按主机(输出端一般为飞轮)和螺旋桨中心位置确定轴中心线位置。对中高速机，因有齿轮箱，需考虑齿轮箱是上下偏心还是左右偏心：对双轴系或多轴系，需考虑轴系的倾斜和偏移。

2）按轴中心线位置(主机输出端和螺旋桨中心位置)确定轴系长度。确定桨轴、尾轴、各中间轴的长度；确定尾管轴承、中间轴承位置；按桨轴的拆卸方式，确定各轴段的联接方式，是法兰联接(包括可拆法兰)确定法兰联接的一般和紧配螺栓。

10800HP项目中，轴系总长度约40.5m，其中配备有轴系配油器设备(专利号：201020141092)，根据船舶的舱室分布，合理布置各轴段如图2所示。

图1 轴系设计程序流程图

图2 船舶轴系布置（图中数据单位：mm）

2.2 轴系强度计算

船舶轴系中的中间轴、艉管轴和螺旋桨轴等一般用优质碳素钢锻制而成，其选用材料不同，计算用抗拉强度取值也不同。选用高强度钢可以减小轴径，但材料的强度过高，其韧性会有所减低。在中间轴和螺旋桨轴轴径计算中，各船级社对强度上限均有限制。

10800HP项目，船舶入级CCS，则轴径按CCS“钢质海船入级与建造规范”(2006年版)进行设计[4]。船舶轴的材料及计算强度见表2。

表2 船舶轴的材料及计算强度

2.2.1 中间轴基本轴径

按照CCS规范，中间轴轴径按下式计算。

式中：F为推进装置型式系数，柴油机推进装置时，F=100；C为轴的设计特性系数，对于整体连接法兰的中间轴，C=1；Ne为轴传递的额定功率，本船Ne=2×2000kW；ne为轴传递Ne时的转速，ne=146r/min；Rm为轴系材料的抗拉强度，Rm=560MPa。计算结果为：d1=277.239mm，实取中间轴直径Φ290mm。

2.2.2 配油轴基本轴径

按照CCS规范，配油轴轴径按下式计算。

式中：F为推进装置型式系数，柴油机推进装置时，F=100；C为轴的设计特性系数，对于具有径向孔，纵向贯穿槽的配油轴，C=1.2×1.1=1.32；Ne为轴传递的额定功率，本船 Ne=2×2000kW；ne为轴传递 Ne时的转速，ne=146r/min；Rm为轴系材料的抗拉强度，Rm=700MPa。计算结果为：d2=344.91mm，实取配油轴Φ350mm。

2.2.3 螺旋桨轴基本轴径

按照CCS规范，螺旋桨轴轴径按下式计算。

式中：F为推进装置型式系数，F=100；C为轴的设计特性系数，C=1.22；Ne为轴传递的额定功率， 2000×2 kW；ne为轴传递Ne时的转速，146r/min；Rm为轴系材料的抗拉强度，560MPa；计算结果为：d3=338.23mm，实取配油轴直径Φ360mm。

2.3 扭振计算

扭振是柴油机轴系中最早引起注意并进行分析研究的振动型式，严重时会引起一系列问题：1）在交变扭矩应力最大的轴段上发烫，之后发生疲劳断裂；2）交变扭矩过大时，将产生传动机构敲击、齿面点蚀、拉丝、齿折断等现象；3）轴系中使用高弹性联轴节时，结点往往落在弹性元件中，扭振会是弹性元件温度升高，严重时发生烧毁；4）发动机工作不平稳，基体振动加剧；5）螺旋桨与轴锥体连接表面产生摩擦腐蚀；6）发动机功率下降。

10800HP项目根据扭振参数对轴系进行扭振计算，对所指定的几种可能的船舶运行模式进行了扭振分析，并对联轴器“高温”(70℃的环境温度)和发动机一缸熄火情况进行了检查，扭振结果见图3，满足CCS要求。

图3 轴系的扭振结果

经扭振计算分析，联轴器 CRS3121(主)，CRS2141(PTO)可适用于该推进装置；计算结果中显示的扭振许用值由相关设备厂商提供，或参照有关标准规定；柴油机一缸熄火时，建议采用“恒速”运行模式，控制柴油机的转速在额定转速附近运行；“怠速”：发动机转速应高于230r/min；因轴系当量系统的对称性，报告中的“单机”运行模式分析是其中一台主机驱动时的分析结果，而省略了对另一台主机驱动时的分析；最低可运行转速可通过试航测定。

2.4 轴承间距

轴承应设置在船体结构刚性较好、变形较小的部位，一般一根中间轴只设一道中间轴承。对于下列情况可用到两道中间轴承：

d＞350mm时，L/d＞22；d＜100mm 时，L/d＞40。

10800HP项目轴承布置如图4所示。

图4 10800HP项目轴承布置

2.5 回旋振动计算和校中计算

2.5.1 回旋计算

由于螺旋桨和轴段机械加工的误差、材料密度不均匀以及安装缺陷等因素，使它们的中心实际上不在回转中心线上，轴回转时会产生离心力。同时，由于螺旋桨的悬臂作用，会产生陀螺效应，轴在这种情况下长期运行，不仅严重敲击和走出还会导致过早损坏，而且还会引起船体振动和轴的折断[5]。为此，必须校核回旋振动的固有频率，使之远离运转转速范围[6]。

10800HP项目进行回旋计算，结果见表 3、4，它满足CCS设计要求。

1）零螺距时的回旋振动。零螺距时的回旋振动综合计算报告表见表 3。从表可知，叶片一次共振转速为179.66r/min，不在0.85～1.0倍额定转速范围内；一次共振转速 694.76r/min，大于额定转速的 20%；满足中国船级社《钢质海船入级规范(2006)》第3篇12.4.3.1的规定。

2）满螺距时的回旋振动。满螺距时的回旋振动综合计算报告表见表 4。从表可知，叶片一次共振转速为179.66r/min，不在0.85～1.0倍额定转速范围内；一次共振转速 694.76r/min，大于额定转速的 20%；满足中国船级社《钢质海船入级规范(2006)》第3篇12.4.3.1的规定。

表3 零螺距时回旋振动综合计算报告表

表4 满螺距时回旋振动综合计算报告表

2.5.2 校中计算

轴系校中质量的优劣，直接影响到动力装置工作的可靠性和安全性，校中不良将导致尾轴轴承磨损加剧，甚至烧坏，减速齿轮箱啮合不良，轴系振动情况恶化等。

10800HP项目轴系校中计算结果见表 5、6，它满足设计要求。

1）热态时轴承负荷及轴段附加弯曲应力。热态时轴承负荷及轴段附加弯曲应力见表 5(水中带桨)。从表可看出，在热态情况下：①轴承负荷小于轴承的允许比压；②每个轴承均为正反力，且均大于相邻两跨轴重量G的20%；③螺旋桨轴（尾管轴）最大附加弯曲应力为 10.026MPa；中间轴最大附加弯曲应力为 5.588MPa，均小于规范规定值；④大齿轮前后轴承的反力差小于两轴承之间轴段及大齿轮重量的20%；⑤尾管后轴承支点处的螺旋桨轴与尾管后轴承的相对转角为2.9867×10-4rad，小于3.5×10-4rad。

2）冷态时轴承负荷及轴段附加弯曲应力。冷态时轴承负荷及轴段附加弯曲应力(水中带桨)见表 6。从表可以看出，在冷态情况下：①轴承负荷的小于轴承的允许比压；②每个轴承均为正反力，且均大于相邻两跨轴重量 G的20%；③螺旋桨轴(尾管轴)最大附加弯曲应力为10.026MPa；中间轴最大附加弯曲应力为5.586MPa，均小于规范规定值；④尾管后轴承支点处的艉轴与尾管后轴承的相对转角为2.987×10-4rad，小于3.5×10-4rad。

表5 轴承负荷(合理校中-热态)

表6 轴承负荷(合理校中-冷态)

2.6 轴系布置调整

简单说，轴系布置调整是根据上述各个计算结果对最初轴系布置的合理调整，改进最初方案的不足和缺陷。本案例中各项计算结果表明，最初的轴系布置合理，故无需调整轴系布置。

实际轴系计算中还应包括连接螺栓直径计算，法兰厚度计算，法兰根部圆角计算，液压联轴器计算等多方面内容，这里不再详细介绍。

3 设计验证

3.1 船级社验证

船级社认证代表了设计产品得到了社会的认可，是正规设计必走程序之一，10800HP项目已成功通过CCS的检验认可，完全满足设计要求并已由船东验收交货。

3.2 实践验证

理论上，产品经过船级社认可并交由船东验收合格后，项目已基本结束。然而，实践才是检验真理的唯一标准。好的产品应该经得住海浪和时间的双重考验。10800HP主推进轴系项目正经历着航行的最终考验。

4 结论

1）船舶轴系对设计人员要求较高，设计时必须从总体出发，全局和综合地考虑问题，切忌片面性与局部性。

2）从最优观点出发，要求所设计的动力装置具有最佳的综合效果，达到船、机、桨的最佳匹配，从而可以降低造船的成本及运行费。

3）船舶装置关系到船员财产生命安全，每一个船舶设计人员应具有高度的责任感，尽量做好每一步工作，减少船舶事故的发生。

[1]王福根.船舶轴舵系装置[J].哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社, 2002.

[2]陆金铭.船舶动力装置设计[J].北京:国防工业出版社, 2006.

[3]胡虎跃,郑锐聪.轴式配油器:中国,201020141092[P]. 2010-03-25.

[4]中国船级社.材料与焊接规范[S].北京:人民交通出版社, 2006.

[5]中国船级社.钢质海船入级规范[S].北京:人民交通出版社, 2009.

[6]盛振邦,刘应中.船舶原理(上册)[M].上海:上海交通大学出版社, 2003.

外高桥造船：改革提速促进生产

上海外高桥造船有限公司1～6月份完工船舶20艘及钻井平台1座，计333万载重吨，实现了生产经营“时间过半、任务过半”的总体目标。其中，该公司完工交付的首座JU2000E型自升式钻井平台，是上海开埠以来、中船集团成立至今建造的第一座自升式海洋石油钻井平台。

据外高桥造船公司有关负责人介绍，该公司在今年年初就明确了“以市场机制整合内外资源，以营运效率提升经济总量，以精益管理提高经济效益”的经营方针以及“改革、提速”的管理主题，并通过党的群众路线教育实践活动，以党建为抓手，统一思想，形成了以“改革促进生产提速、管理提速、指标提速”的工作目标。经过广大干部职工的协同努力，该公司上半年的生产经营和管理工作取得诸多新成绩。

以绿色节能技术推动产品升级，使外高桥造船公司有效打开了承接订单新局面。该公司研发的18万载重吨、18.6万载重吨、20.8万载重吨散货船以及30万载重吨超大型油船（VLCC）四型新产品首制船均已交付，全部实现了节能20%以上的目标，进一步巩固了“外高桥造船”的国际品牌，平均船价高于国内竞争者5%以上。截至6月底，该公司承建的好望角型散货船（含手持订单在内）数量约占全球船队总量的14.2%，30万吨级VLCC数量约占全球船队总量的9.1%。

让外高桥造船品牌为新产品开路，让新产品为外高桥造船品牌添彩。今年上半年，外高桥造船公司持续优化手持订单结构，在巩固新一代节能型散货船和VLCC等传统优势产品市场地位的同时，成功进入了1.8万TEU超大型集装箱船、8.3万立方米超大型气体运输船（VLGC）等高附加值产品市场，形成了散货船、油船、集装箱船和气体船均衡发展的产品结构；海工产品订单已占手持订单总量的30%以上，形成了自升式钻井平台批量化、系列化建造格局。

为了深挖内部潜力，充分利用生产资源，今年年初以来，该公司利用成熟的信息化系统，将外高桥管理模式成功复制到上海江南长兴重工有限责任公司，大幅提高了管理资源的利用效率。同时，该公司狠抓精细管理，通过提高中间产品完整性、推进总段异地建造等方式，将C型、D型总段转移到临港海工基地建造，缓解了外高桥造船公司本部平台总组资源紧张的状况。此外，围绕出船前实现“通风、通电、通消防水、排水系统”的三通一排工程和“主机、发电机、舵机、锚绞机及锅炉”机械完工的四机一炉工程，该公司积极推动新工艺、新工法的应用，不断缩短码头建造周期。在深化用工管理模式改革、控制采购成本、降低质量成本损失等方面，该公司实施一系列改革举措，降本增效取得明显效果。

外高桥造船公司党政领导班子表示，在下半年的工作中，将认真学习中船集团2014年党建工作会议精神，坚定不移实现年度考核目标，坚定不移推行运行机制建设，坚定不移提高绩效水平，坚定不移转变工作作风，从而在实现任务目标的基础上，力争实现全年工作目标。

（作者：王孙）

Study on Design Method of Adjustable Propeller Shafting Based on Platform Supply Vessel

YAO Ru-lin1, ZHENG Rui-cong2, YIN Shi-jun2
(1.China Merchants Heavy Industrial (Jiangsu) Co., Ltd., Haimen 226100, China; 2.Zhejiang Helicetude Propulsion Co., Ltd.,Jinhua 321200, China)

At present, adjustable propeller shafting design of the high-power platform supply vessel (PSV) does not have a complete and systematic method.The adjustable propeller shafting layout method is introduced through the engineering sample.The method is used to determinine the layout of propeller shafting and the size and material of components according to the characteristics of the target ship, which can ensure the safe stable completion of the propulsion and maneuvering task under various operating conditions.And the normal operation of shafting is ensured at ship heeling 15º, rolling 22.5 º, trim 5 º, pitch 10 º and combined action.The method can provide a complete and feasible design method for CPP shafting of PSV.

platform supply vessel (PSV); shafting; controllable pitch propeller (CPP)

U664.2

A

姚汝林（1975-），男，副总经理，本科，从事轮机工程工作。