大型船舶轴系负荷校中

1、大型船舶轴系负荷校中摘要 本文依据57300吨散货轮主机轴系的安装工艺，对主机轴系的校中采用合理负荷校中方法，它是一种经过改进的计算方法,将使从曲轴主轴承到尾轴管前轴承的各个轴承负荷分配情况更趋合理。因此,在某种意义上也可以说是原来轴系合理校中计算的推广，是根据轴系各轴承负荷分配情况来决定的。按校中计算的要求校中轴系，是一种使全轴系负荷合理分配的校中方法，其实质是在遵守规定的负荷、应力、转角等限制条件下，通过校中计算确定各轴承的合理垂向位移，使轴系安装成规定的曲线状态，以达到全轴系各轴承负荷合理分配。英文摘要： The 57300dwt crude oil tanker was built f

2、or China Ocean Shipping Group Co.by our company ,its main propeller employed aft-engined direct propulsion ,the main engine is DALIAN-MAN B&W6S50MC-C type of marine low speed diesel engine ,and used fixed pitch keyless hydraulic propeller.The assembly of shafting employed calibration numeration

3、.The assembly of the main engine can be divided into three sections on board ,the whole engine was positioned and the epoxy gasket was casted when the ship was in the sea .In order to make the assignment of load of each bearing more reasonable ,and to make the bending moment and corner was assigned

4、reasonably on the supporting section specified in the allowed range ,the shafting calibration of the ship emploied jack-up methord to test plummer block ,the forward shaft of tail pipe and main bearing7# ,bearing 8# ,and improved the assembly procedure to the type of main engine in accordance with M

5、AN B&W , increased the measurement of torsional level and sag of the main engine ,furthermore it paid attention to the control of the differential distance of the main engine in the sixth cylinder wall .This article discusses the data analysis in the procedure of the assembly of the main engine

6、and the calibration of the shafting .关键词 主机 轴系 扭曲度 下挠度 臂距差 负荷 前言174000t散货轮是我公司为希腊远洋运输公司建造的散货轮，目前是我公司建造的最大吨位的散货轮。主推进采用尾机型直接推进，主机机型为DMDSULZER 6RTA68T-B型船用低速柴油机，最大持续功率（CMCR）17640KW，螺旋桨设计点功率（CSR）为14994KW、94RPM 、采用定距无键液压螺旋桨，轴系无中间轴承，这给主机负荷调整带来难度。主机在船上共分三部分组装，当船下水后再进行整机定位，浇注环氧垫片。为使各轴承负荷分配更趋于合理，并使规定支撑截面上的弯矩

7、、转角等合理分配在允许范围内，该船轴系校中采用顶举法测试艉管前轴承及主机主轴承1#、 2#、3#轴承的负荷，并按照“SULZER”的要求，对该类主机的安装工艺作了改进，先调整主机水平使扭曲和下挠合格然后拉伸主机贯穿螺栓，使拐挡合格。在增加了主机扭曲度和下挠度测量，并注重主机第一、五、六缸臂距差的控制，本文着重探讨主机安装和轴系负荷校中过程中的数据分析一.校中计算法确定轴系的校中轴系校中要在尾法兰受向下8吨力作用下进行，先调整尾法兰正，后调整前法兰正。扭曲度和下垂度合格、主机拐挡合格后，先进行轴系与主机的法兰连接，再进行艉部法兰的连接。二.主机扭曲度和下垂度测量建议在船台时调整主机的扭曲和下垂度

8、，再在基座上做基准点以备船下水后监测用（因船下水后测量很困难）。由于主机在长期的服务（载重）状态时，会出现主机机座热变形而导致轴承负荷的转移和部分轴承负荷过大。如果在主机安装时，把主机人为的调整成适当的下挠度，在热态或船舶处于满载状态时适当平衡主机机座的变形，就可以减轻热态时主机第一道轴承的负荷，改善轴承的磨损状况。为此采用SULZER的推荐方法对主机机座的扭曲度和下挠度进行测量，（见表1）。（注：调整表使表杆压缩为正）表1 琴钢丝测量数据1234567Max (Table 3)0.100.01-0.05-0.06-0.050.010.10Nominal (Table 1)*0.00-0.09

9、-0.15-0.16-0.15-0.090.00Min (Table 3)-0.10-0.19-0.25-0.26-0.25-0.19-0.10Measurement Exhaust side+0.01-0.10-0.12-0.18-0.11-0.080.00Measurement Cam side 0.00-0.09-0.13-0.16-0.13-0.090.00OK = Inside limit, OUT = Outside limitOKOKOKOKOKOKOKPiano wire curve0.00-0.15-0.23-0.26-0.23-0.150.00注：1-7为测量点根据表1数据

10、绘制测量曲线图如下 图2基本方法如下：（1）焊接主机侧向和轴向止推块。（2）在主机的四个角处，点焊上四个基准螺钉。（3）调整螺钉，并记录螺钉与主机间的间隙并记录。（4）用照光的方法，在油底壳上平面测量排气侧凸轮轴侧的下挠度。（5）测量1#、2#主轴承的间隙并记录。（6）测量主机第一缸的臂距差并记录。三.主机的臂距差的要求和调整根据SULZER公司的经验值，通常减轻第一道轴承的负荷，推荐将主机第一缸的臂距差调整为正值，为了避免对轴系校中的结果的影响，采用抬高主机前端或降低主机输出端的方法进行主机第一缸臂距差的调整，并得到下列数值，（见表2、表3、）此图为曲拐表架设位置及开口方向， 图3表2轴系螺

11、栓连接后主机的臂距差 单位:mm/m曲柄位置1#2#3#4#5#6#垂直拐挡-14213.520.320.5-15.3轴承负荷测量数据为艉管前轴承199.5KN、主机1#瓦189.3KN 主机2#瓦203.2KN，3#瓦257.5KN轴承间隙测量为主机1#瓦间间隙 0.98、主机2#瓦间隙0.85。表3轴系连接后在主机输出端降低0.6mm时主机臂距差 单位:mm/m曲柄位置1#2#3#4#5#6#BP-1821318.519.5-19.5轴承负荷测量数据为艉管前轴承169.9KN、主机1#瓦276.7KN 主机2#瓦143.7KN。主机3#瓦228.8KN轴承间隙测量为主机1#瓦 间隙0.98

12、、主机2#瓦间间隙0.85。经过对上述数据的对比，会发现降低主机输出端仅对主机第一缸臂距差及1#、2#、3#轴承、尾管前轴承有影响，而其它数据基本保持不变。四 轴承负荷曲线的分析1.艉管前轴承负荷测量数据的分析在顶举法测量艉轴承负荷时，得到了如图4所示的曲线，在该图的曲线中有一部分不同传统的顶举曲线图中周围标出的部分，按计算书及通常的数据分析方法支撑顶升时当油压达到一定值的瞬间，液压千斤顶的负荷增加不大，但轴抬起较快时，此时的拐点，图中将发现有二次类似的情况出现，这是因为：液压千斤顶上的阻力是不可避免的，负荷响应的曲线在一定的范围内存在“滞后”；由于艉管结构的特殊性在负荷由轴承完全转移到液压千

13、斤顶上时，受到螺旋桨的浮力，艉管内油压波动的影响及艉管后轴承与前轴承，不像其他轴承的负荷曲线均匀，而出现波动。由于上述因数的干扰，在测量时应缓慢升高油泵的压力，在油泵压力达到稳定时再读数值，以消除液体压力“滞后”的影响，在进行轴承的曲线分析时，根据轴承的间隙顶举时不能超过1 ，通常取大于0.20为数据分析段。轴承负荷 L=A×Ci×Pm =172.6（KN）,Pm=(Pu+Pd)/2式中A-液压千斤顶活塞面积cm² Ci距离修正系数1.03 Pu顶起负荷bar Pd顶降负荷bar Pm升降负荷平均数bar 图4艉管前轴承顶举曲线2主机轴承负荷测量值分析21主机1#

14、轴承负荷测量如图5所示，将千斤顶置于主机飞轮下面，在钢梁上垫合适的钢条顶起二齿。应小心地对千斤顶定位，因为它只允许很小的力矩的偏离角度。不良的定位会在千斤顶上产生更大的阻力，然后在顶起曲线中产生更多的迟滞现象。将百分表安放位置如图6，并在齿轮箱内加另一只百分表以作监测。由于主机1#轴承与齿轮箱靠近，且轴承间隙较小，在位移较大时，主要的相邻轴承已经被抬起，因此一般取0.03-0.10顶升距离段较合适作为数据分析值，如图5所示。轴承负荷 L= 214.9（KN） 图5 主机1#轴承顶举曲线从图5可以看出，主机轴承负荷很小这是由于6RTA68T-B型主机的特殊要求。按照SULZER公司的推荐，冷态时，要保证主机2#轴承负荷尽量小，22主机2#轴承负荷测量在液压千斤顶按图6所示位置，置于主机厂提供的顶起钢梁上。并在2#轴承上加设一只千分表作为监测。由于主机1#轴承与2#轴承靠近，且轴承间隙较小，在位移较大时，主机的相邻轴承（1#轴承）已经被抬起，因此一般取0.03-0.15顶升距离段作为数据分析值，如图7图6 曲轴架表位置轴承负荷 L=165.5（KN）图7主机2#轴承顶举曲线综上所述，在大型船舶主机及轴系安装过程中，应合理地分析主机及轴系的状态，并考虑如下因素： (1)主机安装时应该有适当的下挠度，尽量减少主机的扭曲，保持主机平