船用柴油機軸系校中注意事項

溫州市港航管理局船檢處 鄭定育

船用柴油機軸系校中注意事項

溫州市港航管理局船檢處 鄭定育

船用柴油機是船舶的心臟，它對船舶航行和安全至關重要。所以，如果船舶柴油機安裝不當，就會給船舶航行留下安全隱患。其中，船用柴油機在安裝過程中的軸系合理校中，就應特別注意。

關于軸系合理校中

作為船舶推進軸系的安裝手段，軸系合理校中計算書提供了具有實際可操作的安裝狀態圖（軸系撓度曲線），其中包括船舶推進軸系法蘭的偏移和曲折數據、各軸承中心相對于螺旋槳軸中心線的變位值。軸系安裝時，以計算書提供的數據為依據，有二種安裝方法：一是根據軸系法蘭的偏移和曲折數據，二是根據軸系各軸承中心的變位值（但對主機的定位仍然要以法蘭的偏移和曲折數據為依據），一般采用前者方法較為簡便。作為安裝質量目標，計算書中有各軸承負荷的合理值（冷態、熱態），軸系安裝連接后通常采用頂舉法檢測各軸承的負荷是否滿足計算要求。如果各軸承負荷誤差超過計算值的±20﹪，應該根據負荷大小重新調整中間軸承、主機的位置，使其軸承負荷滿足計算要求。

合理校中計算書，為各軸承的調整方向提供了原則性依據，但其軸系法蘭的偏移和曲折數據（或軸承中心相對于螺旋槳軸中心線的變位值）的調整往往與軸承負荷要求不相吻合，即實際已按計算書的偏移和曲折數據調整各軸段及主機的位置，但部分軸承的負荷并不滿足計算要求。根據本人實踐經驗，主要是主機靠近飛輪的主軸承（如圖1的4#、5#軸承）負荷與計算書的要求值相差甚大，需重新調整主機及中間軸承在垂直平面內的位置，使各軸承負荷滿足計算要求（同時還要使臂距差滿足柴油機說明書要求，并盡量地?。?，但此時軸系法蘭的偏移和曲折數據已偏離了計算值。造成誤差的客觀因素很多，有操作性誤差、計算書輸入數據性誤差、主機輸出端曲軸軸線的初始狀態（即輸出端未與中間軸連接時曲軸輸出端的自由狀態）等。對于主機曲軸輸出端軸線的初始狀態，在計算書的輸入數據中并未涉及，本文著重討論主機輸出端曲軸軸線的初始狀態對軸系合理校中計算書中軸系法蘭偏移和曲折計算值準確度的影響。

軸系合理校中操作實例

下面以23000DWT散貨船（主機型號YMD-MAN6S35MC、直接傳動硬連接、艉機型、定距槳）推進軸系為例展開論述。

該軸系軸承及臨時支承點布置如圖1所示（尺寸單位：mm）。該軸系由螺旋槳軸、一根中間軸、二道螺旋槳軸軸承（1#，2#），一道中間軸承（3#）組成。校中時中間軸設兩個臨時支承，按計算書中要求調整兩個臨時支承及主機，使兩對法蘭偏移、曲折值及軸承變位值如圖1所示。軸系處于上述狀態后，使中間軸承與中間軸剛好接觸，然后連接螺旋槳軸與中間軸，拆除臨時支承（中間軸落在中間軸承上），此時中間軸前部分相當于懸臂梁，由于撓度使前法蘭自然下垂，與主機輸出法蘭之間的偏移、曲折數據如圖2所示。主機輸出端與中間軸連接前后曲柄在垂直平面內的臂距差△⊥變化如表1（飛輪旁為NO1缸）。軸系法蘭全部連接后進行頂升試驗，實測各軸承負荷值與計算值比較見表2，顯然，4#、5#軸承的負荷與計算要求相差甚遠，這無疑要進行重新調整。

表1（mm） 主機輸出端中間軸連接前后臂距差△⊥

表2 合理校中軸承負荷（KN）

1）升高3#軸承雖然可以減少4#軸承負荷，但效果不顯著（與4#軸承距離遠），同時也使2#軸承負荷減少，3#軸承負荷增加很多，這顯然是行不通的。

2）主機前后端同時放低，但后端放得多，使曲軸軸線向后傾斜，盡管這種方法收效會快一些，但使輸出端的連接法蘭下開口量增大，這將加劇法蘭根部應力集中，作為輔助手段是可以的，大量調整不可取。

3）采取水平放低主機時，2#、4#軸承負荷會減少，3#、5#軸承負荷會增加，這時可將3#軸承也適當放低加以補償，經過多次反復調整，各軸承負荷可以達到計算要求（見表2），但NO1曲柄的臂距差0.13mm（見表1）已偏大（主機說明書要求小于±0.17mm）。經過上述調整后，主機放低了1.5mm，中間軸承放低了0.5mm，這時兩個法蘭的偏移和曲折已與計算書的要求值不符。既然各法蘭的偏移、曲折量已按計算要求調整，而部分軸承的負荷又與計算書不符，為什么會出現這種情況呢？下面僅就曲軸輸出端軸線初始狀態對上述誤差所產生的影響進行詳細分析。

曲軸輸出端軸線初始狀態與合理校中的關系

曲軸輸出端軸線初始狀態主要決定于靠近輸出端幾個軸承的位置高低，具體反映在軸承的負荷分配及曲柄的臂距差大小。

1）4#、5#軸承的初次負荷。該主機輸出端在未連接時曲軸軸線狀態圖（如圖3實線）。曲軸輸出端為端部裝有飛輪的一懸臂梁，此時如果 4#、5#軸承同高，NO1曲柄軸線應呈拱腰形，4#軸承負荷就已大于5#。而現在的 NO1曲柄軸線呈塌腰形，而6#、7#軸承基本上同高，說明該塌腰形曲柄軸線的形成主要是由4#軸承在垂直平面內的位置高于5#軸承引起的，這是柴油機廠考慮到飛輪重量將使NO1曲柄軸線向拱腰形變化而采用的反變形工藝。由于該機型的4#、5#軸承之間間距較大（二者之間設推力軸承），反變形工藝效果顯著，使NO1曲柄軸線向塌腰形變化，此狀態下4#軸承負荷將增加很多，5#軸承負荷相應減少，該負荷主要來自飛輪和曲軸的重量，可稱之為初次負荷。

2）4#、5#軸承的二次負荷。在圖2所示兩端軸法蘭偏斜狀態下，通過緊配螺栓把兩個法蘭同心鉸孔連接，此時中間軸的部分重量由中間軸承轉移到了主機的輸出端，這無疑使4#主軸承的負荷進一步增加，而5#軸承負荷將進一步減少，同時NO1、NO2曲柄臂距差也發生變化（見表1），曲軸輸出端軸線變化如圖3中的虛線所示。這時轉移的負荷量不妨稱它為二次負荷。二次負荷的量主要與兩端軸（即中間軸與曲軸輸出端）法蘭的偏移量成正比。

從1）、2）的論述可知，在軸系連接后，靠近輸出端的主機軸承負荷由初次負荷和二次負荷轉移量構成。對于同一軸系同一法蘭偏移和曲折量，二次負荷轉移量基本上是固定的。同一機型的每臺柴油機曲軸軸線的初始狀態是不同的，即軸承的初次負荷不同，特別是靠近輸出端主軸承負荷的初始分配情況對輸出端法蘭偏移、曲折量計算的準確度影響很大，而合理校中計算書的輸入數據并未反映主機軸承初始負荷，所以會出現上述誤差。當靠近主機輸出端的曲柄初始軸線呈塌腰狀（或拱腰狀）嚴重到一定程度，而且這樣的程度是由于4#軸承太高（或太低）引起的。在這種情況下為了減少（或增加）4#軸承的負荷以滿足計算書的要求，勢必要把主機放低（或抬高），而輸出端又受到中間軸連接的制約，這樣導致的結果是使為正值的臂距差（或為負值的臂距差）大到不允許的程度，此時只能酌情以犧牲軸承負荷的合理分配為代價，畢竟這僅影響軸承的使用壽命，因為以往的軸系平軸法直線校中也能正常運轉，而臂距差超限將直接威脅曲軸的運轉安全。

較為理想的情況應是，4#軸承在輸出端未連接中間軸時承受較輕的初次負荷，此負荷要小于13.73KN（計算要求），當二次負荷轉移過來后不至于超負荷，但是僅飛輪的重量已達18.45KN，所以4#軸承位置應該較5#軸承低，讓5#軸承承受較多的輸出端重量。在上述情況下如按計算書要求調整法蘭偏移、曲折值，連接軸系后各軸承負荷會比較接近計算值，主機輸出端曲柄初次軸線呈拱腰狀。當主機為全負荷熱態時，該機型的主軸承中心線將升高0.14mm，由于輸出端受中間軸牽制，這時4#軸承負荷增加而5#軸承負荷減少，在運行狀態下軸承的負荷分配趨于均勻（參考表2），軸承的比壓也較理想，但NO1曲柄的臂距差繼續向拱腰狀方向發展。為了不使NO1曲柄負值的臂距差過大，7#軸承應高于6#軸承以減少由于4#軸承較低造成的拱腰狀趨勢。