300吨级科考船推进系统改造方案及实现

2016-03-10陈生华

中国设备工程 2016年17期

关键词：科考船轴系航速

陈生华

(南京高精船用设备有限公司，江苏南京 211103)

300吨级科考船推进系统改造方案及实现

陈生华

(南京高精船用设备有限公司，江苏南京 211103)

一些老旧船舶由于推进设备性能下降和使用工况的改变，已经无法满足使用需要。本文分析了300吨级科考船推进系统目前的使用情况，为满足最新的使用要求，将原定距桨更换成可调桨，并在后期海试中对改造后的推进系统性能进行了对比分析。推进系统改造后，不仅延长了船舶的使用寿命，而且满足低航速下的作业需求。

主机；螺旋桨；改造；轴系；可调桨

0 引言

目前国内外营运的船舶中有大量的老龄船舶，包括一些上世纪建造的科考船和海洋工程船，虽然当时对船舶操纵性有较高的要求，但考虑到初期投资成本和设备复杂程度，以及当时船员的操作水平，依然采用常规的柴油机和定距桨推进系统。这些船只运营时间较长，推进设备性能下降，甚至已经无备件供应，已经无法实现正常的维护保养。此外，用户对科考船操纵性能也提出了更高的要求，同时要满足多种作业工况下航速、拖力和低振动等性能。基于以上原因，需对上述船舶的主推进系统进行改造，方可延长船舶的使用寿命。

1 原船动力系统基本情况及改造要求

1.1 原船动力系统基本情况

原船为300吨级科考船，原来的动力系统采用双机双桨布置形式，主机为低速柴油机，直接驱动的定距桨，柴油机输出端设置气胎离合器用于合脱排推进轴系。主机为两台陕柴生产的D390型低速柴油机，额定功率1800马力，额定转速500r/min，定距桨直径1640mm，螺距比P/D=0.91。自从20世纪80年代交付使用后，设备经过几次大修，目前原船在航行过程中出现主机功率下降和机桨不匹配的现象，只能降转速运行。此外原船动力系统存在共振转速区，主机降速运行后，非常接近共振转速区，因此在某些转速范围内出现了主机和轴系共振现象。另外，该船柴油机和推进轴系之间配置一台气胎离合器，但该型号的离合器早已停止生产，其摩擦元件已经没有备件更换，离合器多年失修导致传递扭矩下降，无法满足正常使用。此外，主机在怠速合排气胎离合器后，船舶航速已经达到7节以上，无法继续降低船舶的航速。但是本船后续增加了一些科考设备，这些设备要求在进行科考作业时航速不能超过2节。基于以上情况，考虑将原船动力系统进行改造，使得改造后的船舶性能满足使用要求。

1.2 改造后的性能要求

动力系统改造后，保证最高航速不降低的情况下，船舶可以在0～15节任意航速下航行。同时彻底解决原船轴系在360r/min转速附件的共振现象，降低船舶在航行和科考作业时的振动噪声。由于主机性能已经下降，在螺旋桨设计时以主机当前可以达到的输出功率为设计点，通过机、桨、船匹配设计全新的可调桨，解决原船、机、桨不匹配现象。

1.3 改造风险分析及对应措施

本船自从20世纪80年代交付使用后，船东已经转手多次，已经无法找到原船准确动力系统图纸和资料，这对后续的改造工作增添了许多不确定因素。主机虽然经过多次大修，但毕竟使用年限较长，主机性能下降比较严重，输出功率已经无法达到原先的设计值。由于主机实际输出功率无法准确评估，后续可调桨设计时可能会出现机、桨不匹配的情况。在系统布置图纸缺失的情况下，无法确定原船主要结构尺寸和接口，新设备装船时会出现接口不一致的情况。针对以上改造风险，采取了一定预防措施，如在改造前，船舶满航速航行，对螺旋桨轴系进行了功率测量，测得主机实际输出功率在910kW。另外，现场测量了原设备的接口尺寸，用于后期轴系设计和接口设计。在设计过程中，轴系长度和接口进行了预留，对于没有把握的尺寸进行现场配作。考虑到减小后续改造的工作量，原船的艉部结构和主机位置不作修改，这对后续轴系的安装提出了较高的要求。在设计初期建立了轴系校中和回旋振动模型，计算出各轴承的负荷、轴系的安装状态，用于指导后续的安装和调试。

2 改造方案和实际效果

2.1 改造总体方案

图1 改造后的动力系统布置图

表1 改造前后数据对照表

由于船舶需要低速科考作业，只有采用可调桨取代原先的定距桨才可以实现船舶的低速或超低速航行。可调桨可以大大提高船舶的机动性和经济性，主机保持额定转速运行，通过改变桨叶转角实现船舶的前进和后退，其性能明显优于定距桨。通过技术论证，最终方案确定保留原来的主机不变，主机保持400r/min转速运行；由于气胎离合器已停产，拆除气胎离合器更换为新的液压离合器齿轮箱，实现螺旋桨的合脱排功能；在主机和齿轮箱之间增加高弹联轴器，减小主机振动对齿轮箱的影响，降低系统运行噪声；拆除原定距桨及轴系更换为可调桨，船舶航速时只调整可调桨的螺距，实现船舶的前进、后退和停止；新增主推进控制系统，用于主机和可调桨的控制，同时监测主机和螺旋桨的当前状态（图1）。

2.2 液压离合器齿轮箱设计

该齿轮箱采用输入和输出轴同轴布置，内置湿式多片液压离合器和推力轴承，速比为1。该齿轮箱不仅具有离合功能，而且能够承受螺旋桨的推力。齿轮箱采用刚性安装，螺旋桨的推力通过推力轴承传递到齿轮箱，并通过齿轮箱刚性地脚传递到船体。

2.3 可调桨选型和航速预估

根据主机的实际输出功率进行螺旋桨设计，螺旋桨收到功率Pd=0.9×MCR=820kW，其中MCR为主机实际输出的额定功率。由于船体结构的限制，改造后可调桨直径与原船的定距桨直径保持一致，仍然为1640mm；考虑到原船在高转速下同时存在共振现象，可调桨的设计转速降低为400r/min，避开原先的共振转速区。结合原船的主机功率、螺旋桨性能和航速等数据，反向推导了船体的阻力。采用面元法在设计功率下对航速进行了预报，最终计算结果显示，改造后的船舶最大航速可以达到15节。

2.4 轴承负荷计算和回旋振动计算

更换为可调桨后，螺旋桨和轴系重量相应增加，需重新计算轴承的负荷。采用传递矩阵方法建立了轴系校中模型，计算出艉管轴承和中间轴承的负荷，各轴承中的最大负荷仅0.33MPa，满足设计要求。通过计算，回旋振动叶片的次共振转速为263r/ min，远离额定转速400r/mim，无回旋振动的风险。

2.5 改造后的实船性能

改造后船舶进入舟山海域进行试航测试。在航速试验过程中不仅实现了船舶低航速航行，同时避开系统原先的共振转速区。在各航速下，对系统进行测振，结果表明改造后的推进系统有效降低了船舶在高航速下的振动，其他各项性能数据也达到设计要求。在试航过程中，主机保持在恒转速，再次测试了主机的输出功率。主机在转速400r/min情况下，输出功率达到980kW。由此可见，主机转速提高后，其输出功率也相应提高（表1）。