7 000 m3耙吸挖泥船主推进系统集成研究

陈生华

（南京高精船用设备有限公司，南京 211103）

7 000 m3耙吸挖泥船作为中小型疏浚作业船舶，广泛应用于沿海港口和长江下游河道的疏浚作业。耙吸挖泥船具有作业工况多的特点，主要包括自由航行、耙吸挖泥和吹岸等工况[1]。作为工程作业船舶，耙吸挖泥船设计阶段非常关注在不同作业水域的疏浚效率，而施工水域水流和土质情况对疏浚作业效率和质量也有很大影响。设计耙吸挖泥船主推进系统时，需重点考虑这些因素，结合船舶的实际使用工况要求，选择合适的主推进系统方案，使其满足船舶总体性能要求。

耙吸挖泥船主推进系统一般包括3种驱动形式[2]，其中独立驱动形式由于经济性差已经不再选用。近20年，耙吸挖泥船一般选用“一拖三”和“一拖二”这两种复合驱动形式，而中小型耙吸挖泥船开始考虑选用电力驱动形式。耙吸挖泥船主推进系统集成技术，特别是合适驱动形式的选择，是本文研究的关键内容之一。在此基础上进行设备选型，实现控制船舶造价、满足船舶总体性能、降低总装机功率、提高主推进系统的经济性等目标。通过对船舶主推进系统的集成研究，不仅可满足各工况下船舶的性能要求，而且有助于分析多工况工程船舶主推系统集成设计的要点，对船舶主推进系统集成设计进行有益尝试，为其他多工况工程船舶的集成设计提供宝贵经验。

1 主推进系统集成方案设计

以一艘泥舱容积7 000 m3的中型耙吸挖泥船为例进行相关阐述。船舶采用双机双桨、双导流管、单耙结构，主要适用于中国长江口、珠江口和其他国内沿海港口、航道的疏浚、吹填工程，兼作沿海维护工程。该船机舱设备众多，不仅对主推进系统的布置空间有严格要求，而且确定主推进系统集成方案时，需结合船舶使用工况，充分考虑船舶可靠性、经济性和智能化要求，选择合适的主推进系统配置方案。

1.1 主推进系统总体方案论证

船舶主要参数为船长118.6 m，型宽24.6 m，型深8.2 m，平均吃水6 m，满载自由航速13.8节。单耙挖泥作业时，挖泥对水航速不小于6.5节。

为满足船舶自由航行和耙吸挖泥两种工况下的航速要求，确定全船所需总推进功率为9 000 kW。由于该船吃水仅为6 m，尾部螺旋桨空间受限，无法匹配9 000 kW推进功率的螺旋桨直径，最终确定采用双机双桨布局，单机功率为4 500 kW。这不仅解决了螺旋桨布置问题，而且提高了推进系统的冗余性和可靠性。

为了在自航和作业多工况下最大限度地利用主机功率，降低营运成本，船舶采用中型耙吸挖泥船常用的复合驱动形式，配置了功率管理系统，对轴带发电机和螺旋桨的负荷进行动态分配，满足了船舶绿色化和智能化的需求。复合驱动形式下，主机恒转速运行，主推进器选用可调桨，通过调节螺距改变船舶航速和拖力，满足船舶航道作业时高操纵性的要求。该船耙吸挖泥作业时，为克服耙头阻力，螺旋桨须提供更高的推力。因此，船舶采用导管螺旋桨，在螺旋桨和船体之间增加高效导流管，提高螺旋桨推力。

由于机舱空间限制，主推进柴油机自由端无法布置泥泵和泥泵齿轮箱，而是将泥泵布置在泥舱前端，采用变频电机驱动。通过论证，决定采用“一拖二”复合驱动形式。双机双桨对称布置，每套主推进系统包括中速柴机油、一进双出齿轮箱、轴带发电机、可调桨、高效导流管、推进轴系、艉管部件、主机高弹联轴器和轴发高弹，见图1。轴带发电机给泥泵、侧推、水下泵和高压冲水泵等设备供电，兼顾全船生活照明用电。

图1 主推进系统布置图

1.2 主推进柴油机选型

船舶采用“一拖二”复合驱动形式，主推进柴油机自由端无须驱动泥泵，因此柴油机无低速高扭矩要求，增加了可选范围。根据船舶性能要求，选择2台4 500 kW的中速柴油机作为推进主机。国内主流柴油机的生产厂家包括瓦锡兰、MAN和潍柴[3]。对比分析不同柴油机厂家对应功率段柴油机的性能参数，考虑机舱的空间限制，柴油机外形尺寸和重量要尽可能小。考虑瓦锡兰柴油机在耙吸挖泥船上使用业绩较多，最终选择瓦锡兰9L32柴油机作为船舶的推进主机。

1.3 轴带发电机选型

根据总体设计要求，轴带发电机作为主发，向泥泵、侧推、高压冲水泵等设备供电，轴带发电机额定功率为4 000 kW，额定转速为1 500 r·m-1。由于发电机功率大，冷却方式确定为空冷-水冷。电机轴承采用滑动轴承，同时采用电动滑油泵对电机轴承进行润滑和冷却。

1.4 齿轮箱选型

船舶螺旋桨效率最高时的转速为152.7 r·min-1，主机转速为750 r·min-1，齿轮箱减速比为4.93。齿轮箱PTO轴驱动轴带发电机，额定功率为4 000 kW。为满足机舱布置要求，主推进柴油机和螺旋桨轴线为斜偏心，水平方向偏心距为725 mm，垂直方向偏心距为425 mm。主推进柴机油轴线和轴带发电机轴系为水平偏心，偏心量为565 mm。考虑到产品交货期和价格等因素，优先采用标准型号齿轮箱。但是，由于偏心距要求的限制，标准型号齿轮箱动力输出（Power Take Off，PTO）额定功率只能达到2 000 kW，需考虑对齿轮箱进行非标设计。

船舶齿轮箱结构复杂，且须进行非标设计，因此齿轮箱厂家不仅要有很强的设计能力，而且拥有挖泥船齿轮箱领域丰富的设计制造经验。通过多次论证和技术协调，最终确定齿轮箱厂家为西门子，齿轮箱型号为NAVILUS GUCK850。该齿轮箱配置主离合器，具有软接排功能，防止主推进柴油机接排时过载。

2 主推进系统设计

主推进系统主要设备初步选型完成后，须根据初定的设备进行系统设计和计算，评估系统是否满足总体性能、船-机-桨是否能够相互匹配、航速和拖轮是否能够满足自航和疏浚作用要求、系统安全性能否满足船规要求等。

2.1 船-机-桨匹配设计

在确定推进柴油机型号的情况下，为提高螺旋桨效率，需尽可能选择直径更大的螺旋桨。同时，为增加挖泥作业时螺旋桨的推力，采用导管桨方案，在螺旋桨外侧布置高效导流管。通过评估船舶艉部空间，在保证螺旋桨叶梢和船体间距情况下，确定艉部能够布置螺旋桨直径为3 600 mm。耙吸挖泥船多工况运行，螺旋桨设计仅仅考虑自航工况的航速是不够的，必须兼顾自由航行、耙吸挖泥和吹岸作业3种工况。各工况下的功率分配和航速要求见表1。

表1 各工况下功率分配和航速要求

根据船舶设计院提供的船体阻力和库存桨自航试验结果，开展船-机-桨的匹配设计，设计出适合船舶的螺旋桨，并对自由航行航速和挖泥航速进行预报。螺旋桨设计过程中，不仅考虑了主机的推进特性，而且结合螺旋桨处的伴流场数据（伴流场分布见图2），避免在满载和轻载时产生有害空泡。最终船舶选用中等侧斜导管螺旋桨，设计螺旋桨参数为直径3 600 mm，盘面比0.7，螺距比1.22，螺旋桨转速152.7 r·min-1。螺旋桨外形图见图3。

图2 螺旋桨处伴流场

图3 导管螺旋桨外形图

柴油机功率100%情况下，扣除轴带发电机消耗400 kW，推进功率4 100 kW，设计航速达到14.06节，实现13.8节航速目标，航速预报见图4。柴油机功率100%、推进功率2 420 kW情况下，考虑耙头阻力150 kN，挖泥时对水航速达到6.83节，航速预报见图5。通过船-机-桨匹配设计，螺旋桨在柴油机额定转速情况下，通过调节螺距改变螺旋桨推力，主推进系统在各工况下的技术指标和性能满足船舶总体设计要求。由于采用英文软件进行仿真试验，对图中变量符号进行相关解释：Vs为航速，节（用kn表示）；KWE为主机功率，kW；KWP为推进功率，kW；KWG为轴带发电机功率，kW；TFP为艏吃水，m；TAP为艉吃水，m。此外，KWE=KWP+KWG。

图4 自由航行航速预报

图5 耙吸挖泥航速预报

2.2 推进轴系初步设计和强度计算

船舶主推进轴系设计内容包括根据机舱结构进行轴系布置，计算推进轴系的强度。根据机舱空间和船体尾部结构尺寸，确定主推进轴系方案。先根据中国船级社规范要求[4]，计算螺旋桨轴各段轴径最小尺寸，计算公式为

式中：C为轴设计特性系数，后轴承处轴径取1.22，前轴承处轴径取1.15，艉管外螺旋桨轴取1.0；P为轴传递的额定功率，kW；n为螺旋桨转速，r·min-1；Rm为轴材料的抗拉强度，N·mm-2。

通过计算确定的轴径如表2所示。

表2 艉轴轴径计算 单位：mm

2.3 推进轴系校中设计和回旋振动计算

通过轴系布置图可看出，螺旋桨轴伸出艉管较长，轴头下沉量大，宜采用合理校中方式进行设计和安装。本文建立了轴系校中计算模型，对螺旋桨、艉轴、艉管轴承、输出轴和齿轮箱进行了理论建模，同时考虑了齿轮啮合力和螺旋桨受力。建立的校中模型见图6。

图6 推进轴系校中计算模型

对推进轴系冷态和热态两种情况进行校中计算，确定齿轮箱垂直方向合理的偏移量，实现艉管轴承和齿轮箱输出轴轴承负荷的合理分配，延长轴承的使用寿命。优化设计后的各轴承的负荷无偏载现象，同时满足轴承设计要求。各轴承负荷见表3。

表3 轴承负荷数据 单位：MPa

对主推进轴系，应保证在常用转速范围内无过大振幅的回旋振动，否则应根据不同情况设置转速禁区或采取必要的调频措施[5]。根据上述要求，需对主推进轴系进行回旋振动计算，防止在螺旋桨常用转速范围内产生回旋振动，导致轴承发热和船体振动。通常情况下，回旋振动计算主要考虑螺旋桨在全螺距运行状态，重点关注1次轴频共振转速和1次叶片次频共振转速，计算结果见表4。

根据中国船级社规范要求，叶片次正回旋共振转速不应在r为0.85～1.00范围内出现，1次正回旋轴频共振转速应大于额定转速20%以上。本船螺旋桨额定转速为152.7 r·min-1，满足中国船级社规范要求，无回旋振动风险，共振转速和振型图见图7和图8。

图7 1次叶片次正回旋共振转速和振型图

图8 1次轴频正回旋共振转速和振型图

2.4 主推进控制系统集成设计

主推进控制系统设计是系统集成的重要研究内容。主推进控制系统可实现对柴油机、齿轮箱、可调桨和轴发的控制，并针对耙吸挖泥船的3种作业工况设计了对应控制系统的工作流程。由于轴带发电机作为主发电机长期运行，船舶推进系统基本工作在恒转速模式下，即柴油机恒转速运行，轴带发电机工作，通过调节可调桨螺距改变推力，实现船舶航行。

控制站点分为机旁控制和遥控，各主要设备配置机旁控制箱，实现对各设备的独立控制。遥控系统采用集中控制方式，控制站点位于集控室和驾驶室。控制站集成了柴油机转速、可调桨螺距和齿轮箱等设备的集中遥控功能。

设计主推进遥控系统与疏浚控制台和功率管理系统的接口，研发其控制流程，实现控制权转换。在挖泥模式，疏浚控制台可控制主机转速和可调桨螺距。同时，功率管理系统可根据泥泵、调距桨（Cntrol Ptch Propeller，CPP）、侧推和舱内泵负载功率进行动态调整，防止主推进柴油机过载。主推进控制系统框图，如图9所示。

图9 主推进控制系统框图

3 主推进系统集成试验

船舶主推进系统设备众多，机械电气接口复杂，存在大量的外部接口，对系统的安装和调试提出了更高要求。为保证船厂安装调试的顺利进行，提高现场工作效率，将所有可能在船厂安装过程中出现的问题提前至出厂前发现和解决，特增加了主推进控制系统出厂前联调功能试验。船舶编制了出厂联调试验大纲，在可调桨工厂完成可调桨、齿轮箱、轴带发电机、高弹、液压系统和主推进控制系统的预安装和功能性联调试验。另外，船舶安排2次试航，分别为自航试验和挖泥作业试验。其中，自航试验重点完成航速、安保、监测报警、负荷试验以及控制系统功能试验。在完成第一阶段试验的基础上开展挖泥船试验，重点完成挖泥工作模式下各设备的负荷试验和控制系统与功率管理系统和疏浚控制台的功能试验。严谨的海试证明，主推进系统自航和挖泥航速满足设计要求，可以安全可靠地在各工作模式下运行，系统工作稳定，操作灵活，满足船舶总体性能要求。

4 结语

对于耙吸挖泥船等多工况工程船舶，机舱设备众多，机舱布置受限，主推进系统各设备之间的接口复杂，重要设备需进行定制化设计。通过对该船主推进系统集成研究，掌握多工况工程船舶集成核心技术，实现船机桨匹配设计，满足多工况使用要求，对其他高技术船舶具有一定的借鉴意义。

通过对7 000 m3耙吸挖泥船主推进系统集成研究，根据船-机-桨匹配设计，结合柴油机推进特性、重量、外形尺寸和油耗等技术参数，选择合适的柴油机型号。柴油机作为标准设计，无法根据不同船型和使用工况进行适应性修改，因此主机选型在主推进系统集成中工作量不大。

船舶主推进系统集成研究的内容主要集中在船-机-桨匹配设计、“一拖二”齿轮箱非标设计、推进轴系和可调桨的布置和强度设计、主推进控制系统集成设计和试验验证等。通过主推进系统集成研究表明，由集成商负责项目的设计、设备选型、技术协调和项目组织的工作模式，大大减轻了设计院、船厂和设备商的工作量，提高了项目技术和项目实施的效率。