研究資料No. 241日本船舶振興会昭和50年度補助事業“大型超高速船の開発に関する研究”第143研究部会軸系アライメントの設定基準に関する研究報報
昭和51年3月社社A団　法法本造船研究協日会
本報告書は日本船舶援脾会の昭和５０年度補助事業「大型超离速船の開発に関する研究」」の一部として日本造船研究協会が第1 4 3研究部会においてとりまとめたものである。本研究は、軸系アライメントの設定基準を確立するため、昭和４８、４９両年度に実施した実船計測結果及び開発した計算プログラム等を調査して、軸系アライメントに影響を及ぼす機関室二重庭の変形、プロペラによる外力、軸受支持点及び軸系各要業の許容値について検討を加え、油調滑式船尾管軸受を有する船舶を群造する場合、軸系計画、アライメント計算及び軸系提付に関し、留意する必要のある項目について明らかにしたものである。部会長共上欲— （石川島播磨派工業）幹海
有田田気夫（（紹納技術研究所）寒（（三井造船））原村海本坂本傘
券太郎（石川島播磨重工業）昭花男（川崎東工業)作用
良政KK
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近年，特に油閥樹式組尾管轄皮の形及に伴い。適正を軸系アライメントによる軸系掘付の必要性が望まれ，各遊船所それぞれの方法によって，設計部門から軸添アライメントに関する図面が出図され、それに従って現場で袖の抱付を施行する方法が一般的忙行われている。 「葡系アライメントの散定歩準に関する研究」をまとめるに当り，油荷滑式船尾管軸受を有する船舶の建造に際し，軸系計画，アライメント計算及び軸系超付に現し，その個々の方法の適否は別問題とし現在の技術レベルに於て、混低限留意せればならないと考えられる項目を示す。
1. 1
設計上のチェックポイント
軸系アライメント設計において結婚,給型,或は実績などから,どの程度まで詳細に検討すべきかを決定するととは，船舶の安全性のみたらずコメト及びマンバワーの観点からも確要を問題である。一般的な船尾概连を持つ一軸船においては，主機羽起動時或は，倭低速運転時の船尾管船尾예軸交の船尾端下面の焼損防止及び，各制受の適正な将重分担を目的とした静的アライメント計算IC加えて희话狭隘を有する主機関が採用された場合は，熱膨張に超因する軸心の移動，さらに伝達トルクはGear Forceの影響,計算によりまたは英穂上喫水差による船体変形。船尾管船尾間軸受のスロープ提Kよるプロペラ軸挿入作業時の検討，減速策車と中間軸受との適正問隔。特に二項度の変形品。ブロペラ変動外力。偏心変動スラストをどが量的K利る場合は、それらの影響などの動的要素を考慮して軸系アライメント計算を行うのが設ましい。また,超大型船,大型多軸高速船の建造K際して安全性の高い軸系を設計するための前提条件となる船体,そしてプロベラによる釉系への影響の定性，定量的な鮮析争法の確立が急務とされていたが，機関室二重度，船尾構造，ポッシング等の変形程。船尾まわりの伴流の形撃によるプロペラ起振力の軸系に対于る変動外力の美測,計算法，政は油膜を考慮し，輸交持体を第性体と考えた軸系アライメント計算法等がＳＲ１４２，ＳＲ１４３研究部会改はその他の研究機関による研究の結果、徐々にではあるが解明されつつある。それ等の詳細についてはSR 1 4 2 , S R 1 4 3研究部会報告聴並松研究報告書に記載されている参考研究論文等によるが、未知の分野である超大到船，大野多軸高速船の設計K当っては，それ等の研究の成果を充分取使して，信頼性の高い軸系とすべきであるととはいうまでも無いととであろう。
軸受位置の決定
1. 1. 2
紹到，紹尾構造が決定され，機関室の機器の概略の配置が決まると，二重岐構造から主機関の位置の詳細が決定され軸の抜けし，軸加工メーカーの能力等によって軸長が決定し，船級協会の規則を満足し，また張り振動上の問題が解決されると勉密の寸法が決定される。しかる後、触受の形式，個数寸法などが，配密，許容適圧，軸の抜出しなどを総合的に判断し選択される。その後軸受位置の決定が行われる。大型多軸船の場合, 船体棒造上, 船尾管船尾側軸受（または,張出軸受）と船首側軸受との軸受間隔が乗くなるので，達正な軸のたわみ量、及び軸の横振動，接接動の危険回転数が常用回転数域にならないような輸受配置を決定する。 1. 1.3 　各軸受長さ，同隊，油溝などの設計条件紹尾管船尾側軸受長さは組級協会の規則に規定される場合が多く。常小長さは軸径の2倍であるが一般的には( 2〜 2.5 )×軸径である。船首側軸受は,単に軸のGuideとする考え方を持つ造船所もあり,その長さは( 0.5 ～ 1.1 ) ×勉径と袍用は広い。このととは俗首制釉受の支持株造の違い，または軸系アライメント上の問題などから各造船所で考え方の違いが生ずるものと考えられるか，内外の文献実績などによると船首軸受は，軸条-- 2 --全体から見て必要絶対条件ではないようである。中国軸区の長さについては，漸径松対し政略的K名積準寸法の軸区を規定している関係から（ 0.8 ～ 1.3 ）×釉径が名造船所の爽皆であるが、その遊函しているものは、勒径と同一長さを持つ軸径と考えて施しつかえないてあらい。結尾音船尾側軸壁のO i  l  C learance KついてはLR S始栽規則のみC learanceを決めるための式を明示してあり，各流船所はそれに従っているととろが多いが，船首側軸受を含めて実物調査Kよると800×あり。 LR S船級K示されるOil Clearanceより若干小さ目の値が採用されているようである。また，中間軸受のOil ClearanceKついては船尾管軸受の物種別の位が採用されている。結尾音軸受の油海については一般的Kは軸受面水平方向に油海を有する。 1軸超については，伴流によるブロベラ変動外力に関して日本海事励会　提野、久米両氏の研究及び本研究部会の研究結果より，前進、右回転時代は，軸と軸受の接触点は右舷の約5時の点に来ることが解明されている。多軸鉛については,  S R 1 4 2 , 1 4 3両研究部会の研究の結果,ブロペラ内回りの場合,伴弦の影響でブロペラに船体中心に向う力が発生し、またブロベラ外回りの場合、上向きの力が発生する現象が解明されたので、との事実を考慮して抽濟の位置を検討するととが必要である。
1. 1. 4　スローブアライメント
ホワイトメタルをライニングした油桐滑方式松尾管軸受を装備する船は，現在の一般的なプロペラ取付法では,主軸の低迷回転域において、後部船尾富制受の船尾端に並行並が集中し良群な満滑状態を得るととは難かしい。一方，被活表面を有する軸系においては，主機関の遍皮状態，負荷状態そして喫水の変化による軸体の変形がBu11 Gear前後の軸受荷重に大きな影幅を与え重大な事故に発展する恐れが有るため、本船の如何なる運転状想にても防容価内に納まるよう有効な対策が施とされることが整ましい。対策歩としては個々に前者に対してはバーシャムスローブ等の荷面分散法が，後者に対しては，軸受高さの変化がBu l  l  Ge ar前後軸受に対する影響を少なくするため,  Bu l  Ge ar船尾側軸受と中間軸受との間隔を出来るだけ大きくし通常は（１０～１５）×地径１とる方法が講ぜられているが，来近は軸系全体を揃えて，本船の様々の状態において個々の軸受或材地受相互間の適切な荷重配分を得るため松，軸系搭付時，各軸受支点高さ松適当な高さ発を設けるスロープアライメント法が有効な対頻法として採用されるようになって米た。
(1)　アライメント計算法
アライメント計算に使用する式政は考え方には，種々あるが，各軸受は純理論的にはあるベネ常数を持った弾性体であるが、そのバネ常数を張的にとらえることは非常に難かしく、かつ剛体と考えて支席のたい実績が多いととから,一般には制系をブロベラ及び軸の自推が作用する連続梁とし, 3.モーメント法,ホルッァ法,伝達マトリックスなどにより計算される。また，実績等が少なく機関係周辺の後形式をプライメント計算に取り入れるべきであると考えられる場合は，本報告書の「「 2.機関至二道政変形の必要」にその詳細が記されているから参照されたい。アライメント計画上:の主な後計対象としては，船尾管船尾開軸空の荷重尾分及び金軸空の荷重尾分，軸に作用する曲げ広力。積心と軸受面との相対鎮網角，及び減湿度車前後の商重影響係数等が正なものであるがそれ等の評容価等については，本報告部「 5軸系各救来の許容価」で詳細に述べられる。
(2)　掛けるデル代
軸系うライメントを計画するたもたっては制系をををデル化する必要がある。等に問題点のみを記すと，各軸受の支点のとり方については，船尾資給尾鋼軸受内予想は代表支点1個（線形計算１ ），代表支点2個（線形耐称Ⅱ）または全面落りのバネ支持として取扱り（非破形追計算【及び割】）考え方権分かれる。軸系アライメント計算_上制茶を辦正状態として考える場合，運転状態として考える場合，抽膜を考慮する場合，軸系を弾性として考慮する場合、成は，長い軸受に対する荷重配分の考え方の相強，軸受ジャッキアップテストの結果の検け，軸抜出し検査時の当り面検査結果たど各々の造船所のpracticeによって異なる株である。また，船尾管船首側軸受内支点は代表支点1個（線形計算１ ）または全面当りのバネ支持として取扱う（非級形計算（及び日）の海え方に分かれる。その他の軸空は一般に軸空中心に代表支点1個（級形計算１ ）を考えるのが普通であるが，移動不可能な給尾管粕首側軸受では，軸心と軸受面の相対傾斜の大きい場合は，荷重影祭係数に大きた影響を与えることから支面材の雑歌は端の近くに支点を考える場合も有る。また、横須動計算上社各軸受は代表支点１割として所扱う。減速装盤を有する主機関採用の場合の主機関の取扱いは,  Bu l  Gearにて, 主機関と軸系が一応様が切れると考えられるため,あまり問題はないと考えられるが、商結のディーゼル主機関採用の場合、クランク軸をどのように取扱うかの問題が生ずる。主機関の性絡上:軸系のアライメントによる主機関への付加南重が余り問題とされないため,各造船所のpracticelCよって、スラスト融受活くで半固定支持条件を与えたり，最終シリンダ中心までで想定されるモーメント，荷金を最終ジャーナルベアリングに付加したり,成は,ジャーナル径に代表される径の軸に握き換えて最終シリンダより２〜３シリンダ前すでを考える方法等が採用されている。献形状のモデル化上問題となる点は，極端なカップリングフランジのような軸径変化部及びBull Gearのような付着派品の取扱いである。厳密には軸系の極端な器の変化部に関しては，個々にその寸法，形状にLり軸のたわみ，たわみ角に影際する要素と，それ以外とK分け，付着物については，その重心位置を燃々に計算して，加重位徴を決定し、また，テーバ隅肉のＲ部分についても出来る限り，細く分割して計算を行うべきであろうが，全体のアライメントに与える影響の制合いから計算上簡茶化出来るものは出来るだけ簡素化して取り扱う。減速歯車前後の軸受について，最近メーカより荷重影標低数についても許容値を示されるようになって来ており，減速乾超近くの軸系のモデル化には，慎重を助ささいと，その影響は小さくないから往意を要すみ。軸系における浮力としては、海水に対するブロベラ及び高水中の軸、船尾管内間滑油に対する軸に作用すするものであるが、その出重比は前者が材質にもよるが， 1 ～～ 1 4多，後者は約1 1多であり無視するととは出来ないと考えられる。 「 1. 1. 1. 1軸系設計のフローチャート」に示されるアライメント設定計算以降の流れについては，本報告後の「 2.機関空二重産変形の診察」, 「 3.ブロペラ外力の逆部」, 「 54授支持点の考え方」K詳しく述べられる。
1. 1. 5 設計出図内容
一般には，軸系アライメントの図面として出図されるが，その内容は設計思想を現場に知らしめる目的ではなく，現場養装作業の指針となるものが主眼となるのは，その性質上，当然であろう。それゆえに現場作業順序に従って述べると, ①）軸結合後の各状態（冷燃、温憩、吃水状態）における軸系たわみ線図,曲げモーメント線図,軸受反力,平均面圧,許容而圧,許容荷重,軸心の計画軸心線に対するォフセット量を記入したもの。 (2)　ブロベラ軸挿入時の計測可能た個所の軸受腕間③　プロベラ取付後の計剤可能な個所の軸受随時④　触燧手結合前のサク及びギャップの復⑤　各軸受の荷重影響保数⑥　名勉空窃重修正係数以上の①〜⑥が啪系塔付出図内容の骨子を成するのであろうが， ②及び③は調整の出来たい船尾管軸受の状態を知るために衝努な要素と考えられる。また。現時点では戦略手結合前のサグ及びギャップの値以軸系のオフセット撒を示す代用時性であると考えられる。
1. 2
工作上のチェックボイント
歯深アライメントに対する工作上の問題は，決して歯掘付工事の開始から始まるのではなく，仮构心見透し作築から始まるといって過雪ではたいであろう。をぜならば，仮啪心見透し作業でおいて一般には，定機据付の概略が決定され，かつ廃終の単純ベベにより大願な正機位置の移動は出来ないのが通常であるからである。また，正機能込時期は各治組所でより異なるが，単新采掘付工事上境もs vercと考えられる淮水前積込を例とする。 1. 2. 1軸系塔付のフローチャート
1. 2.2  雑管ボーリング
阪都心見透し作案においては, 以後のブロック称上げによる船体の塗形に起因する, 主機の移動量をも推定し,主機の仮置き位置が決められる。かつ，撒大の仕上代を確保すべく，紹尾管の取付位置が決定され船休长本付けされ，その後主機の新込作率となるのが一般的な工程の戦略であると考えられる。本軸心見透し作弊は給尾組りの上部構造も全て固まり。なおかつアフトビークタンクの水圧試験が終了後行われるのが一般的な工程となっているようであり積々の条件から成適な時期であらうと考えられる。本格心児透し作業の主な目的は、奴軸心見透しにて想定された主機位置が，船尾資内径加工代との関連で所期の目的を速成しているか否かの検討をするととにあるが、必要ならば種々の対策を講じをくて吐ならないことはいうまでもないととである。さらに輸音ポーリング加工終了後，その加工心が非機関との相対位置に関して，削途いなく良好な加工が立されたか否かのチェック社安全性の高い軸系施工上，調整不可能な軸受を構成するためのものであるから重要な要件であろうと考えられる。 1. 2. 3  軸塔付工帯串飯付工事の工程は, (l) ブロベラ曲挿入(2)　ブロベラ収付③　中間動据付④）主機位置の決定
55 物結合
に示される工程が一般的であろうと考えられるが，重教な点は， i ）ブロペラ軸插入時の軸受開封の設計紙との検討。すなわちこの価が，智尾管軸受圧入後の軸心と主機の関連の混終チェックとなる。 ii ）軸比べにおいて,サク及びギャップ量は許容値で入れることは当然であるが，主機の可動範囲内で出来得る限り設計做に近づけるよう努力するととである。
1. 2. 4 　ジャッキアップテスト
釉系が初期の設計思想通り据え付けられたか否かを調査する方法としては、シャッキアップテスト，或は軸の曲げモーメントを計測する方法等が考えられるが，一般にはその作業性の優秀性及び容易性において，ジャッキアップテストが採用されているようである。その方法の詳細については本和党部会４９年度報告書に述べられているので省略するが，船の種類によっては困難な場合もあるが，出来得る限り見った，深い，複数数数水状態において計測を行い、ディーゼル主機船においては、クランク軸デフレクション調整後，また減速機を有する正機の場合は，温,冷焼時ともに計測値が全て許容低内に入ることを確認することが重要である。なお，軸系アライメント設定に際し付表のチェックボイントを各項目について検討するととが起ましい。
紹要の大形化，推進馬力の高出力化につれ，特に給尾機関組では二重重重を含めた機関室構造の関性が低下し，他方補系の倒出は増す方向にいく。その結果、たわみ易い紹休上にたわみにくい融が増え付けられることになり、機関室二頂点の変形が軸系アライメントへ与える影響も大きく，二面面の変形を考慮した軸系アライメントが翌まれることになる。二重度の変形が确深に及ぼす影響のうち、根も顕著なものとしてタービン船の場合、漢速歯車２段ホィールの前後軸空の荷重アンバランスにより2股間車のかみ合いの不均一化が進み，ついには超車の損傷に至る事故，ディーゼル館の場合。クランク軸のデフレクションが許容館を越えてついには主軸陸の損傷に至る事故があげられる。実際に紹休変形が原因と思われるこのような非故が報告されているし、またその対策が強調されている。1320わが国の主要タ---ピンヌーカーは、 5家に述べられているように， 2段ホィール首後軸受の許容商策アン・ランスを定めており，造船所の任うでもとれまでに多くの種織実績を有するVLCC，ULCCについては，機関係二重度変形の狭測，怖空商面の直接・問接の洗測結果等から，許容他内に収まる軸系アライメントの能力を身に付けているものと思われる。大形船において機関空二面岸の数形そのものを小さくすることは経済的に正当化され得ないと思われ、徒って変形モード及び量を成程度正確につかんでおき，それに合った端系アライメントを施す必要がある。与えられた変形モード及び最の下での砲系アライメントが現実的でない場合，変形を局部的にコントロールする方法は考順の価値があるものと思われる。3 )
2.1 吃水差による機関室二重底の変形
吃水差による機関室二重度の変形は, (a)　紹休率としての変形(b)ウェブツレームリングの剛性により二重度全体が上下する変形(c)　船底，船側水圧のバランスによる二重度頂板の変形の３成分に分けて考えることが出来る。3),4),5)各成分の大きさをみるため、２隻のタンカーについての立体F E M計算結果から，機関空二重度センターラインのたわみを図2. t. 1及び図2. t. 2に示す。 5み)また関連データーを表2. 1. 1 ℃，一般配散図及び機関室二萬底Planを図2. 1. 3及び図2. 1. 4に示す。
49年度SR−143報告執(研究資料Na225 ) p26,1行目「使用計算ブログラムNV SESAM69」を「ASKA」に訂正
ととでB船の計算結果について簡単に考察してみる。5）
1)の成分：最大たわみ社，吃水産17.65mで6.2 mm，減速歯車付近で6.0mmである。船体架としてのたわみは，水圧による剪断たわみ，曲げたわみの合計であるが，ととで問題としている相対たわみに閉しては剪断たわみの割合が大きく，簡易計算によるチェックでは両省の大きさの割合は本船の場合ほぼ4 ： 1である。従って到断たわみの二重底のたわみに与える影響は大きく，船体の剪断剛性を増すととは二重底たわみを嫌らすのに有効な手欲である。 2)の成分：図2.1.5にその代表的な例として、FR32のたわみを示す。図2.1.2によると、FR15〜FR40きではたわみは船音に向って次結に増加するが，ＦＲ４４より船音側ではたわみ最は波少している。これはＦＲ４４. 49付近では各甲板とも開口がなく、Part.DK～Upp-DKまで張りつめて、大きい剛性を有しているのに対し、その他のフレームでは各甲板に閉口があり，ＦＲ４４，４９℃比べ開担が小さい。とれらの結果より，この成分のたわみは二蛋底に付くウェブラレームの剛性及びその上部の構造様式に大きく影響される。 3）の成分： 图2. t. & VC二重点頂板と外板との交点を基準として、そとからの二重点頂板の相対たわみの形状を代表的なウェブラレームについて示す。たわみはフロアーの船旋水圧によるものと、ウェブラレームに働く船側水圧によるたわみの大小により変化する。即ちたわみは二亜族の幅と，二重族頂板と県下層甲板間の距離であるウェブラレームのスパンに関係し，ウェブラレームのスパンド比べ二重重の幅の狭い部分では，頂板は下方へたわみ，逆に幅の広い部分では船底水圧によるたわみが大きく，上方へたわむ。二項庭のトータルなたわみに及ぼす影響は少なく，検速歯項付近で約２０％である。 A紹についても大体同じととがいえる。
2. 1. 1
前述の1), 2), 3)各成分を辞介すれば,吃水差による機関産二重度の変形が求まる。図2. 1. 7 ℃ A船。 B船Kついての結果を示す。たわみ情はA船では吃水港1 5.1 mで最大8 mm,減速掛車位置で6.5mm,  B船では吃水準17.65mでそれぞれ8.9 mm, 8.0 mmである。政る船についての機関部二重度変形の計算結束から，帶造的に大体類似の他の船についての変形量を推定する方法として，前記1)，2)，3)の名成分析分けて，それぞれについて簡単な修正を行い,最後にる成分を総合する方法が考えられる。 6 〉前記B船の計算結果からC船の変形量の推定結束，及びＣ船についての変形量の失雑誌果を困2.1.11(c)K示す。また、Ｂ船，Ｃ船の補造に関する比較を函2.1.8. 2.1.9及び2.1.10松宗す。とれられ、Ｂ，Ｃ船に対する計算結果から，計算スマンを考慮して，単位吃水淡化当りの最大たわみ湿，すなわち。最大たわみ名計算スポンのる栗×吃水着で除したもの、ほついて整理すると装2.1.2のようになる。
U : Upper Deck,  F : Full,  B : Ballast,  L : Light *  NV  SESAM69プログラムでは倒材自面およびタンク内液体重量も考慮した。
2. 1. 2     機関室二重底変形の計測結果
参考文献6 )及び8 )に紹介されている機関室二正氏変形の計測結果（前記のA,  B,  C船も含まれる）を提大たわみについてきとめたのが表2. 1.3である。
* B船は船体中火部の吃水，それ以外の船は船体後部の吃水三井造船にて1975年11月26日から12月5日の間に計測されたもの** ***  右舷および左舷の液位を温度差による変位で補正し，平均をとったもの（文献る）による)図2. 1. 11にとれら各船における計測結果をプロットしたものを示す。表2. 1. 2及び表2. 1. 3から，計制スマンを考慮した，単位吃水変化当りの荷重差に対する最大たわみの変化をきとめたものを表2. 1. 4に示す。
表2. 1. 4から，単位吃水変化当りの麻大たわみ変化を計測スパンの３乗で除したものは，おおよそ１×１０~17 ( mm − ³ )程度であり，単位吃水変化当りのたわみ栽社小形給はど大きく，さた各船では吃水の絶対値が大きくなる様ど大きくなることが傾向的にいえそうである。ただし、Ａ船とＦ船の計測結果は他の４船と大きく異なるが,とも松岡じ傾向を示しているととから、他の計測例と条件の異なっている点について検討の余地が残ろう。
吃水差による後部バルクヘッドの傾斜
2. 2
軸受荷重の変化に大きな影響を与える因子として，二重度の変形とともに組尾管の傾斜角の変化がある。この影響は図2. 2. ↑ a VC示すように、二面送相対変位の計測時（ビアノ線方式, レーザ光線方式等）に基準とした,二重度上の２点A .  Bを結ぶ直線と，物尾管船管・船尾軸受防塵Ｃ．Ｄの２点を結ぶ直線とのなす角度によって判断される。ただし、実際の計測ではＤ点を探るととが困難なため、後部バルクヘッドより船尾側の構造を十分本剛性のあるものとして，ベルクヘッド上の給居宿を代表する点Ｃを選び，給居管の傾斜として，ベルクヘッドの傾きニA  R Cを評価する場合が多い。さらにととでいう十分大きな剛性とは, (1)曲げ剛性及び剪断剛性のいずれに対しても適用できるという立場と, (2)走として曲げに対してのみあてはまるという立場があり、これによって意味するバルクヘッドの角度に相異をきたす。図2. 2. 1 6 K(1)の立場による二重度変化のみの地区への影響を示す。との場合はバルクヘッドの傾きにかかわらずバックヘッドと船尾音との取付け角度は一定を保つものと考えられバックヘッドと二重度とのなす角αが変化しても，こA B C （＝ β ）に変化がたければ，軸受荷策に対する傾斜の影響は生じない。図2. 2. 1 bはとの立場におけるバルクヘッドの傾きを示す。バルクヘッドがC’位置へ傾いたとするとLABC’とLABC’との差へβの正接にバルクヘッドから軸受位置までの距離を乗じたものが、損きによる軸受位置の変位置となる。したがってこのときは二面底の変位とバルクヘッドの傾きによる変位との和が軸受荷重へ影響を与える。図2. 2. 1 (c)には(2)の立場におけるバルクヘッドの傾きで、この場合はβがβへと変化しても軸受位置へは相対資位を与えない。実際の船においては、曲げによる変形と朝断による変形がミュクスされたものと考えられる。したがって実際の形状は図2. 2. 1 d)に示すように剪断変形をする結尾構造の中で、船尾管は喇性を保ち、したがって曲げを受けそのフランジ面がバルタヘッドと角度をもった面となるととが考えられる。この場合はβを測定するととによりバルクヘッドの傾きを知り，さらにたを計測することによってβ +た作り，この変化によって軸受位置の船尾管領きによる影響を知るととができふ。以上の意味においてバルクヘッドの傾きまや、船尾管のそれからの傾きまを実測した例はない。しかし１つの検討としてＤ組においててに相当するものが許割された。 6 ）とれは吃水変化に対しβが変化しないと仮定をしたとき成り立つ。計調結果を表2. 2.1 IC示す。さらに前述のA船，B船についての立体ＦＥＭ計算結果を同表に示す。とれはαを示し、いずれも傾きの変化は正が角度の減少する方向とする。すた吃水変化に対する船尾構造全体のＣＲ .し.における変形をマクロに捉える意味でＡ船, Ｂ船の計算結果をブロットしたものが図2. 2. 2,図2. 2. 3である。計算ブログラムはＡ船についてはＡＳＫＡを、Ｂ船についてはNV SESAM69を用いている。
以上の結果からだけでは、ベルクヘッドの傾きを定性的にも定量的にも断定するととは難しい。
2. 3
L.O.サンプタンク，クランクケース等の温度上昇による機関室二重底の変形
前述のＢ船のＦＥＭ立体計算の結果によると、ＬＯ．サンプタンクの温度が周囲温度より40で高い場合（周囲との温度勾配は考慮せず）の機関金二重度の最大変位は，タンク中央部付近に生じ，その大きさは約１mである5°一方Ｄ船についての計例結果によると、クランクケース温度がるむから４６℃に上昇した場合の二重度の炭火変位は主機中央部で生じ，その大きさは約0.6mmとなっている。6）計測は主機両サイドで行われ，従ってセンターライン( C R . L . )称よりは温度が低く、C R . L .部の二角度の変位はより大きいとも思われるが、クランクデフレクションより逆算した値は約0.4 mmとなっていることからあながちそうとも附定出来ないようである。 B船（タービン船）におけるL .O .サンプタンク, D船（ディーゼル船）におけるクランクケースの濃度上昇による機関室二重点の変形（頂板の上昇）を比較すると，前者が約0.2 5mm／ 10℃，後者が約0.4 ～0.6 。 19じであり、いずれる賄添プライメント上無視出来ない貨である。タービン船のＬ. Ｏ.サンプタンクは二面底頂板に後する面積も小さく，その場所を選ぶとによって輸系アライメントへの影響を徹小に出来るが（近時では一数的にそうされている）,ディーゼル船の地系アライメントは非機クランクケースの温度上升を含めて考慮する必要があるといえよう。図2. 1. 1 .図2.1.11  船体変形量（その2 ）辖2.2.1 後部バルクヘッドの傾きによる影響. ー22一. . – . . . - . . - . R . --- , . .
2. 4   ボッシングの変形
高速多軸船におけるポッシングはその支持剛泡が小さいため，船尾管地受船尾端支持部で，軸系の旅量や支持部自体の水中における祭力や航走中の流体力等により周部的に変形が大きくなり、船尾資船尾軸受の軸受組能に應影響を与えると考えられる。従って適正な酬系アライメントを施行する上において、船体変形とともに，このポッシング次形もある程度正確に把握しておく必要がある。ポッシング変形の計測。計算例は少ないが、装2.4.1 K示すポッシングタイプの2軸高速コンテナ船のA船, B組の２変についての計制結果？及びＦＥＭ計算結果（ブログラム名ＰＡＳＳＡＧＥ） 10 ）,図2.4.1以示す計算をデルで行った簡易背組計效結果10 )について述べる。 PASSAGENより求めた各商面ケースの軸心の変形を図2. 4. 2 ℃。またボッシングの後端に縦方向に10 tonの荷重を加えた場合の商易骨組計算とPASSAGENよって求めた静心の変形を図2.4.3に示す。また、ポッシング変形の計測結果と隋易骨組計算結果との比較を表2. 4. 2に示す。上記計測，計算結果よりボッシング変形の傾向け要約すると次のごとくなる。図2. 4. 2の計算結果より、ポッシングの全変位については船体非構造の変形が支配的であり、軸心の船体に対する相対変形は10ニ標のオーダである。進水直後と戦荷時の軸心の相対変形の差は小さく，従って吃水の変化コンテナ荷重等はポッシングの相対淡形で対して影響は小さいと考えられる。また，左右方向の変形は核核上下万向の相対変形に比例していることから軸心の相対変形は第１近似的にはポッシングの付殺を中心とした回転を考えればよい。図2. 4.3の計算結果よりポッシングの強みに対する餡体主構造の影器が無視できるほどで、ポッシングの変形社船体主構造の換みにポッシングのみの換みを線型的KK표ねあわせて求めてよく，船体とポッシングとの相対変位置は簡易耐算法でも充分である。表2. 4. 2の計測結果よりプロベラ開取付け前を基準とした進水後のポッシング先端の変形は上下方向で0.4 5 mm，左右方向で0.15mmとなっている。また，大体の傾向として計測値は計算値より大きくなっている。その他,英2.4.2以外の計測結果の主な点について記すと，気温の変化や雑装工事に作りだけで0.2 2 mm位の上下方向及びな右方向のポッシング変形があった。また、造水尚後のギャップ、サグによる軸受位置の相対変化社上下，左右方向とも0.3 m程度であり，渠中時と浮上時との抽受相互間の相対変位は軸受荷抜計測より推定するとせいゼい0. 2 mm程度と考えられる。以上２投の２単高速コンテナ船のポッシング攻形例についてその特徴を述べた。供試船の場合船体変形，ドッシング変形によって軸ならべに不都合を生じたり，航走時軸受性能に悪影響を及ぼさないことが明らかになったが，何分かッシング変形の計測例も少なく，一般的なポッシング変形傾向について記述するには到らない。今後ボッシングタイプの高速高出力給については、主像無系掘付時における際的なボッシング変形量及び航走的におけるポッシング部の動的変化を定電的に把握し、これらの変化量の正確な予測を行って適正プライメントを施行できるようにするととが大切であろう。
-在：役はストレンゲージによる計測結果、分はダイヤルゲ--ジによる計測結果をあらわす。 +は下方および筋体中心方向の変位を示し、 ーはその逆方向の変位を示す。 1955 the context of the state. 2いる。 48勝手& 188 1920人& 210 1920 :$_ . . . . 12 19 7 33 2 3スタ9スクs 17 / 7 2 4? s s . 39 37 3.5 . S 12 2. 4. 1 et 算モデ ん.国2. 4. 3典心の変形  a Oなのs o気5 254 3 ? h IRラ. .
. .
船体変形の軸系及び主機関へ及ぼす影響と評価
2.5
とれまでみてきたように、船休は吃水の変化につれて変形し，その糖果軸系アライメントに悪影響を及ぼすが,暗系が受ける形爆はタービン船とディーゼル船とでは異る。 2.5.1 タービン船タービン船の楠系アライメントで飛も問題となるのはBull  Gear前後地受の荷重差である。一般にタービン絡ではBull  GearとPinionの固当りを良好にするため,  Bull  Gear前後軸受の荷重蓋をある値（一般Cは主機の温憩時で約１０ ton以下）に収まるような軸系アライメントが死来される。もちろん、この他にも船尾管恥受や中間軸受の荷重条件を考慮したものとするととは当然である。図2. 5. 1 ～ 2. 5. 3はターピン紹介における。吃水変化に伴う各軸受の荷策変化を実測した例である。（詳細はS R 1 4 3昭和4 8年度及び4 9年度報告書参照)とれらの結果から見ると，船の吃水がアフロート状態から焙加するに伴って，Bull Gear前部軸受の荷重は減少し、後部輸受の荷重は増大する傾向にある。その他の給居管輸受及び中間輸受の荷重は経とんど変化しない。 Bull  Gear前後軸空の荷策変化の英弾筋は上記のような傾向であるが，図2.5.4に示すように機関室後部ベんクヘッドより船尾側構造が開体に近く，見透軸心がバルクヘッド位置における二重度の傾きと平行を保つと仮定して、二策拡変形量と軸受の影解係数とを用いて計算した軸受荷重の値と実測値をくらべると、実測値の方が変化がかなり少ない。とれは，機関金後部バルクヘッドを含めた範尾構造の変形の影響が大きく作用しているものと考えられる。 2.2によるとバルクへ→ドの傾き角度の批は、バラスト状態から満城状態への変化で１０−°ないし１０−°ラジアンのオーダの価が得られている。これをBull  Gear軸受位置での軸心変化量（軸受オフセット変化量)に換発すれば数㎜のオーダとなる。これは，機関位二重床の液形によるBull  Gear軸受のオフセット変化量に匹敵する間であふ。したがって、機関室後部バルクヘッドがどのような方向に傾くかによって、Bull Gear軸受の荷抵変化に及ぼす影響は非常に異ったものとなるので，今後定位的な解明が設まれる。いずれにしても，実割例から見るかぎり，吃水変化に伴うＢｕｌ Ｇｅａｒ削後軸受の荷重変化はそれほど大きくはなく、むしろ温暖変化によって生じる淡速横掃付台の変形が確受荷重に及ぼす形態の方が大きいと考えられる。しかし、温度変化が軸受荷策の変化に及ぼす影響はあらかじめ温度条件を考慮して、軸系アライメントを設定するととで配取するととは可能であるが，吃水の変化による軸受荷重の変化は，船が満載状態及びバラスト状態で航行されば，かならずそれに伴って軸受荷重の変化が生じるものであるので，その影響をできるだけ少なくするような耐系配置を計画することが変わされる。船尾機関のタービン船では一般K中間制定は1個とする場合が多い。前述のように、船尾部の構造を開体に近いとして見透問心を考えれば，とのような歯系では吃水変化粧伴う機関錠二面底の変形によって生じる中間軸受のオフセット変化量（δρ）は非常に小さく，裕尾管軸受のそれと同じく無視できる（図2. 5.4参照）。したがって，吃水変化に伴う釉受のオフセット変化はBu11  Gear前後軸受のみ松生じると考えた場合，吃水変化によって機関家二重由が変形してもBull  Gear前後編受の荷重が変化しない条件は次式で与えられる。 I 1 1 • δ 1 + I 1 2 • δ 2 = 0 I12 • δι + I22 • δε = 0 (*)* = 112ととに、δι :  Bull Gear前部地受のオフセット変化撮δε : Bull Gear後部軸受のオフセット変化粧I n  i »前部軸受自身の形態係数I 22 ・ s後部補受or I t 2 .前部軸受のBu 11  Gear後部軸受化対する影響保数または，後部軸受の前s部軸受だけする必要係数一般のタービン主機軸系ではBu11  Gear後部軸受と中間軸受とのスバン（と）と中間軸径（d )の見はL / d = 12～15程度が採用されているが、このようた砲系ではI 1 ／ I 2 2は約0.6～0.7程度の値になっている。一方，吃水変化に伴う機関至二重度の変形によって生じるＢull Gear前後确受オフセットの変化量の比δ 2 ／διは，笑測例ではかなりぼらついた価を示しているが，戦略0.7 ～ 1.0の範囲内にあると考えられる。したがって、現在採用されているタービン鉛の融系配置は吃水変化に伴う機関室二重度の変形の影響を考えた場合，資格委当を計画がなされているといえるものと考えられる。しかし、今後さらに多くの実紹計測を実施し機関室二東面の変形の接相を定電的にかつ精度よく把握するととができるようにするととが望まれる。 2.5.2 ディーゼル紹ディーゼル船の場合，中間軸受荷重及びクランク軸のデフレクションの変化が問題となる。ディーゼル船では、中間軸受とスラスト軸受きたは最後部主軸受とのスバンはタービン船の場合にくらべて短く計画されることが多く、主機部の軸交オフセットの変化によって中間軸交の荷面変化に影響を受けやすいので注意すべきである。図2. 5. 5社中間軸受が１個の船尾機関組における。吃水淡化に伴う中間軸受荷重の変化を実測した例である。図2.5.1 ～ 2.5.3のタービン船の例にくらべて大きな変化を示している。 (詳細はSR 143昭和49年度総告書な用)また，図2.5.6は同じ船における、クランク輸デフレクションの実割例である。吃水が増加するに伴って，機関係二面长が上に凸の変形をするために，クランク地デフレクションもその影響を受けているが，主機の温度によっても微稀に影響を受けていることがわかる。しかし、アフロート状態から満載状態まで吃水が変化しても,クランク軸デフレクションは主機メ--カが許容している価以内に収まっており、問題ないように思われる。ディーゼル組の場合,吃水変化に伴う機関室二重結の郊形及びクランク地デフレクションを実現した例が少ないが、デラレクションの変化を実初すれば，主機部の二重度の変形は欠易に推定するととが可能であるので, ( S R 1 4 3昭和49年度報告書参照)今後さらに多くの実刷が行われることが期待できるであろう。機関室二重底の変形に伴う軸心の変R
2. 6  今後の課題
以上に、吃水施による機関宮二重底変形。機関室輸尾側バルクヘッドの傾き，またし、O.サンプタンク・クランクケースの温度上昇による機関室二重麻炭形及び各荷策ケースにおけるポッシングの波形についての立体ＦＥ M計算結果。実組における計測結果をみてきたが、何分にもケース数が少なく，軸系アライメント上必要とする精度で変形量・変形モードを云々するまでには至らない。しかし、これまでの資料から，大形船の機関室二頓底の変形量，変形モードと吃水の関係及び各街重ケースにおけるポッシングの変形式，変形モードについてはおおよそのととろはつかみ得るものと思われ，これはこれで今後の軸系ツライメントに十分役立つことが期待される。変形推定の精度を上げるための作業は今後とも必要であるが，立体ＦＥＭ計算はかなりの大作業であるととから，隔略式の開発が強く望まれる。その意味からＳＲ 152船尾横造分科会で進められている７０万トンタンカーについての立体ＦＥＭ計算と簡略計算による船体変形計算の結果が注目される。機関至船尾側バルクヘッドの領きは，たとえわずかであっても就速歯車へ与える影響は大きく，吃水との関係を早急につかむ必要がある。簡略式による計算はまず不可能と思われ，正しい力法による英語での計測を重ねていく以外あるまいと思われる。主ディーゼル機関のクランク砲の烟付けはこれまでのところ例外なくストレートアライノントの下になされているが、吃水産とクランクケースの瓶货上昇による機関室二重底の変形がクランクデフレクションに与える影響は大形船においては無視出来なくなるものと思われる。どのあたりからクランク軸のカーブドアライメントが必要になるかあるいは必要がないのか早急に突きとめておく必要がある。 1) Damage to main gearing related to shafting alignment, by G.C.Voley, Head of Special Study and Research Section, Electricity and Experimental Research Department. Bureau Veritas Maritime Services. June. 1969. 2) The Crankshaft and its Curved Alignment, by G.C. Voley and A. Trivouss Ma v . 1 9 7 2 3 ）機関室二面店のたわみだ関する研究石川高播磨技靴 1971. Na 5は、「日事」 4) Deformability of the hull steel-work and deformation of the engine-room of large tankers, hy G. Voley. Principal Engineer, Head of Special Study and Research Section of Bureau Veritas Marine Services and H.Garnie and J.C. Masson, respectively Principal Engineer and Engineer of the Same Section. 5 ）大形タンカーの機関室二面底の热み日本造船学会論文集,第136号昭和49／10 6）第143研究部会「响系アライメントの設定装準に関する研究」報告書（研究教科№225 ）昭和50年３月7) Reduction Gear Damages Related to External Influences, by G.C. Volcy and by W. I.H. Budd, Assistant to manager of engineering, Delaval Turbine Inc., Turbine Division, Trenton, N.J.  Marine Technology, Vol.12, Na4, Oct. 1 9 7 5 ８）第１４３研究部会「触杀アライメントの設定基準に関する研究」報告書（研究教科№２０４ ）昭和４９年３月9 ）第1 4 2研究部会「給尾構造の剛性，変形量，給尾形状で開ける研究」雑告書（研究資料No 2 0 3 ）昭和4 9年る月10 ）第1 4 2初期部会「船尾橋竜の剛性，波形哉，船尾形状松関する研究」教告書（研究演科№ 2 2 4 ）昭和5 0年3月
正軸系はブロベラからトルク，スラスト，曲げモーメント及び軸に面筋に勢くフォースの４種類の力を受けるか，との内格系アッイメント上考慮すべきものはモーメントとフォースであり，以下との２つをプロベラ外力とPFなこととする。花来，砲系アライメント計算は一般に静的に取扱われて米た。これは，一般の船舶における船尾管軸受焼付等の損傷は軸回転数が低く油膜の形成が不十分な状態で発生し、高回転時においては十分な油膜が形成されるとの理由から静的条件下で検討しておけば必要十分であると考えられ，また実績上も問題が生じなかったためである。ところが，近年建造され始めた多軸高速船ではブロベラ外力が無視出来ない大きさと方向を持ち，高速回転時における給尾資軸受損傷の問題が生じて来た。例えば、プロベラ外力と軸系重量の合成値の溶力点が、油膜が形成され難い軸受油源に向えば、軸受損傷の可能性があり、実際にとれが原因の１つであると推定される事故も報告されている。従って、多軸高速船の軸線計面に際しては，為回転時の軸系—特に船尾管軸受—の状態をシミュレートするための動的アライメント計算による検討が必要である。動的アライメント計算法の１つとしては，最近開発された「油膜を考慮に入れた軸系アライメント計算１２」があら。との計算において動的条件として与えるブロベラ外力とそれが略系アライメントに及控す影響について以下に北へみ。
3. 1    ツロベラ外カ
3. 1. 1  ブロベラ外力計算法の現状
ブロペラ外力を知るには，ストレーンゲージ等を使用して実制するか成は推定計算を行う必要があるが，実制は簡単には行えずまた軸系計画時には類似船のデータが無い限り推定計算に頼らざるを得ない。現在行われている計算法は準定常計算と非定常計算とに大別され，前者は不均一流中（伴流中）をプロベラ翼が移動する各瞬間において観た流入する流体の速度を一定として計算を行い，後者は時間的な履歴をも考慮してきやすを行う方法といえよう。具体的な計算手法については，回転伴流の取扱い方や非定常性の考慮の仕方等各研究所，造船所によって異っており、計算結果にもかなりの差異があるのが現状である。理論的には非定常計算の方がより正確であると想われるが，その方法にも多数あって， " 14 TH   ITTC PROPELLER  COMMITTEEの計算比較"に示されるように， 3制程度の差異が認められる。林定常計算，非定常計算ともに十分なる精度で計算が行われているとはいい難く，この原因の１つとして実組の伴流推定の困難さが上げられる。今後より精度の高い計算方法が実組実験等によって確立される事が望まれるが，現状の計算法でも，これを使ったシミュレートの結果軸深に無理がかかることが予想される場合に安全側に余裕を持った柚系計画を行うように程度すれば、とれらを有効に活用するととが出来る。
3.1.2 計算列
現在までに公表されているプロベラ外力計算例を示す。装3, 1, 1 ～ 3, 1, 4 ℃,計算対象船の要目と計算方法を示す。図る1.1 ～ 3.1.1 6 K,ブロベラを船首に向って見る時の、ブロベラフォースとブロベラモーメントの平均位を
ベクトルで、また変動値を眺断で示す。
すた，図る1.1 ～3.1.5にはさら松，柿の一部とブロペラの重靴を考慮した場合の合成力をも示している。なお，本図においてブロベラモーメントを等価フォースに換算する時使用したレバーの長さについてはS R 1 4 3 4 9年度報告執( Na 2 2 5 )の5 9頁を参照されたい。
3. 1. 3   プロベラ回転数とプロベラ外力
主機の部分負荷におけるツロペラ外力の大きさと方向を継定席的だ考えれば，前者はプロペラ回転数の２乗に比例し、後者は一定である。すなわち,モーメントはスラストの偏心により,またフォースはトルクを発生する原因となる接線力の非対称性的よって生するから、プロペラの前進係数(よ)が同転数によって変化しないものとすれば上述のように考えられる。しかし、実際にはとれて非定常の影響を考慮する必要があるので、回転数を変化させた場合について非定常計算を行い、その影響の程度を調べた。図る1.17 ～ 3.1.2 0（注）とれてよれば、ブロベラ外力は固振数の２果に１く比例しているが方向にはずれが見られる。しかし軸系の検討において後者を一定として扱ってもオーダー的だは不都合は無いものと考えられる。 3. 1. 4    プロベラ外力の一般的傾向
(1) 1増給
船体中心線に沿ってプロベラ上側と下側に大きな側方向伴流を持つ船について考える。奇数翼右回りブロベラの場合，上側と下側の大きた体流を翼が交互に通過するので，軸の船首側を沈めようとするモーメントとその逆のモーメントが交互に現われ、フォースも方右に向うものが交互に現われる。似数翼右回りブロベラの場合，例えば２翼ブロベラで考えると上側と下側の大きな伴夜を２つの翼が同時に通過するので、もし上側の伴苑がより大きいとすれば，モーメントは常に軸の船首側を沈めようとする方向松働き、フォース社が向松働くとになる。また。伴流が同じであれば，ブロペラ外力社翼を側数とした方が奇数とするよりも小さくなる。ただし、上記は非常に単純化した考察であって，実船では水平位間にも大きな伴流があったり、回転伴流や非定常の影報のために複雑でかなり違った状況を示すととになると思われる。
(2)　多動船の両整地
軸が軟側にあるため、プロベラと大きな鴨方向伴流との相対位置が1軸船と流ってくる。単純には、その変化の角度だけ後正してやればあとは１期船の場合と同様の考察となるが、実際には同期作流等の影響が１期船よりさらに大きいためか、ブロベラ外力計算結果はかなら進った状況を示している。年純な指定は危険で，より正確な計算が要求されるととろであるう。
3.2 アロペラ外力と船尾管軸受
ブロベラ外力が确系アライメントに及ぼす影響について「油膜を考慮に入れた确系アライメント計算」 1を参考察，一般的頻向を考えてみる。プロペラ外力の影響は輸尾管後部軸受で散る大きく。それよりも船首側の軸受や減速路車ではほとんど無視出来るものと考えられるので，ととでは前者について検討する。なお、前記計算社振動要素を考慮せずブロベラ外力を静的に取扱っており、準動的というべき手法であるが,油酸の状況を把握するにはこの方法で十分よいと考えられる。
(1)   1他船の場合
1制約においてはタンカーの例(注1)で示されるように，軸の回転上昇とともに軸心が鉛直上方に移動するように動居管後部物受の油酸が形成され、油酸圧力も平均化され、後落部の圧力ビーク価も低くなり，損傷に結びつくような現象は見られず，逆により安全に作動する傾向となっている。とれはブロベラ外力に比し軸系重端が大きいので常に下向の合成力が強くととになり，安定した軸受性能が得られるためと推定される。従って，通常の1軸船については，英績上も，従来通り静的に適正なアライメントを実施しておけば，高回転時においても正常な作動が得られるものと考えられる。 (2)多地約の場合2軸船， 3軸船， 4軸船の両舷軸におけるブロベラ外刀は同様な傾向を示し， 3軸船の中央軸は1軸船のそれと阿辣を傾向を示すと考えられる。とれは，ジョペラ同志がオーバラップしていなければ，後方ブロペラへの前方ブロペラの影響はほとんどないとの理由によるものである。る靴コンテナ船の例（注2）では，軸の回転上昇に伴い，ツロベラ外力の影響でブロベラ軸が船尾管後部軸受中を水平方向船体側に移動する現象が見られ，その位置が油酸形成の難しい油帶付近であれば損傷発生の可能性が考えられる。とれは、ブロベラを内回りとした場合に伴流の影響でブロベラ外力が上方給体制に向うために給直上方で向う成分と軸系混量が相殺される結果水平方向船体制に向う成分が残り、結局軸が船体側に移動したものと考えられる。遊に、ブロベラを外回りとした場合にはブロベラ外力の水平方向成分は小さいという計算結果27おあるので,その場合には高回転時でも正常な作動が得られるはずであり軸の回転方向と軸系アライメントの重要な関係を示唆している。 2翰コンテナ船でプロベラ内回りの例(注3 )でも，計算及び実測結果によるとプロベッ軸が水平方向船休側に移動する現象がみられる。また，る軸軸の例(注4 )で軸が水平方向に移動する場合の対策として模方向のバーシャルスピープポーリングを採用した場合の計算結果では，計算モデルによる差異はあるが，油膜厚さ及び圧力にかなりの改善が見られる。いずれにしても，多軸船においては，第１ステップとして，両数プロベラの回転を回転伴流と反対方向としてより高い効率を得るべく計画するが、第２ステップとしてプロベラ外力を考慮した動的アライメントを検討して、もし異状な現象が予想されるならば、横方向のバーシャルメロープの採用や油満の移動等を含む対策を立て総合的見地から最終設計を定める必要がある。

3.3 今後の課題
ブロベラ外力計算の糊度向上や振動要素も考慮に入れた動的アライメント計算法の開発が今後の目標となるであろうが、別の重要な課題として、荷が荒れレーシング状態となった時のブログラ分力推定法を考えておくか要がある。例えば、昭和40年代行われた56,100 DWT, 13800P S × 119 r pmのペレット運搬船の実測結果57は,アロベラ軸コーンバート大烯部の曲げ応力が殻梅では土2 ～ 3 Kg／㎡であるのに比し、レーシング時には土6 Kg／㎡にもなるととを示している。本船のブロペラ軸径(560φ)をもってモーメントに換算すると恐悔で土る4 ～土52 ton-m,レーシング時士103 ton-mとなる。本章で扱ったプロベラ外力は、あくまで恐怖時のものに相当するから、レーシング状態は時間的に短いとはいえ外力は倍以上になり，袖膜の状況も前述の計算結果からかたり変化する可能性があるので，この点に留意しておく必要があろう。なお参考までに、同船の機関室内の軸の曲げ応力は穏海，宛天の如何によらず土1 Kg／na前後で，ブロベラ外力の影響が船尾管軸受より船首側では小さいことを示している。
物
#R
校
転
1） SR143 49年度報告書(研究資料No225 ) 2） S R 1 4 3  4 8年度報告書（研究資料№204） 3） SR77  報告番（造研報告第61号） 4）技術開発促進委員会第3分科会報告書5）森,片桐,越智   ブロベラ設計電貨プログラムおよびその適用例6 ）館共紹体振動起振力としてのブロベラBearing Forceの一推定法 西部造船会報23号 1962 7）海波波浪中のプロベラ性能とBear ing起振力の研究三井造船投報第９０号8 ）高橋，小出，小山 　プロベラ起援力に関する研究（第8報） 船舶技術研究所研究発表会 講演集1975. 12 9） SR142 48年度報告書(研究資料M 203 ) ） SR142 49年度報告書(研究資料No224 )
.口丸右終(三井計算図3. 1. 2 [2] 3.1.1 Σ丸右眩（ MHIBH第二国3 1, 3図3.1.4         丸右絵（ I H I計算）図3 1 6    V紹右紋( I H I耐算) . tic Construction図3.1.12図3.1.11    H  丸  ( T H I H魚) Q 3 1 14     I  丸 ( I H I H算)図3.1.13       丸[2] 3.1.15  250000DWTタンカー（1H1計算） ...
適切な暗系アライメントを行うことの目的は、軸の強度枢無理な影響を与えることなく漢蓮磨車や船尾管軸受か安全に作動できるように、軸系の各軸陸の荷重配分ならびに掘付位置を決定することである。アライメントの政計において，一般に軸系は軸受内に想定した代表支点により支持される連続はりとしてモデル化される。船尾音曲受を除く各軸受は，軸受ノタルの中央松代表支点を設定しているが，船尾音軸受Kおいては重量物であるプロベクを片持支持するので軸と軸受は片当りの傾向があり，代表支点の考え方についていろいろな工夫がなされている。代表支点の文持条件についてる剛支持と仮定した簡単な方法から、軸受材の接触面の圧縮変形，軸受を支持する輸救情造の変形。個層油膜の形成などのばね時性を考慮した高度を方法に至るまで各種の計算方法が開発されている。軸受が安全に作動する条件としては塑性変形しないこと，統付がないこと，過大原料しないことなどがあげられる。そのためには，アライメント計算の結果得られた確受面匠と周連，油膜の厚さ及び圧力等が許容範囲におさまっているかどうか評価桃討する必要がある。これらの許容価は期論的に決定できるものではなく，横型実験や実組計測の結果等を導入して経験的に抑えられるものであり、また計算方法の管理に応じて評価の方法と共準も異るであろう。いろいろな影響因子について詳細な計算検討を行うことは結構であるが、多くの時期と費用を張するので、対象軸系の重要度を考えなからできるだけ簡単な手法と経験を有効活用するととも大切であろう。とこでは軸受受持点のなかでも床も重要な部分であり，解明の困難な船尾管軸受松対する計算吸扱いと評価の方法について当部会で調査研究した結果を説明する。
4. 1
線形計算１（代表支点１個）
図4.1の軸系モデルに示すように船尾管後部軸空のなかに単純支持の交点を1間設定する最も簡単な計算方法である。との方法による場合，適切なアライメントを与える条件として軸受後端における軸受面と軸の相対傾斜角（図4. 2の0 ）ができるだけ小さくなるように，地心見透し形態線に対して融受内径の中心線を後下り松傾斜させてボーリングしたり（スコープポーリングと称す）。樹受中心娘は若楽親に平行にボーリングしておいて中間軸受の照付高さを下げる設計（スロープアライメント）が実施されている。設計の指針として相対傾斜角りが( 2 ～ 3 )× 10 − * rad.以下となるように規定している例がある。10 ）軸受後第の片当り緩和を目的として軸受面をできるだけ制K沿わせて抽散を均一に保持することを考えているので、図４３に示すように制度の後増から約１Ｄの範囲の融受面を手仕上げまたは接検仕上により前側の面より後下りに前距するパーシャルメロープ（ダブルスローブともいう)を英語している例もある。10)納受機能の評価基準としては前述の軸と軸送の相次損損刑拘の活かに，支点反力を軸送の投影面積でわった平均面距Pmに対する許容価も考えられている。 p m= 5 ～6 kg／cm以下となるように脱計されている所が多い。10 )ロイド船級規制ではブロベラ及びブロベラ軸の重量による公称軸空間圧が6.3 Kg／α粒を超えてはならないと規定している。代表支点の位置については各社でいろいう異るが、軸受後端から（ 0.2 ～ 0.5  )× D（プロペラ曲部)の範囲に設定されるととが多い。軸受中央よりかなり後方に代表支点を設けているのは軸受の片当り傾向を考慮しているためである。適切をスローププライメントが施された場合の船居管地受の油顔形成状況は，後述するように似回幅においては後席の方で片当りを示すが、常用回転では敵受金段にわたってかたり均等に加機が保持されているので、このような場合は代表支点を軸受中央に近く設定してもよい。代表支点の位置を1点に限定して決めるととは困難であり、飯速個転岐の問題と，高速回転岐の問題と検討の対象に応じてある巾を持った韓田に代表支点を考えざるを得たいであろう。
4. 2
線形計算II （代表支点2個）
図4.4の袖系モデルに示すように船尾管軸受のなかに後贈付近と前端付近との2個の支点を想定し，後端付近松片当りする荷電をスロープアライメントを始すことによって前縮付近にも分担させて片当りの接和をはかろうとする計算方法である。この場合，支点2の分担荷重を増すほど支点1の荷重は軽減されるが支点2における輸の曲げモーメントが増加するので、軸の強度上の見軸から充点２における曲げモーメントが交点１の曲げモーメントを超えることのないように制限条件を考えておく必要がある。との方法により適切なアライメントを求める条件として二つの考え方ができる。一つは支点もにおける確認と軸の相対傾斜角を最小にする条件（ 01番）と、るう一つは支点もの荷電を最小にする条件（ R am ）とである。表4.1にとの両者の条件による計算結果の一例を示す。3）5）結尾管後部軸受の後端の反力Ｒ。は以100の条件下でストレートアライメントの場合より約１５ｔ軽製されたが軸受後端の傾斜角りは若干大きくなり、一見して片溢り緩和に不都合なように見える。 01mの条件下では傾斜角は小さくなるが，後端反力R，は余り小さくならない。図4. 5は同じ対象軸称について後述する非線形計算IIの方法で船尾管後部軸壁内の油膜形成状態を計算した結果を示している。図からわかるようにR 1曲の条件によるアライメントを施した場合に組尾管軸受後端付近の抽醸のビーク圧力が低く。油膜を十分保持されて片当り緩和の効果が良いととを示している。線形計算Ｉよりも，線形計算Ｉにより支点２の軸の曲げモーメントが支点１の曲げモーメントより大きくならないという制限のもとにR 1時の条件によって提通アライメントを選択することが，片当り複和に有効と考えられよう。ただし同じ軸受のなかに２個の支点が同時に存在すると想定することは，軸受が静防面を支持する場合でついて近似的に許容されるが、動荷金を受けて融受内で軸の変位も傾斜角も変動する場合にはむしろ代表文点1点を想定する方が妥当である。従って検討の対象となる問題によって取扱に注意が必要である。
4. 3   非線形計算 l
との方法では図4.6の地系モデルに示すように船尾音軸径をいくつかの軸径片に分割し、各分割片の中央にはね支持点を設定する。1 ),2 ）軸受のがた及び軸受材の接触面の圧縮変形を考慮した非線形なばね支持特性を与え・て計算するので，線形計算１あるいは¶の場合よりも給尾管轄受内の荷重分布，片当りの程度を具体的に示すデータが得られる。ただし問題油膜の特性は考慮されていない。図4. 7はとの方法で針算した船尾客軸受内の核熱面の面圧分布のバターンを示すもので, 1 〉ストレートアライメントに比較してスロープアライメントを施せば確受端部の面圧が軽減されるばかりでなく、接触面も軸系全長を有効に活用して而圧分布を平坦化している状況が良くわかる。本計算結果によって絶受機能を評価する場合には軸受端部の局部面圧P m a x ,あるいは周速かとの積p m a x vの値が問題となる。数型軸受けによる片当り試験及びアライメント試験の結果を整理して，流休満滑から境界調滑領域の廃禁係数及び発熱量等とPmax及びPmax vとの関係として発表されたデータがあり,設計の指針となる。7)
非線形計算ll
4. 4
俗尾管袖受を非線形計算１と同様に分割し、各分割片に视界油膜の付ね，軸受材の圧縮変形によるばね，軸受を支持する船教構造の変形によるばねの３種のばねが面列に連結された非線形支持特性を与えて計算する方法である。外力、軸径支持条件はいずれも垂直方向，水平方向それぞれの成分を与えて計算しているので，軸径内の軸心位置, 湖膜の厚さ及び圧力の分布が求められる。との計算方法は軸空機能を評価するに強って、現時点では最も技術的に高度を計算力法であろう。4 ).5 )本部が力法によって英語の結尾管理授の強酸形成状態を計算し、軸心に関する英語計測と財教した結果が当部会の49年度報告書に按照されているので参照劇いたい。10）回転数と池瞭形の関係、スロープアライメントの効果，プロベラ外力の変動と軸心の攻動についても具体的なデータが提示されている。図4.8は1軸タンカーの船尾蒼軸受の油膜圧力分布と回転数の関係を計算した例である。5）同転においては油販圧力分布が平坦になっていて、スローブアライノントの効果が良くあらわされている。本計算結果により地受機能を評価する基準としてはつきにあげる項目が考えられる。最小袖膜厚さhmが昨容筋以上に保持されていること。許容値として地及び軸受の疾面あらさのる倍の油膜厚さを目安とする考えがある。8),9)油膜圧力の厳大値p m ax及び外力の変動による抽膜圧力の変動中へpが許容値以下であるとと。ホワイトメタル軸受の場合，盟性施動圧力以下とすることを考えてr max ≤ 600Kg/cmという目安を与えた交献もあるが,池膜圧力変動と軸壁メタルの皮労破境の関係等今後の検討を要するととろである。 アリまた池膜圧力の分布がなるべく平坦になるようにアライメントを調整するととも必要である。最小油膜厚さ（殺大油膜圧力）を生じる位置と油帶の位置との関係が適当であること。
4.5  今後の課題
以上に給尾管軸受の支持点の考え方を通じてスロープアライメントの認計及び給尾管軸受の機能の評価の方法を説明した。非殺形計算Kよると錯果の判定にきめの細かいデータが得られるが、多くの時間と我用を要するので各軸受の位置決めなどには線形計算を活用するのが得徴である。今後研究を要する課題としてつきの項目があげられる。現在のアライメント認計は一般に軸及びプロベラの自重のみによる静荷重であり低固性時に対応している。高回転時にはブロベラ外力を考慮する必要がある。アライメントの戦嫌ブログラムとしてはブロベラ外力を扱うととができるが、第３章にも述べられているようにブロベラ外力の推定計算の箱度は十分とは苦えない。軸受機能の評価の上でプロペラ外力の推定精度向上が改る된すれる点である。軸受メタルの焼付き、焼れたどに対する安全を考えた使用限界，許存前の透切な設計指針を明確にすること。項組計類改革の向上と共に支補給!果と計算との対比率より推定精度，信頼性の向上をはかること。船尾管軸受の片部りを考慮した油硬の物件はお及び減衰作用を解明し、これらを導入した軸系機振動の計算法を開発して确受の威労政験に関する評価基準を検討すること。 ...
る
文歓1） S R 9 3部会報告記（研究資料№ 7 0 ）, 昭和4 3年3 月2）発見、腹目牟用機関学会誌3 ）小野,没井   三菱慎工技報      † 1巻,   5号, 昭和4 9年9月く〉小肌作の・三菱重工技報      12巻,   1号, 昭和50年1月5）小野はか幼用機関等会誌    10巻, 3易,超和50年3月る）鈴木ほか川崎技報    565,昭和50年1月7）水田氏か給用機関等会議! 0巻, 11巻,昭和５０年11月8）前胸ほか・三教東工務報タ）小彩,明細機械設計   15巻, 10巻10） SR 143部会報告書（研究演程№225 ）,昭和５０年３月バーシャルスローブボー [2] 4. 3 [2] 4.1    柚系計対モデル131 4.2   船尾流後電軸交[図] 4.4  神神神神神神ルデst et川 東[2] 4.5 , les —5る一. 1010 8 & 2ר-4 （*うな） 外部外部o西4. S -最適アライメント計算結4, 1 |の象徴： D/w 209,800 タンカー
ま　近：変美、9-ビン 36,000 PS × 90 PM
うっぺり：変美、床袋 8,600 P × $2.5c
レベク料： 875 mm/475 mm (やれるをも物気気
紀尾管地交流圧分式4. 7 es様3位ル軸系対象モデBl 4.4 ill .
啪系アライメント計画時及び軸照付時の制限条件となる各種許容信としては，軸受面圧，軸受の最大泉小荷重,輸送相互間の荷重常、軸受の相対高さ，軸の応力，軸の傾斜角あるいはクランク軸のデフレクション等があり，各造船所は船級協会の現定値や主機メーカの推奨値あるいは各社独自の基準値や目安値に従っている。ととでは，一般的に基準値または目安値として採用されておりかつ重要と思われる，タービン船Bull  Gear前後軸受荷重差。ディーゼル機関クランク軸デフレクション。軸受面圧および軸の曲げ応力について以下に述べみ。
5.1 タービン船Bull  Gear前後軸受荷重差
Bull Gearは推進軸系と固定フランジで連結されているために，アライメントの不良によって，あるいは船体変形や各砲受下部の熱影脈に伴う推進軸系アライメントの変化によって、Bull Gearの船首側と船尾側の軸受荷重が変化し、荷重差が出来た場合に就速衡車の由当りに影響を及ぼす。Bull Gearの船首側と船尾側の軸受に荷重禁があると図5. 1.1のように通販中軸受に加わる荷重の方向が異なり,図5. 1.2のように格受の最小油膜の位置が鉛首側と鉛尾側の袖受内で異なって軸受中心に対する大策車中心が平行でなくなり，南車の片当りの原因となる。1 )図5. 1. 3社設消剤と範尾側軸受荷重造と歯面の開きの関係，図5. 1. 4は歯面の開きと歯筋方向の荷重分布の関係を示した一例である。1 )片当りの原因としては，との他松路の加工不良や関車ケーシングの剛性不足及び支持構造等の波速電車装置内部の要素もあるが、要するに大脚車と小南車が指幅全体で当らずに片当りすることにより，横面の局部面圧が材料の許容値を超えて損傷を受けることがある。従って軸系アライメント上減速速車装置の損傷防止のために，とのBu 11  Gearの船首側と船尾側軸受荷重差を許容限度内に収める必要がある。南海メーカ各社のこれらの許容頭度についての見解及び推進軸系アライメント設計条件についての考え方を以下にまとめてみた。許容限度についてo Bull Gear前後軸受荷重造をHot Cond.で10ton以下,あるいはBull Gear総重量の20%以下ICする。 。菌面筒蛋倍加率を1.2以下にする。 o Bull Gear前後勧受のInfluence Number I 1 , I 22の差を５０ton／mm以下にする。等種々な許容限度値が設けられており、各メーカプラクティスによらなければならないが、平均的にみるとBull Gear前後軸受荷重差の許容限度は10～15t on程度となる。楠系アライメント設定について○ Bull Gear前後軸受荷重を運転状態で出来るだけ均等にする。 o吃水変化の影響をよく把握し、航術におけるいずれの吃水に対しても制限値内に入るようにする。 o HotとCold Cond.との変化を実組による実測等で十分把握し、規付けはColdで施行しても、Hot Cond.において制限価内で入るようにする。 。 Bull Gear前後軸受のInfluence Numberをなるべく小さくする。つまりBull Gear船尾側軸.受と第１中間軸受のスパンをなるべく大きくとる。 。潤滑油タンク監置に往意し、減速車室の機械台及び中間軸受台が油タンクの温度の影響を受ける度台をで
きるだけ極級する。
。スラスト軸受台の剛性の相性によるたわみや、アライメント変化によるスラストカラーの傾斜等によるスラスト用受の片当りによって生じる付加モーメントのブルギヤ期受への影響も考慮する必要がある。等があけられる。 . . ,参　　　考　　文　 1）船用波速路車装置の船内すえ付 田中:船用機関学会誌    Vol.10. No.8 ( 1975 ) on the state of t
クランク軸デフレクションの許容値
5. 2
ディーゼル機関のクランク軸系は多くの軸径で支持されており，比較的剛性が高い。このような軸系では，据付時のミスプライメントや吃水変化に伴う機関空二重度の変形などによる軸心のずれぞよって、静止状態においても軸系に曲げモーメントが発生しやすい。とのような状態で機関を運転すると、クランク軸に繰返し応力が付加されるので、クランク軸の強成上から、との付加応力をある値以下にするようなアライメントが要求される。クランク軸に生じる曲げ記力とクランク軸ウェブの変形量（クランク地デツレクション）との間には，機関によって定まった関係があるので、一般にクランク軸系のアライメントに対する許容側は、クランク軸デフレクシ¤ンで与えられる。各機関メーカ及び船級協会が推奨するクランク戦デフレクションの許容備を表5.2.1及び表5.2.2に示す。これらの許容値はクランクピンの公称付加応力（ピン平行部）を５０～８０Kg/m程度におさえて求められたものと考えられる。1)なお、とれら表5. 2. 1及び表5. 2. 2の許容値は因5. 2. 1に示すような位置で計測された値に対するものである。計測位置が図5. 2. 1と異る場合は，計測順を修正して比較する必要があるが、一般には単純にデフレクションの街はクランクピン中心から計測点までの距離に比例すると仮定して修正することが多い。 s ：ビストンストロークd ：クランク樹シャーナル篠
備考： (1) （ ）内教傾は強算歯を示す。メーカの推奨は（　）外の数値で与えられている。 SULZERの楽印数値は" Good Values "として与えられているものである。
傾岑： S：ビストンスト(1) (2) D：クランク地デフレクシュ物外
文
産1)明石頭一郎ほか, "船用ディーゼん機関のクランクデフレクション"内然機関, Vol. 3 No.28, 1964.10ンn 2) 川崎重工技術資料    "クランク軸デフレクシ3)日立造船技術資料 " DEFLECTIONS  IN  CRANKSHAFTS " SULZER機関取扱説明書4) 5)船用機関研究グループ編。船用機関データブック6) N K内規
軸受面圧，軸の曲げ応力
5. 3
5.3.1 軸受面圧
軸受面圧の表わし方としては次のる通りが考えられる。 a）平均面[正ー般に使用されているもので，軸受荷策を軸受投影面積（軸受摂さ×巾）で除したもの。 b）局部投影而圧軸受の軸方向各位置における面圧を表示するためのもので、軸受の軸方向各位置に加わる荷重を単位長さ当りの投影面積（軸受市×単位長さ）で除したもの。 c ）局部面近離受の輸方向及び市方向各位階における面圧を表示するためのもので，軸受各点の圧力として示す。次で，平均面旺の許容版として船級級会ではLR Sが6.3Kg/cmを定めている。また，造船各社が基準順または目安値として採用している平均耐圧の許容値はアンケート結果でよると次のどとくである。 o船屋管後部梅空- 5
1社6 N o給婚者前部樹交4 Kg / cm 5 v . . . . . . . . . . 1全7  6 N 5 v 5 Kg/cm ……… 13 ¥ F . . . 2   w 1 〃（強制注油方式） oサ55 city起6 。検述改革用确受
その他，抽膜を考えない場合の給尾管轄受局部及び局部投影而症の目安値なそれぞれる0 0Kg/cs1と10 0Kg/cmとしているととうか1社あった。油膜を考慮に入れた動的状態における局部面圧の許容性はまだ確立されておらず合後の研究が待たれるところであふ。
5. 3. 2   軸の曲げ応力
造船各社が基準値または目安値として採用している曲げ応力の許容値はアンケート結果によると次のどとくできち。
cスシメト範2.0 Kg/ph  ……… 1社せた。 ＳＲ７７報告事（造研報告第６1号）から引用すれば，ジョベラ髄圧入端部の曲げ疲労松対する許容応力振幅は次のどとくである。平水航行時…………土3 Kg/ゼポレーシング時…………土7 Kg／πέ
川崎派工で行われた機関館二面接変形履の実紹計制についてはS R 1 4 3昭和4 9年度報告報（研究資料№ 2 2 5 ） VC「 1. 1. 2川崎亜工をおける英船計測」として(1)新計測目的，(2)計測改封象船，(3)進水前後の船体波形計測，(4)乗中における船体変形計測を報告したが，その補足として(5)計測結果を以下VC系す。 (5)　叶測結果k）ビアノ線による橋室郊形計測進水前後及び現中におけるドライアップ。アフロートの上下方向の相対変形を図1. 1. 12 (a)，左右方向の相対変形を図1.1.12 (b)C示す。進水前を悲準とした進水後の相対変形は上下方向では上K西，左右方向では紹体中心側に凸の変形となり、いずれもボッシングの始まるFR 62近辺がたわみの救火点となっている。類中におけるドライアップを装準としたアフロート時の相対変形は，上下方向では進水前後と異なり下に凸の変形，左右方向では船体中心側に凸の変形となっている。また相対変形飛は進水前後に比べドライアップ，アフロート時のほうが上下，左右方向とも少なくなっている。上記進水前後とドライアップ，アフロトの相対変形傾向及び変形戦の相流は，進水前ではポッシング部がサイド級木で支えられているが，ドライアップ時ではキール設木のみであり，この総木の状態の相性によるものと思われる。 b）ギャップ,サグによる計測ギャップ、サグによる進水前後の計測結果より，軸受位職の上下方向の相対変化をもとめたものを図1. 1. 12にに示す。とれと図1. 1.12 kひビアノ類による進水前後の計測結果と比較すると経度変形傾向が一致している。 (c)　ジャッキアップVCよる計測ドライブップ、アフロート時のそれぞれの軸受反力の計測結果を表1. 1. 2 K示す。との計測結果より，略受荷抵変化量は栽欠値で4.1 tonであった。 (d) 電子水冷器による動物地子水準器でよるドライアップ。アフロート時のFR23  BBDの相対傾斜計測要領を図1.112(d)vc,計測結果を表1. 1. 2 " に示す。計測結果よりドライアップを基準にしたアフロート時のBHDの相対流射角は反時計力向回りに8 × 10 " 5 ProvenceRad .てあった。