JP5795731B2

JP5795731B2 - ねじり振動応力低減制御装置、これを備えた船舶、及びねじり振動応力低減方法

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Publication number: JP5795731B2
Application number: JP2011275629A
Authority: JP
Inventors: 亮塚原
Original assignee: Kawasaki Jukogyo KK
Current assignee: Kawasaki Motors Ltd
Priority date: 2011-12-16
Filing date: 2011-12-16
Publication date: 2015-10-14
Anticipated expiration: 2031-12-16
Also published as: KR20140075811A; JP2013124652A; WO2013088643A1; CN103917764A

Description

本発明は船舶の推進軸系に生じるねじり振動応力を低減するねじり振動応力低減制御装置、及び、このねじり振動応力低減制御装置を備えた船舶に関する。また、ねじり振動応力を低減するねじり振動応力低減方法に関する。

船舶に搭載される主機は、ピストンの往復運動をクランク軸によって回転運動に変換する構造であり、複数のピストンが異なる位相で往復運動するため、クランク軸にかかる力はクランク軸の回転角度位置によって異なり、クランク軸を含む推進軸系に生じるねじり応力もクランク軸の回転角度位置によって異なる。その結果、推進軸系に生じるねじり応力は、主に主機の回転に同期して変動する。一方、推進軸系は、振動モードごとに固有振動数が存在する。そして、主機の回転が推進軸系の固有振動数と一致するとき、上述のねじり応力は一気に増大し、場合によっては推進軸系が破損してしまうおそれがある。この共振時におけるねじり振動応力については、従来から対策が検討されてきた。

ねじり振動応力の対策の１つとして、推進軸系を構成する部材の大きさや重さのバランスを変えることで推進軸系の固有振動数を変更する方法がある。この方法によれば、ねじり振動応力のピークを船舶の運用上使用頻度の低い低回転速度に移動させたり、ねじり振動応力の値を下げたりすることができる。ただし、推進軸系の構成部材の軸径を小さくするような変更は強度が低下するといった問題があり、軸径を大きくするような変更は製造コストが上がるとともに、重量が大きくなるといった問題がある。また、推進軸系の構成部材の材料を強度の高いものに変更することで、ねじり振動応力の許容値を拡大する方法もあるが、この方法も製造コストが上がるとともに、材料の変更に伴う他の問題が生じる可能性もある。このように、推進軸系の構成部材を変更するような対策は、製造コストや強度の面で問題が生じやすい。

これに対し、推進軸系の構成部材は変更せずに、制御面からねじれ振動応力を避けたり、低減したりする対策も検討されている。例えば、特許文献１には、主機関が増速中に通過する危険回転速度域を、ガバナ掃気圧リミッタを一時的に解除することで早期に脱出する危険回転速度域回避対策装置が開示されている。

また、特許文献２には、エンジン回転速度が所定回転速度以上となったとき、過給圧力を高めるように構成された、クランク軸のねじり防止装置が開示されている。この装置によれば、クランク軸に対して上方向に作用する力が小さくなり、クランク軸のねじりが小さくなるとされている。

また、特許文献３には、ディーゼル機関の回転速度が共振回転速度の範囲内にあるとき、燃料噴射時期若しくは燃料噴射期間を調整するように構成された、ディーゼル機関のクランク軸ねじり振動抑制装置が開示されている。この装置によれば、起振トルク成分が小さくなり、共振応力を小さくできるとされている。

実公平０６−３９０７２号公報特開２００５−２７３５７１号公報特開平０３−２７５９５８号公報

しかしながら、特許文献１に記載の発明は、ねじり振動応力の大きさ自体は変わらないため、根本的な解決策とはいえない。また、特許文献２に記載の発明は、エンジン回転数が高くエンジン負荷の低い、ねじり振動に対し慣性力が支配的な領域での対策であり、その対象は限定的である。特に舶用主機のような低速高負荷運転が主となるエンジンには適用が困難である。また、特許文献３に記載の発明は、制御の対象が燃料噴射であり、主機の性能に直結する制御であることから複雑な制御になるとともに、燃料噴射時期及び噴射期間を調整する機構を有していなければならないという問題がある。

そこで本発明では、簡易な制御でねじり振動応力を低減することができる、ねじり振動応力低減制御装置を提供することを目的としている。

本発明に係るねじり振動応力低減制御装置は、推進用のプロペラと一体になって回転する推進軸系と、該推進軸系を駆動する主機と、該主機から排出された排気によって駆動されるタービンを有し、該タービンの回転力を動力として新気を圧縮して掃気を前記主機に供給する過給機と、を備えた船舶における、前記推進軸系に生じるねじり振動応力を低減するためのねじり振動応力低減制御装置であって、前記ねじり振動応力が所定値以上であるとき、前記掃気の圧力を低減するように構成されている。

かかる構成によれば、ねじり振動応力が所定値以上であるときに掃気の圧力が低減されるため、主機の効率が低下するリスクはあるが、ねじり振動応力は確実に低減することができる。

また、上記のねじり振動応力低減制御装置において、前記掃気の圧力の低減は、前記過給機のタービンを駆動する前記排気の圧力を低減することによって行われるように構成してもよい。

また、上記のねじり振動応力低減制御装置において、前記過給機は、前記主機から排出された排気を前記タービンに導く排気通路と、該排気通路に設けられたバイパスバルブと、を有しており、前記排気の圧力の低減は、前記バイパスバルブを開放することによって行われるように構成してもよい。

また、上記のねじり振動応力低減制御装置において、前記過給機は、前記タービンの前段に可変ノズルを有しており、前記排気の圧力の低減は、前記可変ノズルの開度を変更することによって行われるように構成してもよい。

また、上記のねじり振動応力低減制御装置において、前記過給機から前記主機へ供給される掃気をバイパスする掃気バイパスバルブをさらに備え、前記掃気の圧力の低減は前記掃気バイパスバルブを調整することで行われるように構成してもよい。

また、上記のねじり振動応力低減制御装置において、前記ねじり振動応力が所定値以上であるか否かは、前記主機の回転速度によって判断するように構成してもよい。

また、上記のねじり振動応力低減制御装置において、前記ねじり振動応力が所定値以上であるか否かは、ねじり振動応力を計測することで判断するように構成してもよい。

さらに、本発明に係る船舶は、上記のうちいずれか一のねじり振動応力低減制御装置を備えている。

さらに、本発明に係るねじり振動応力低減方法は、推進用のプロペラと一体になって回転する推進軸系と、該推進軸系を駆動する主機と、該主機から排出された排気によって駆動されるタービンを有し、該タービンの回転力を動力として掃気を圧縮して前記主機に供給する過給機と、を備えた船舶における前記推進軸系に生じるねじり振動応力を低減するためのねじり振動応力低減方法であって、前記ねじり振動応力が所定値以上であるか否かを判定し、前記ねじり振動応力が所定値以上であると判定したときには、前記過給機の機能を低減させる。

本発明に係るねじり振動応力低減制御装置によれば、簡易な制御でねじり振動応力を低減することができる。

図１は、本発明の一実施形態に係る船舶の概略図である。図２は、主機の回転速度とねじり振動応力の関係を示したグラフである。図３は、掃気圧制御装置の制御による可変ノズルの制御曲線を示したグラフである。図４は、ねじり振動応力低減制御装置の動作を示すフロー図である。図５は、ねじり振動応力低減制御装置による制御が行われたときの主機の負荷と掃気圧の関係を示したグラフである。図６は、ねじり振動応力低減制御装置による制御が行われたときの主機の回転速度とねじり振動応力の関係を示したグラフである。

以下、本発明の実施形態について説明する。なお、以下では全ての図を通じて同一または相当する構成要素には同一の参照符号を付し、重複する説明は省略する。

図１は本発明の一実施形態に係る船舶１００の概略図である。図１に示すように、船舶１００は、推進軸系１０と、主機２０と、過給機３０と、掃気圧制御装置４０と、ねじり振動応力低減制御装置５０と、を備えている。以下、これらの各構成について順に説明する。

推進軸系１０は、推進用のプロペラ１１と一体になって回転する一連の軸系である。推進軸系１０は、図１の紙面左側から順に、推進用のプロペラ１１、プロペラ１１に連結されたプロペラ軸１２、プロペラ軸１２に同軸で連結された中間軸１３、中間軸１３の主機２０近傍に取り付けられたはずみ車（フライホイール）１４、主機２０の構成要素であって中間軸１３に連結されたクランク軸１５、及びクランク軸１５の中間軸１３とは反対側の端部に取り付けられたチューニングホイール１６によって構成されている。なお、チューニングホイール１６は、必要に応じて取り付けられる。この推進軸系１０は、主機２０からクランク軸１５を介して回転動力を受け、全体が一体となって回転する。

主機２０は、推進軸系１０を駆動する装置である。本実施形態に係る主機２０は、ユニフロー型のディーゼルエンジンである。主機２０は、次のようにして駆動する。まず、掃気管２１から掃気ポート２２を介してシリンダ２３内に掃気（新気）２４が供給される。供給された掃気２４は、ピストン２５が上昇することで圧縮され、これとともに燃料噴射ノズル２６から噴射された燃料が着火し爆発する。この爆発により、ピストン２５は下方に押し戻された後、排気（燃焼後の混合気）２７は適切なタイミングで排気ポート２８から外部へ放出される。ピストン２５の下端にはクランク軸１５が連結されており、ピストン２５が上記のような上下運動を繰り返すことでクランク軸１５は回転する。

図２の実線は、主機２０の回転速度とねじり振動応力の関係（ねじり振動応力曲線１０１）の一例を示している。図２の横軸は主機２０の回転速度であり、縦軸はねじり振動応力である。あくまでも一例であるが、図２の場合には、主機２０の６５％回転速度が共振回転速度であり、その回転速度のときに、ねじり振動応力が一気に上昇している。

ここで、図２中の破線は、第１危険曲線１０２と第２危険曲線１０３を示している。このうち第１危険曲線１０２は、これを超えるねじり振動応力が発生した状態で連続運転が行われると推進軸系に疲労破壊が生じ得るおそれがあることを示す曲線である。また、第２危険曲線１０３は、これを超えるねじり振動応力が生じる推進軸系は船舶に採用できないことを示す曲線である。実際の船舶の運用では、バードレンジ（Barred Range）と呼ばれる回転速度領域が設定される。バードレンジとは、実際の運用において主機の連続使用が禁止される回転速度領域のことをいう。本実施形態では、第１危険曲線１０２とねじり振動応力曲線１０１が交差する交点間の領域をバードレンジとして設定する。

過給機３０は、新気を吸込み、圧縮した掃気２４を、掃気管２１を介して主機２０に供給する装置である。過給機３０は、タービン３１と、可変ノズル３２と、圧縮機３３と、排気通路３４と、バイパスバルブ３５とによって主に構成されている。主機２０から排出された排気２７は、排気通路３４を通って可変ノズル３２に導入される。可変ノズル３２は、タービン３１の前段に位置しており、複数のノズルベーン（不図示）によって構成されている。このノズルベーンは角度を変更できるように構成されており、ノズルベーンの角度を変更することで可変ノズル３２の開度を調整することができる。可変ノズル３２の開度が大きくなると供給される排気２７の圧力（動圧）は小さくなり、可変ノズル３２の開度が小さくなると供給される排気２７の圧力は大きくなる。

可変ノズル３２を通過した排気２７は、タービン３１を回転させる。タービン３１と圧縮機３３はロータ軸３６で連結されており、タービン３１の回転に伴って圧縮機３３も回転する。圧縮機３３は、外部から取り込んだ新気を圧縮し、掃気２４を掃気管２１を介して主機２０に供給するが、圧縮機３３の回転速度が大きくなれば圧縮機３３の出口における掃気２４の圧力は大きくなり、これにより掃気管２１内の圧力（以下、「掃気圧」という）が大きくなる。また、上述した排気通路３４には、バイパスバルブ３５が設けられている。バイバスバルブ３５が開放されると、タービン３１へと導かれていた排気２７の一部が外部にバイパスされ、供給される排気２７の圧力が低下する。なお、バイパスバルブ３５は、開放と閉鎖のいずれかに切り換え可能な開閉切換（ON-OFF切換）型のバルブであってもよく、開度を任意に調整できる開度調整型のバルブであってもよい。

掃気圧制御装置４０は、掃気圧を制御する装置であり、タービン３１を回転させる排気２７の圧力を制御することで、掃気圧を制御している。より具体的には、掃気圧制御装置４０では、バイパスバルブ３５及び可変ノズル３２の開度を調整することで、排気２７の圧力を制御し、これにより掃気圧を制御する。なお、掃気圧制御装置４０は主機の部分負荷での掃気圧を上げることで主機２０の効率を向上させることを目的として設けられているものである。掃気圧制御装置４０は、後述する制御曲線１０４に基づいてバイパスバルブ３５及び可変ノズル３２を制御する制御信号を生成し、図１に示すように、その制御信号をねじり振動応力低減制御装置５０に送信するように構成されている。また、掃気圧制御装置４０は、回転速度計４１から主機２０の回転速度に関する信号を取得でき、燃料ポンプ６０に取り付けられたフューエルインデックストランスミッタ６１から燃料ラック量（燃料注油量）に関する信号を取得でき、掃気圧計４２から掃気圧に関する信号を取得できるように構成されている。

ここで、掃気圧制御装置４０による制御（制御信号の生成方法）について、可変ノズル３２を制御する場合に着目して説明する。図３の実線は、可変ノズル３２の制御曲線１０４の一例を示している。図３の横軸は主機２０の負荷であり、縦軸は掃気圧である。また、図３に示す２本の破線のうち、掃気圧の高い側の直線は、可変ノズル３２の開度が通常最小であるときの掃気圧線（以下、「第１掃気圧線」という）１０５であり、掃気圧の低い側の直線は可変ノズルの開度が通常最大であるときの掃気圧線（以下、「第２掃気圧線」という）１０６である。まず、掃気圧制御装置４０は、回転速度計４１から主機２０の回転速度を取得し、フューエルインデックストランスミッタ６１から燃料ラック量を取得し、取得した主機２０の回転速度及び燃料ラック量から主機２０の負荷を推定する。なお、主機負荷は筒内圧力に関する信号や過給機回転に関する信号を取得することで推定しても良い。その上で、推定した主機２０の負荷に対応する掃気圧を図３から読み取る。そして、図３から読み取った掃気圧と掃気圧計４２によって実測した掃気圧が同じになるよう可変ノズル３２を制御する（制御信号を生成する）。なお、可変ノズルの実際の開度は、大気条件等により若干異なる。

このように、掃気圧制御装置４０は、図３に基づいて制御信号を生成するため、仮に掃気圧制御装置４０のみで制御が行われた場合には、掃気圧は図３に示すような制御曲線１０４に沿って推移することになる。つまり、図３の例でいうと、主機２０の負荷が７５％負荷よりも小さいときは可変ノズル３２の開度は最小であり、掃気圧は第１掃気圧線１０５に沿って推移する。そして、主機２０の負荷が７５％負荷を超えると次第に可変ノズル３２の開度は大きくなり、これにより掃気圧の上昇の割合が低下する。最終的に主機２０の負荷が１００％負荷に達したときには、可変ノズル３２の開度は最大となり、掃気圧は第２掃気圧線１０６と交差する。なお、以上では可変ノズル３２のみを制御する場合について説明したが、バイパスバルブ３５も同様にして制御することができる。特に、バイパスバルブ３５が開度調整型のバルブである場合には、開度を微調整できる点で可変ノズル３２と同じであるため、図３と同じような制御曲線を用いて制御することができる。また、バイパスバルブ３５が開閉切換型のバルブである場合には、主機２０の負荷がある値（例えば、７５％負荷）に達すると、バイパスバルブ３５を全閉から全開に切り換えるような制御が行われる。

ねじり振動応力低減制御装置５０は、ねじり振動応力を低減させるための制御装置である。図１に示すように、ねじり振動応力低減制御装置５０は、掃気圧制御装置４０から可変ノズル３２及びバイパスバルブ３５を制御するための制御信号を受信し、回転速度計４１から主機２０の回転速度に関する信号を受信し、可変ノズル３２及びバイパスバルブ３５に制御信号を送信できるように構成されている。ねじり振動応力低減制御装置５０は、次のようにして動作する。

図４は、ねじり振動応力低減制御装置５０の動作を示すフロー図である。まず、図４に示すように、ねじり振動応力低減制御装置５０は、ねじり振動応力が所定値以上であるか否かを判定する（ステップＳ１）。本実施形態では、回転速度計４１から主機２０の回転速度を取得し、主機２０の回転速度が危険回転速度領域にあるか否かによってねじり振動応力が所定値以上であるか否かを判定する。ここで、危険回転速度領域とは、ねじり振動応力が所定値以上であるときの回転速度の領域であり、図２に示すねじり振動応力曲線に基づいて予め設定される（図６参照）。本実施形態では、危険回転速度領域は、上述したバードレンジよりも若干広い領域に設定される。なお、本実施形態では、ねじり振動応力が所定値以上であるか否かを主機２０の回転速度によって判定しているが、推進軸系１０にねじり応力の測定装置を設け、直接ねじり振動応力の値を測定して判定するようにしてもよい。また、ねじり振動応力が所定値以上であるか否かの判定では、主機２０の回転速度に依存しない一定の値を所定値としてもよく、主機２０の回転速度に応じて変動する値を所定値としてもよい。

続いて、ねじり振動応力が所定値以上でないと判定した場合（ステップＳ１でＮＯ）、ねじり振動応力低減制御装置５０は、掃気圧制御装置４０から受信した制御信号をそのまま可変ノズル３２及びバイパスバルブ３５へ転送する（ステップＳ３）。つまり、このとき、可変ノズル３２及びバイパスバルブ３５は、掃気圧制御装置４０によって制御される。一方、ねじり振動応力が所定値以上であると判定した場合（ステップＳ１でＹＥＳ）、ねじり振動応力低減制御装置５０は、可変ノズル３２に対しては開度を最大にするような制御信号を送信し、開度調整型のバイパスバルブ３５に対しては開度を最大にするような制御信号を送信し、開閉切換型のバイパスバルブ３５に対してはバルブを開放するような制御信号を送信する（ステップＳ２）。つまり、ねじり振動応力が所定値以上であると判定した場合には、タービン３１に供給される排気の圧力を最大限低下させるように、換言すれば、過給機３０の機能が低減されるように制御する。以上が、ねじり振動応力低減制御装置５０による制御である。

ねじり振動応力低減制御装置５０が上記のような制御を行うことにより、掃気圧は図５のように推移する。図５の実線は、ねじり振動応力低減制御装置５０による制御が行われたときの主機２０の負荷と掃気圧の関係（掃気圧曲線１０７）を示している。図５の横軸は主機２０の負荷であり、縦軸は掃気圧である。なお、図５は、図３の場合と同様に、可変ノズル３２のみを制御した場合の図である。図５に示す破線は、図３で示した第１掃気圧線１０５と第２掃気圧線１０６である。図５に示すように、主機２０の負荷が危険回転速度領域に対応する負荷よりも小さい場合には、掃気圧制御装置４０の制御信号はそのまま可変ノズル３２に転送されるため、図３に示す制御曲線１０４の推移と同じように掃気圧は第１掃気圧線１０５に沿って推移する。そして、主機２０の負荷が、危険回転速度領域に対応する負荷であるときは、可変ノズル３２には開度を最大にするような制御信号が送信されるため、掃気圧は一気に低下し、第２掃気圧線１０６に沿って推移する。さらに、主機２０の負荷が、危険回転速度領域に対応する負荷よりも大きい場合には、掃気圧制御装置４０の制御信号はそのまま可変ノズル３２に転送されるため、図３に示す制御曲線１０４の推移と同じようにして掃気圧は主機２０の負荷が７５％負荷になるまで第１掃気圧線１０５に沿って推移した後、第２掃気圧線１０６に向かって推移する。以上のように、ねじり振動応力低減制御装置５０の制御によれば、ねじり振動応力が所定値以上であるとき（主機２０が危険回転速度にあるとき）、掃気圧は低減される。

ねじり振動応力低減制御装置５０の制御により、掃気圧が図５に示すように推移する結果、ねじり振動応力は図６で示すように推移する。図６の実線は、ねじり振動応力低減制御装置５０による制御が行われたときの主機２０の回転速度とねじり振動応力の関係（ねじり振動応力曲線１０８）を示している。図６の横軸は主機２０の回転速度であり、縦軸はねじり振動応力である。ここで、図６の一点破線で示す２つの曲線のうち、ねじり振動応力が大きい側の曲線は、図２のねじり振動応力曲線１０１と同じ曲線であり、可変ノズル３２の開度が最小であるときの（いわば通常運転のときの）ねじり振動応力曲線（以下、「第１ねじり振動応力曲線」という）１０９である。また、ねじり振動応力が小さい側の曲線は可変ノズル３２の開度が最大であるときの（つまり掃気圧を低下させたときの）ねじり振動応力曲線（以下、「第２ねじり振動応力曲線」という）１１０である。さらに、図２の場合と同様に、図６には第１危険曲線１０２および第２危険曲線１０３も描かれている。

以上をふまえ、ねじり振動応力低減制御装置５０による制御が行われた場合のねじり振動応力の推移について図６を参照しながら説明する。主機２０の回転速度が危険回転速度領域よりも小さいときは、可変ノズル３２は開度が最小となるように制御されるため、ねじり振動応力は第１ねじり振動応力曲線１０９に沿って推移する。そして、主機２０の回転速度が危険回転速度領域に入ると、可変ノズル３２は開度が最大となるように制御されるため、掃気圧が一気に低下し、ねじり振動応力が一気に低下する。そして、主機２０の回転速度が危険回転速度領域にある間、ねじり振動応力は第２ねじり振動応力曲線１１０に沿って推移する。さらに、主機２０の回転速度が危険回転速度領域よりも大きいときは、可変ノズル３２は開度が最小となるように制御されるため、ねじり振動応力はもとに戻って、第１ねじり振動応力曲線１０９に沿って推移する。このように、ねじり振動応力低減制御装置５０による制御によれば、危険回転速度領域において（本来、ねじり振動応力が高くなる領域において）、ねじり振動応力を低減することができる。

なお、以上では図５および図６を参照して、ねじり振動応力低減制御装置５０が可変ノズル３２を制御する場合について説明したが、バイパスバルブ３５のみを制御した場合および可変ノズル３２とバイパスバルブ３５の両方を制御した場合にも同じような結果が得られる。また、バイパスバルブ３５は、開度調整型のバルブであっても主機２０の回転速度が危険回転速度領域に入ると全開となるため、バルブの種類によって結果が異なるようなことはない。このように、本実施形態のねじり振動応力低減制御装置５０による制御は、可変ノズル３２やバイパスバルブ３５の開度を調整するだけで、ねじり振動応力を低減させることができるため、非常に簡易な制御であるといえる。なお、可変ノズルや開度調整型バルブにおいては、安定した制御を実現するため、危険回転速度でのノズル／バルブ開度調整を段階的、あるいは緩やかに連続的に変化させてもよい。

以上のように、本実施形態のねじり振動応力低減制御装置５０によれば、本来であればねじり振動応力が高い領域において、ねじり振動応力を低減することができるため、例えば、ねじり振動応力が第２危険曲線１０３を超えるような推進軸系１０であっても、推進軸系１０の構成部材を変更せずに船舶１００に用いることができる。また、図６と図２を対比すれば明らかなように、ねじり振動応力低減制御装置５０の制御によれば、バードレンジの範囲を狭くすることができ、より効率的な運用が可能となる。また、本実施形態に係るねじり振動応力低減制御装置５０は、制御面からねじり振動応力を低減させるものであるため、推進軸系１０の構成部材を変更する必要もない。

以上、本発明の実施形態に係る船舶１００について説明したが、具体的な構成はこれらの実施形態に限られるものではなく、この発明の要旨を逸脱しない範囲の設計の変更等があっても本発明に含まれる。例えば、上記の実施形態では、掃気圧を低減させるために排気２７の圧力を低減させていたが、圧縮機３３の入口に設けられるガイドベーンの角度を調整することにより掃気圧を低減させてもよい。また、圧縮機出口に過給機から主機へ供給される掃気をバイパスする掃気バイパスバルブを設け、その掃気バイパスバルブを調整することで掃気圧を低減させてもよい。

また、上記の実施形態では、ねじり振動応力低減制御装置５０と掃気圧制御装置４０を直列に配置する場合について説明したが、これらを並列に配置し、両装置から可変ノズル３２やバイパスバルブ３５に直接信号を送信するように構成してもよい。

本発明に係る送ねじり振動応力低減制御装置は、簡易な制御でねじり振動応力を低減することができるため、船舶などの技術分野において有益である。

１０推進軸系
１１プロペラ
２０主機
２４掃気
２７排気
３０過給機
３１タービン
３２可変ノズル
３３圧縮機
３４排気通路
３５バイパスバルブ
５０ねじり振動応力低減制御装置
１００船舶

Claims

推進用のプロペラと一体になって回転する推進軸系と、該推進軸系を駆動する主機と、該主機から排出された排気によって駆動されるタービンを有し、該タービンの回転力を動力として新気を圧縮して掃気を前記主機に供給する過給機と、を備えた船舶における、前記推進軸系に生じるねじり振動応力を低減するためのねじり振動応力低減制御装置であって、
前記ねじり振動応力が所定値以上であるとき、前記掃気の圧力を低減するように構成されている、ねじり振動応力低減制御装置。
前記掃気の圧力の低減は、前記過給機のタービンを駆動する前記排気の圧力を低減することによって行われる、請求項１に記載のねじり振動応力低減制御装置。
前記過給機は、前記主機から排出された排気を前記タービンに導く排気通路と、該排気通路に設けられたバイパスバルブと、を有しており、
前記排気の圧力の低減は、前記バイパスバルブを開放することによって行われる、請求項２に記載のねじり振動応力低減制御装置。
前記過給機は、前記タービンの前段に可変ノズルを有しており、
前記排気の圧力の低減は、前記可変ノズルの開度を変更することによって行われる、請求項２に記載のねじり振動応力低減制御装置。
前記過給機から前記主機へ供給される掃気をバイパスする掃気バイパスバルブをさらに備え、
前記掃気の圧力の低減は前記掃気バイパスバルブを調整することで行われる、請求項１に記載のねじり振動応力低減制御装置。
前記ねじり振動応力が所定値以上であるか否かは、前記主機の回転速度によって判断する、請求項１乃至４のうちいずれか一の項に記載のねじり振動応力低減制御装置。
前記ねじり振動応力が所定値以上であるか否かは、ねじり振動応力を計測することで判断する、請求項１乃至４のうちいずれか一の項に記載のねじり振動応力低減制御装置。
請求項１乃至７のうちいずれか一の項に記載のねじり応力低減制御装置を備えた船舶。
推進用のプロペラと一体になって回転する推進軸系と、該推進軸系を駆動する主機と、該主機から排出された排気によって駆動されるタービンを有し、該タービンの回転力を動力として新気を圧縮して掃気を前記主機に供給する過給機と、を備えた船舶における、前記推進軸系に生じるねじり振動応力を低減するための、ねじり振動応力低減方法であって、
前記ねじり振動応力が所定値以上であるか否かを判定し、前記ねじり振動応力が所定値以上であると判定したときには、前記過給機の機能を低減させる、ねじり振動応力低減方法。