沈永鳳 方成躍 曹宏濤

1中國(guó)艦船究設(shè)計(jì)中心，湖北 武漢 430064

2海軍裝備部沈陽(yáng)局，遼寧 沈陽(yáng) 110031

船舶艉軸承的工作特性分析

沈永鳳1方成躍1曹宏濤2

1中國(guó)艦船究設(shè)計(jì)中心，湖北 武漢 430064

2海軍裝備部沈陽(yáng)局，遼寧 沈陽(yáng) 110031

根據(jù)某近海拖輪的推進(jìn)系統(tǒng)，將其軸系進(jìn)行分析和簡(jiǎn)化，并利用有限元軟件ANSYS建立軸系橫向振動(dòng)的有限元模型，并分析船舶艉軸承發(fā)生磨損的原因。如果艉軸承支撐位置安裝不當(dāng)以及螺旋槳激勵(lì)力的影響，會(huì)使軸承負(fù)荷分配不均，引起超負(fù)荷軸承的過(guò)度磨損。而艉軸承的過(guò)度磨損則會(huì)引起其支承長(zhǎng)度的變化，不同位置軸承支承長(zhǎng)度的變化對(duì)軸系固有振動(dòng)特性的影響也不同。

艉軸承；磨損；負(fù)荷

1 引言

隨著船舶行業(yè)的發(fā)展，船舶的噸位越來(lái)越大，對(duì)其可靠性的要求在逐步提高。最近的一系列有關(guān)資料和報(bào)道中［1－2］，影響船舶正常運(yùn)行的主要因素仍是船舶軸系及其關(guān)鍵部件的可靠性和主要零件的使用壽命。其中，船舶艉軸承失效仍然是船舶的致命要害所在［3］。

2 艉軸承的磨損原因分析

為便于分析，本文以2 500 kW近海拖輪推進(jìn)軸系為例，進(jìn)行有關(guān)共性問(wèn)題的研究。其推進(jìn)機(jī)組技術(shù)參數(shù)為：

主機(jī)機(jī)型 G8300ZC6B／7B，四沖程、水冷、直列式直接噴射增壓中冷、不可逆轉(zhuǎn)船用柴油機(jī)，額定功率1 471 kW，額定轉(zhuǎn)速500 r／min；

齒輪箱型號(hào)為 GWC49－54，速比 2.917 2∶1；

螺旋槳的質(zhì)量為2 739 kg，槳葉數(shù)4；

計(jì)入30%附連水螺旋槳的質(zhì)量為 3 560.7 kg；

螺旋槳的極轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為 10 345.2 kgf.cm.s2；

計(jì)入60%附連水螺旋槳對(duì)直徑的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為8 276.2 kgf.cm.s2；

軸系的最大工作轉(zhuǎn)速為 171.4 r／min。

利用有限元軟件ANSYS進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，建立軸系的計(jì)算模型，見(jiàn)圖1、圖2。

2.1 軸系的校中不良

如果軸系校中計(jì)算不正確或未進(jìn)行校中計(jì)算就安裝軸系，會(huì)使軸承負(fù)荷分配不均，從而引起超負(fù)荷軸承的過(guò)度磨損，甚至造成軸系斷裂［5］。

當(dāng)艉軸承位置取1／2～1／6艉軸承長(zhǎng)時(shí) （這一假定并不符合實(shí)際情況，但是為了得到一些規(guī)律和研究上的方便，特此假設(shè)），各個(gè)軸承的負(fù)荷不同，計(jì)算結(jié)果如表1所示。

表1 不同支撐位置時(shí)的軸承負(fù)荷Tab.1 Loads of the shaft in different bearing location（kN）

由表1可知，當(dāng)軸承支點(diǎn)位置不同時(shí)，軸承負(fù)荷大小有著很大的不同。當(dāng)艉軸承位置取1／3軸承長(zhǎng)時(shí)，2號(hào)軸承負(fù)荷偏大，為71.592 kN；當(dāng)艉軸承支點(diǎn)位置在 1／4～1／6艉軸承長(zhǎng)時(shí)，1號(hào)軸承的負(fù)荷偏大，已經(jīng)超出船級(jí)社規(guī)定的最大允許負(fù)荷。

這是因?yàn)椋簩?duì)于艉管后軸承，尤其是近螺旋槳的最后一段軸承，由于受到較重的螺旋槳懸臂的力矩，支承反力沿軸承長(zhǎng)度分布很不均勻，是傾側(cè)的，支反力的合力的作用點(diǎn)偏向尾端［5］，并受軸承磨損程度、船舶負(fù)載、船體變形等因素的影響，艦軸承支承點(diǎn)的位置實(shí)際上是不確定的。所以若軸系校中不良，支點(diǎn)位置選取不當(dāng)時(shí)，會(huì)使負(fù)荷分布不均，造成艉軸管軸承迅速磨損甚至燒壞，艉管密封元件異常磨損而導(dǎo)致泄漏，破壞軸承的正常工作，以及引起船體振動(dòng)。因此，各船級(jí)社按經(jīng)驗(yàn)給出了支承點(diǎn)的變化范圍。

如果采用的是鐵梨木軸承，由于規(guī)范上推薦這道軸承長(zhǎng)度為4D（D為艉軸直徑）。精確計(jì)算法對(duì)軸承受力支點(diǎn)的確定方法闡述如下：考慮到螺旋槳的懸臂作用，離螺旋槳最近的軸承支點(diǎn)位置，一般應(yīng)根據(jù)艉管（或舷外支承）材料與具體結(jié)構(gòu)確定，當(dāng)沒(méi)有此數(shù)據(jù)時(shí)，鐵梨木軸承可按下式選取，即：

有一種意見(jiàn)，取 s＝ （0.5 ～0.8D），比前式中的還要小，即白合金軸承：

式中，s為支承點(diǎn)距軸承后端面的距離；l為軸承襯長(zhǎng)度。

2.2 螺旋槳水動(dòng)力的作用

當(dāng)船尾伴流場(chǎng)一定時(shí)，螺旋槳水動(dòng)力的6個(gè)分量便可確定下來(lái)。螺旋槳平均水動(dòng)力，即水動(dòng)力的靜荷部分使尾軸向上抬起，減少了后尾軸承載荷，增加前尾軸承載荷，從而減小了前后尾軸承之間的負(fù)荷差，改善了尾軸承的工作條件，提高了使用壽命；同時(shí)由于使尾軸向上抬，因而導(dǎo)致壓力中心向前移動(dòng)。但螺旋槳水動(dòng)力的動(dòng)荷部分，即螺旋槳激勵(lì)力，它不同于平均水動(dòng)力作用。不僅使軸上抬，亦可下彎。作用的結(jié)果近似橢圓，這時(shí)會(huì)引起各種振動(dòng)，使軸系發(fā)生彎曲，最終加快了艉軸承的磨損，給其工作帶來(lái)非常不利的影響。

軸系運(yùn)行時(shí)，螺旋槳運(yùn)轉(zhuǎn)于不均勻伴流場(chǎng)中導(dǎo)致在槳葉上承受周期性變化力，其對(duì)槳軸的作用可分解為6個(gè)分量：3個(gè)力、3個(gè)力矩，見(jiàn)圖3。

現(xiàn)研究螺旋槳激勵(lì)力水平力Fz對(duì)軸系彎曲振動(dòng)的影響。遠(yuǎn)大于2倍及以上葉頻分量，因此在一般計(jì)算中取m＝1，由于1倍葉頻分量得：

從而得到軸承處的4個(gè)受力情況，即艉軸前、中、后軸承及中間軸承的振動(dòng)響應(yīng)曲線，分別見(jiàn)圖5～圖 8。

由圖5～圖8可看出，軸承受力比較大時(shí)，所對(duì)應(yīng)的頻率均是各階固有頻率。并且與表1中各軸承負(fù)荷對(duì)比之后，還可看出，在軸系振動(dòng)的低階頻率范圍內(nèi)，加上螺旋槳激勵(lì)力以后軸承的受力明顯變大。這說(shuō)明由于螺旋槳激勵(lì)力而引起了各種振動(dòng)的發(fā)生耦合，即不僅使軸上抬，亦可下彎。其中軸系的扭振使軸系的軸心呈弧線形，并往復(fù)運(yùn)動(dòng)。這種形式破壞了潤(rùn)滑膜的穩(wěn)定性，甚至撞擊軸襯，加快軸承的磨損，增加摩擦功耗。軸系的橫振使軸系的軸心軌跡呈橢圓形，而軸心的渦動(dòng)會(huì)引起潤(rùn)滑膜的振動(dòng)，以致使其破裂，撞擊軸承，引起軸承的附加負(fù)荷；軸系的縱振引起軸向摩擦功耗，同時(shí)引起瞬時(shí)摩擦系數(shù)和端泄流量的變動(dòng)，降低潤(rùn)滑膜的穩(wěn)定性。當(dāng)軸和軸承直接接觸時(shí)，軸承這種往復(fù)振動(dòng)會(huì)增加尾軸承的摩擦和磨損。

2.3 軸承接觸長(zhǎng)度對(duì)其支撐特性的影響

艉軸承的受力復(fù)雜，除了艉軸和螺旋槳的自身重量以外，還有因螺旋槳的重量不平衡所引起的慣性力和船體變形所產(chǎn)生的附加力。這些力和力矩是造成艉軸承磨損和失效的主要因素。而且隨著船舶噸位的增大，艉軸在螺旋槳重量的作用下發(fā)生撓曲，給艉軸承造成很大的邊緣負(fù)荷，使其處于惡劣的潤(rùn)滑狀態(tài)，從而產(chǎn)生嚴(yán)重磨損，所以軸承的支承面積是不斷變化的，見(jiàn)圖9。

因此有必要研究軸承的支承長(zhǎng)度（與軸的接觸面積）對(duì)軸系固有振動(dòng)特性的影響，在條件允許的情況下，調(diào)整軸承的支承長(zhǎng)度以調(diào)整軸系的固有振動(dòng)，避開(kāi)有害的共振［7］。

本文分別針對(duì)船舶軸系中的艉軸后軸承、艉軸中軸承、艉軸前軸承的接觸長(zhǎng)度變化，計(jì)算出了各種條件下軸系的固有頻率。本文假定初始軸承的支承長(zhǎng)度為實(shí)際艉軸后軸承總長(zhǎng)的5%（這一假定并不符合實(shí)際情況，但是為了得到一些規(guī)律和研究上的方便，特此假設(shè)），再增加支承長(zhǎng)度到實(shí)際軸承總長(zhǎng)的10%和15%。

1）艉軸后軸承接觸長(zhǎng)度對(duì)軸系固有振動(dòng)特性的影響。由表2可知，艉軸后軸承支承長(zhǎng)度的影響主要集中在軸系的低階振動(dòng)頻率上，接觸長(zhǎng)度的降低可以降低軸系的最初幾階振動(dòng)頻率，而在船舶軸系運(yùn)行時(shí)，最關(guān)心的就是軸系的低頻振動(dòng)，所以艉軸后軸承的支撐狀態(tài)必須給予足夠的重視。

2）艉軸中軸承接觸長(zhǎng)度對(duì)軸系固有振動(dòng)特性的影響。由表2可見(jiàn)，艉軸中軸承接觸長(zhǎng)度對(duì)軸系固有振動(dòng)的影響主要體現(xiàn)在2～4階振動(dòng)頻率上，而且隨著軸承接觸長(zhǎng)度增加，軸系的固有振動(dòng)頻率增加。艉軸中軸承對(duì)軸系最初幾階振動(dòng)頻率影響也很大，因此艉軸中軸承的磨損對(duì)于軸系的影響也很大。

表2 艉軸三道軸承及中間軸承接觸長(zhǎng)度對(duì)軸系固有頻率的影響Tab.2 Effects on the natural frequency of the shaft caused by different contact lengths of the stern shaft bearings and middle bearing

3）艉軸前軸承接觸長(zhǎng)度對(duì)軸系固有振動(dòng)特性的影響。由表2可見(jiàn)，船舶艉軸前軸承對(duì)軸系固有振動(dòng)頻率的影響主要體現(xiàn)在3～5階固有振動(dòng)頻率上，因此在船舶軸系運(yùn)行過(guò)程中要給予足夠的注意。

4）中間軸承接觸長(zhǎng)度對(duì)軸系固有頻率的影響。由表2可見(jiàn)，中間軸承接觸長(zhǎng)度對(duì)軸系最初幾階振動(dòng)頻率影響不大，因此中間軸承的磨損對(duì)于軸系的影響不大。

5）軸承支承長(zhǎng)度的影響比較。綜上所述，調(diào)整艉軸后軸承、中軸承以及前軸承的接觸長(zhǎng)度可以調(diào)整船舶軸系固有振動(dòng)頻率，因此在船舶運(yùn)行過(guò)程中，必須對(duì)這三處軸承的支承狀態(tài)給予足夠的重視。

4 結(jié)論

船舶艉軸承是船舶尾管系統(tǒng)的重要組成部分，它的可靠工作是船舶正常營(yíng)運(yùn)的基本條件。由于尾管系統(tǒng)設(shè)計(jì)上的不合理導(dǎo)致船舶軸封失效，艉軸承磨損過(guò)大，不得不進(jìn)塢返修的現(xiàn)象更是屢見(jiàn)不鮮。

針對(duì)上述原因分析，在設(shè)計(jì)過(guò)程中建議采取以下幾點(diǎn)措施：

1）對(duì)軸系進(jìn)行合理的校中計(jì)算，按計(jì)算結(jié)果調(diào)整軸系支撐位置，合理安裝；

2）合理設(shè)計(jì)螺旋槳外形及其葉數(shù)等，減小螺旋槳激勵(lì)力，從而減小螺旋槳激勵(lì)力對(duì)艉軸承負(fù)荷帶來(lái)的不利影響；

3）減小軸系振動(dòng)，改善尾軸承的工作條件。

［1］焦秀穩(wěn).尾管密封失效分析［J］.中國(guó)造船，1995（11）：74－77.

［2］魏海軍.船舶尾軸密封裝置漏油原因分析及油液監(jiān)控的重要性［J］.中國(guó)造船，2001（5）：10－12.

［3］榮先成.有限元法［M］.重慶：西南交通大學(xué)出版社，2007.

［4］王傳傅.用有限元法計(jì)算船舶軸系的橫向振動(dòng)［J］.哈爾濱船舶工程學(xué)院學(xué)報(bào)，1983（2）：35－46.

［5］魏海軍，白德富.艉軸承過(guò)度磨損原因分析與修理［J］.機(jī)電設(shè)備，2000（3）：22－23.

［6］何友聲，王國(guó)強(qiáng).螺旋槳激勵(lì)力［M］.上海：上海交通大學(xué)出版社，1997.

［7］周春良.船舶軸系振動(dòng)研究［D］.哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)，2006.

Performance Characteristics Analysis on the Shaft Bearing of Propeller

Shen Yong－feng1Fang Cheng－yue1Cao Hong－tao2
1 China Ship Research and Design Center， Wuhan 430064， China
2 Department of Naval Equipment， Shenyang Division， Shenyang 110031， China

According to the propulsion system of an offshore tugboat， the Finite Element （FE） model of shafting was established by analysis and simplification using the ANSYS software，abrasion occuring on the stern shaft bearing were examined.In case the propeller shaft bearing cannot be installed in the right position and results in exciting force acting on the propeller，loads on the bearing will be distributed asymmetrically， over－abrasion will be given rise onto the overloaded bearing.Moreover， the aftermath of over－abrasion is that the supporting length of bearings will be changed， brings about different effects on the natural vibration characteristics of the shafting.

stern shaft bearing； abrasion； load

U661.44

A

1673－3185（2011）01－78－04

10.3969/j.issn.1673-3185.2011.01.015

2010-03-02

沈永鳳（1984－），女，碩士。研究方向：船舶與海洋結(jié)構(gòu)物設(shè)計(jì)與制造。E-mail：beyond－shen＠163.com

方成躍（1963－），男，研究員。研究方向：船舶動(dòng)力系統(tǒng)研究與設(shè)計(jì)。E-mail：fang＿cy＠ 126.com