劉興永，包套圖，候遠(yuǎn)斌

(渤海船舶職業(yè)學(xué)院 船舶工程系，遼寧 葫蘆島125000)

主軸承是船舶柴油機(jī)的重要組成部分，其主要形式有正置式和倒掛式，見圖1。

圖1 主軸承示意

目前，中高速柴油機(jī)上廣泛采用倒掛式主軸承。［1］采用這種軸承可使尺寸緊湊，結(jié)構(gòu)合理，減輕機(jī)器自身的重量。但不足的是其剛性比正置式的要差，尤其是多缸柴油機(jī)。軸承在交變的爆發(fā)壓力沖擊下，下軸承蓋會(huì)逐漸產(chǎn)生彎曲變形，從而使主軸承座孔中心線發(fā)生偏移，導(dǎo)致主軸瓦燒熔碎裂甚至折斷，造成巨大的經(jīng)濟(jì)損失。［2］因此有必要采取一定的措施予以解決，以保證柴油機(jī)的正常運(yùn)行。本文結(jié)合實(shí)際工作，就“太白山”輪NO1號輔機(jī)主軸承座孔中心線偏移產(chǎn)生的原因，以及相應(yīng)的解決工藝措施進(jìn)行分析、探討。

1 主軸承受力分析

1.1 單缸柴油機(jī)主軸承受力分析

如圖2所示，A點(diǎn)為活塞銷中心，B點(diǎn)為曲柄銷中心，O點(diǎn)為主軸承中心。曲柄銷受力為:①曲柄銷中心點(diǎn)B受連桿推力Pc，該力主要由爆發(fā)壓力引起;②連桿代換到B點(diǎn)的質(zhì)量的離心慣性力PcB的作用，PcB之值為PcB=mcB·Rw2。

將Pc分解為法線力PN及切線力PT。若將柄中心線將法向力PN及離心慣性力PcB移至O點(diǎn)，再把切向力PT平移至主軸承中心O點(diǎn)，則主軸承中心點(diǎn)受有Pr、PN、PcB及Prk(曲柄不平衡質(zhì)量離心慣性力)四個(gè)力的作用［3］。

在單缸柴油機(jī)中，主軸承有兩個(gè)，對稱地分布在氣缸中心線兩側(cè)，而上述作用力卻作用在通過氣缸中心線并且垂直于曲軸中心線所組成的平面上，因此，每個(gè)主軸承所受的作用力均為Pr/2、PN/2、(PcB+Prk)/2。

圖2 單缸柴油機(jī)主軸承受力示意

1.2 多缸柴油機(jī)中間主軸承受力分析

在多缸柴油機(jī)中，曲軸上的主軸頸數(shù)目較多，每一主軸承的負(fù)荷都受所有各缸作用力的影響。為了計(jì)稱方便起見，假設(shè)每一主軸承負(fù)荷只受它的前后相鄰氣缸作用力的影響，而其它氣缸作用力對它的影響忽略不計(jì)。［4］基于這個(gè)假定，在多缸柴油機(jī)中，第一個(gè)及最后一個(gè)主軸承的受力與單缸機(jī)完全一樣，只是最后一個(gè)軸承與第一個(gè)軸承有一個(gè)相位差而已。由于相鄰二缸不是同時(shí)發(fā)火，各氣缸對其中間主軸承的作用力的大小和方向都不同，所以各相鄰氣缸中間主軸承的受力等于相鄰氣缸對中間主軸承作用力的矢量和。［5］

下面分析第i缸和第i+1缸之間的主軸承受力情況。圖3為第i缸曲柄在垂直位置時(shí)，第i和i+1缸曲柄在它們之間的主軸承上切向力和法向力以及離心慣性力的作用情況。

圖3 多缸柴油機(jī)主軸第i缸和第i+1缸之間的主軸承受力

根據(jù)前面對單缸機(jī)主軸承的受力分析，它們的數(shù)值分別為PTi/2、PNi/2、Pri/2及PTi+1/2、PNi+1/2、Pri+1/2(其中，Pr=PcB+Prk，即所有離心慣性力的合力。)中間主軸承的總受力即是切向力、法向力和離心慣性力的矢量和。

為了計(jì)算方便，將各個(gè)切向力，法向力和離心慣性力分別投影在水平及垂直方向上，水平方向投影代數(shù)和用PTi，i+1表示，垂直方向投影代數(shù)和用PNi，i+1表示，于是得

式中:Ψi，i+1——第i缸與i+1缸曲柄之間的夾角。

通過上面二式即可計(jì)算出PTi，i+1和PNi，i+1之值，將其合成就可以求得相鄰兩氣缸中間主軸承的總受力Pi，i+1了。

2 主軸承座孔中心線偏移的原因

經(jīng)上面的分析可以得出，作用在主軸承上的合力可分解為水平分力及垂直分力。其中，垂直方向的力由軸承下方來承擔(dān)，水平方向的力則通過主軸承蓋側(cè)面?zhèn)鹘o機(jī)體由機(jī)體承擔(dān)，見圖4。P左，P右為聯(lián)結(jié)螺栓對主軸承的作用力;P機(jī)體為機(jī)體對主軸承側(cè)方的作用力。［6］

圖4 下瓦受力

2.1 垂直力P N i，i+1對主軸承座孔中心線的影響

倒掛式主軸承下瓦在垂直方向的受力見圖5，它可以簡化成一個(gè)受壓的簡支梁主軸承下瓦，在最初設(shè)計(jì)時(shí)，其強(qiáng)度和剛度都是滿足要求的。但在長期使用過程中，會(huì)由于一些因素的影響產(chǎn)生微小的彎曲變形，這些微小的變形會(huì)逐漸積累，當(dāng)積累到一定程度，就會(huì)導(dǎo)致主軸承的燒毀，主要有如下因素。

圖5 下瓦垂直方向的受力

1)主軸承下瓦所受的力是周期變化的沖擊力，在長期受這種交變負(fù)荷的作用下，主軸瓦會(huì)因疲勞導(dǎo)致強(qiáng)度和剛度下降，從而引起微量的變形。這種變形長期累積就會(huì)逐漸變大，使主軸承座孔的中心線向下彎曲。

2)柴油機(jī)在長期工作中，由于各缸高壓油泵油量調(diào)解不均勻或定時(shí)不準(zhǔn)確，導(dǎo)致各缸工作不均衡。有時(shí)甚至由于特殊原因，個(gè)別缸不發(fā)火，而使負(fù)荷全部作用在其它幾個(gè)缸上。這樣會(huì)使工作的幾個(gè)缸負(fù)荷加大，并產(chǎn)生大的振動(dòng)，使主軸承受力狀態(tài)變得更加惡劣，結(jié)果使主軸承由于負(fù)荷加大產(chǎn)生變形，進(jìn)而使主軸承座孔中心線發(fā)生偏移。

3) 上緊在主軸承螺栓時(shí)，有時(shí)上緊不均勻一致;有時(shí)甚至根本不按說明書要求上緊，使得上緊力松的軸承承受的負(fù)荷小，上緊力緊的軸承承受的負(fù)荷大。如此便人為地造成各缸主軸承受力的不平衡，導(dǎo)致主軸承座孔中心線發(fā)生偏移。

綜上所述，主軸承在垂直力PNi，i+1的作用下會(huì)產(chǎn)生向下的彎曲變形，變形如圖6虛線所示。

圖6 主軸承產(chǎn)生的彎曲變形示意

2.2 水平力P r i，i+1對主軸承座孔中心線的影響

主軸承上的水平力PTi，i+1是通過主軸承下瓦蓋的側(cè)面自傳給機(jī)體由機(jī)體來平衡的。由于機(jī)體的剛度足以保證其在交變負(fù)荷下不變形，因此在此方向上一般不會(huì)產(chǎn)生變形。但由于下軸承蓋側(cè)面與機(jī)體的配合有一定間隙，此間隙的存在會(huì)使軸承下蓋在受到?jīng)_擊后向一方偏移，使主軸承座孔中心線產(chǎn)生小量偏移。一般情況下，水平方向上的偏移量很小，不會(huì)影響柴油機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。

由上述分析可知，主軸承座孔中心線偏移多生在運(yùn)營時(shí)間較長、強(qiáng)度、剛度由于疲勞而下降的老舊機(jī)上，也可能由于管理不善或修理不當(dāng)引起。變形的形式主要是在垂直方向上的彎曲變形。因此，解決主軸承座孔中心線偏移的問題就是解決主軸承下瓦蓋的彎曲變形。

3 解決案例

“太白山”輪運(yùn)營已20多年，屬老舊船舶。同時(shí)由于NO1輔機(jī)吊下船修理，船檢只給該船3個(gè)月的航行簽證，修期相對緊張?；谝陨戏治鰶Q定采用“铇瓦口鏜孔”的修理工藝。

1)測量軸瓦的軸心線。座孔直徑見表1［7］。測量結(jié)果見表2，其中鋼絲直徑為0.5 mm［8］。

表1 座孔直徑 mm

表2 拉線測量結(jié)果 mm

由表2可見，主軸承座孔存在很大的圓度誤差，這個(gè)圓度誤差是由于下軸承蓋彎曲變形所致，此變形使得主軸承座孔中心線產(chǎn)生如圖7所示的偏移。［9］偏移量0.13 mm遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了標(biāo)準(zhǔn)所規(guī)定的0.04 mm的要求。因此主軸瓦燒損的原因是由于主軸承座孔中心線偏移所至。

圖7 偏移量示意圖(實(shí)線為座孔原中心線，虛線表示變形后的座孔中心線)

2)瓦口铇削量的確定。從圖7可以看到第四節(jié)主軸承中心線偏移最大，為0.13 mm。要消除座孔中心線的偏移，同時(shí)又要預(yù)留一定的加工余量。特將瓦口的最大铇削量定為0.25 mm。

3)將第3、4、5號三道主軸承下蓋瓦口全部铇去0.25 mm，第2、6號二道主軸承下蓋瓦口铇去0.10 mm。將铇好的下瓦蓋按說明書要求上緊在機(jī)體上，并在鏜床上校正。以第一道和第七道主軸承為基準(zhǔn)將座孔鏜至直徑169.24 mm，表面粗糙度要求為Ra1.6 mm機(jī)體全長范圍內(nèi)座孔中心的同軸度誤差要求不大于0.04 mm。

4)試驗(yàn)結(jié)果。經(jīng)過以上工藝修理的“太白山”輪輔機(jī)車負(fù)荷試驗(yàn)完全達(dá)到了船檢的要求，在以后的航行中沒有再發(fā)生主軸瓦燒損的現(xiàn)象。

4 結(jié)論

倒掛式主軸承座孔中心線偏移在老舊船上時(shí)有發(fā)生，經(jīng)過以上工藝可以得到圓滿地解決。此工藝在“黃山”輪輔機(jī)修理中也得到了滿意的效果，證明此方法是切實(shí)可行的。

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