侍紅巖，單曉敏，吳曉強(qiáng)，張春友

(內(nèi)蒙古民族大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，內(nèi)蒙古 通遼 028000)

船舶軸系的摩擦振動(dòng)不但會(huì)產(chǎn)生噪聲污染，而且會(huì)引起軸系零件的損耗，從而嚴(yán)重威脅機(jī)械結(jié)構(gòu)的安全性，大大縮減零件的壽命。近年來(lái)，水潤(rùn)滑橡膠合金軸承在船舶軸承系統(tǒng)中的應(yīng)用廣泛，然而，水潤(rùn)滑橡膠合金軸承在低速、重載等工況下，會(huì)由于潤(rùn)滑不良大大降低工作性能。為了解決這一問(wèn)題，需要對(duì)軸承摩擦振動(dòng)特性進(jìn)行全面分析。

目前國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)于摩擦振動(dòng)主要集中在剎車制動(dòng)系統(tǒng)上[1-2]。文獻(xiàn)[3-5]提出了需對(duì)摩擦振動(dòng)全面深入研究以及摩擦振動(dòng)的重要性。文獻(xiàn)[6]提出法向力波動(dòng)和其引起的摩擦之間的時(shí)間延遲是一個(gè)激勵(lì)源，為摩擦系統(tǒng)啟動(dòng)或維持嘯叫的振動(dòng)提供能量。此外，在試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)，摩擦振動(dòng)可能只發(fā)生在一部分行程中，也可能存在于整個(gè)行程中，主要決定因素是法向作用力、相對(duì)速度等試驗(yàn)初始條件。文獻(xiàn)[7]采用ADAMS和ANSYS研究了在變載荷作用下，考慮軸系傾斜角的軸系摩擦學(xué)、動(dòng)力學(xué)、剛度和強(qiáng)度分析問(wèn)題。文獻(xiàn)[8]研究了水潤(rùn)滑徑向橡膠軸承產(chǎn)生自激摩擦振動(dòng)的原理，發(fā)現(xiàn)軸承在低轉(zhuǎn)速下，尤其是在機(jī)械啟停時(shí), 軸承處于干摩擦狀態(tài)，由于潤(rùn)滑不良，易產(chǎn)生自激摩擦振動(dòng)，當(dāng)轉(zhuǎn)速增大時(shí)，振動(dòng)與噪聲現(xiàn)象得到很好的控制。下文針對(duì)目前水潤(rùn)滑軸承系統(tǒng)在低速、重載工況下存在的性能問(wèn)題，利用ANSYS軟件建立水潤(rùn)滑橡膠合金軸承的有限元分析模型，探討軸系摩擦振動(dòng)特性的具體影響因素，并對(duì)水潤(rùn)滑橡膠軸系進(jìn)行靜力分析。

1 軸系摩擦振動(dòng)的產(chǎn)生機(jī)理

任何機(jī)械運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)都不可避免地產(chǎn)生摩擦，而接觸面的不良摩擦特性往往是造成機(jī)械振動(dòng)和噪聲的根源。摩擦振動(dòng)是各種內(nèi)、外因相互激勵(lì)作用的結(jié)果，其產(chǎn)生機(jī)理有：粘著-滑動(dòng)機(jī)理、摩擦力與速度負(fù)斜率機(jī)理、模態(tài)耦合機(jī)理、自鎖-滑移機(jī)理、熱點(diǎn)理論等[9-10]。其中，摩擦力與速度負(fù)斜率機(jī)理和模態(tài)耦合機(jī)理對(duì)于軸系摩擦振動(dòng)的產(chǎn)生解釋更為合理。

2 軸系摩擦振動(dòng)的有限元分析步驟

有限元法是現(xiàn)代工程數(shù)值分析中應(yīng)用廣泛的一種方法。用ANSYS解決振動(dòng)問(wèn)題一般包括模態(tài)分析和靜力學(xué)分析。

模態(tài)分析的一般步驟：

1)建立三維模型，定義單元類型和材料性質(zhì)等；

2)定義分析類型，添加約束，進(jìn)行分析；

3)后處理，擴(kuò)展模態(tài)，把結(jié)果寫入文件。

靜力學(xué)分析步驟與其主要區(qū)別在于：二者所定義的分析類型不同，因?yàn)橐玫降膮?shù)不同；靜力學(xué)分析不需要進(jìn)行擴(kuò)展模態(tài)，因?yàn)椴淮嬖谧x取振型的過(guò)程。

3 軸系摩擦振動(dòng)仿真

3.1 軸承的約束模態(tài)分析

建立軸承的幾何模型如圖1所示，基本參數(shù)見(jiàn)表1，材料屬性見(jiàn)表2。劃分單元網(wǎng)格，結(jié)合軸承的幾何模型，在保證計(jì)算精度的條件下，確定其單元類型為八節(jié)點(diǎn) Solid 185六面體單元，即Solid 8node185；添加約束，對(duì)銅套外表面進(jìn)行全約束，對(duì)x,y,z方向的平動(dòng)自由度進(jìn)行約束。

表1 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)

表2 軸承系統(tǒng)各組成部件的材料屬性

圖1 軸承的有限元模型

在ANSYS軟件中分別畫(huà)出銅軸套和帶有水槽的橡膠內(nèi)襯，但此時(shí)二者只是在幾何意義上處于接觸狀態(tài)，而實(shí)際軸承結(jié)構(gòu)中軸套和內(nèi)襯是粘結(jié)固定在一起的，所以需要對(duì)軸套和內(nèi)襯進(jìn)行布爾粘結(jié)操作，即boolean-glue-volumes。

軸承各階模態(tài)固有頻率值見(jiàn)表3。由表可知，軸承的最低固有頻率為89.699 Hz，因此只要軸承的振動(dòng)頻率不超過(guò)該值就不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。同時(shí)軸承的固有頻率值在第16階和第17階之間以及第24階和第25階之間都有突變現(xiàn)象。該現(xiàn)象與軸承結(jié)構(gòu)有關(guān)，為了更符合實(shí)際構(gòu)造，套筒和軸套分別采用橡膠和銅。

表3 軸承各階模態(tài)固有頻率值

1階、2階、16階、17階、24階、25階軸承模態(tài)的振型圖如圖2所示。

圖2 各階模態(tài)振型圖

從圖中可以看出，在第1階模態(tài)振型中，相對(duì)變形量為35.966 μm，變形量不大且分布比較均勻，變形主要集中在軸承兩端面處。第2階模態(tài)振型中，相對(duì)變形量為34.047 μm，變形主要發(fā)生在軸承兩端。在第16階模態(tài)振型中，變形量增大且分布不均，表現(xiàn)為間斷狀態(tài)，軸承兩端變形集中而中間部分只出現(xiàn)微小的形變。變形量的增加是由于從1階到16階模態(tài)，其固有頻率增加。在第17階模態(tài)下，固有頻率產(chǎn)生突變，因此變形分布發(fā)生明顯變化，從間斷分布變?yōu)?段分布，即在軸承的中部和其兩端面處都有較大的變形量，并且軸承中部的變形量最大。在第24階模態(tài)振型中，軸承的變形不再只分布于某一接觸面上，而是擴(kuò)散在不同的接觸面上，變形量仍是3段分布。第25階模態(tài)振型中，固有頻率再次突變，變形量增大且變形分布不均勻，變形量逐漸變?yōu)?段式分布。由此可知，固有頻率的增加會(huì)引起變形量增加，這是由于固有頻率逐漸接近共振頻率；其突變會(huì)引起變形量分布變化是由非線性振動(dòng)系統(tǒng)的跳躍現(xiàn)象特性所致。

3.2 軸系的非線性靜力學(xué)分析

軸系的非線性靜力學(xué)分析可以研究軸承在低速(0.2 m/s)、重載(3 000 N)工況下的應(yīng)力應(yīng)變狀況，檢驗(yàn)軸承系統(tǒng)的強(qiáng)度是否滿足要求，軸系的有限元模型如圖3所示，位移等值線如圖4所示。

圖3 軸系的有限元模型

由圖4可以看出，在偏載力3 000 N的作用下(載荷施加在軸短端外端面的一個(gè)節(jié)點(diǎn)上，方向沿x軸負(fù)方向)，軸系的位移從左端到右端逐漸減小，最大位移發(fā)生在軸的左端，軸承橡膠的位移量主要集中在與軸的接觸面上，且分布比較均勻。這與水潤(rùn)滑橡膠合金軸承系統(tǒng)的實(shí)際情況是一致的。

圖4 位移等值線圖

4 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)水潤(rùn)滑橡膠合金軸承系統(tǒng)在低速、重載工況下極易產(chǎn)生振動(dòng)噪聲現(xiàn)象，利用ANSYS建立了分析模型，探討了軸系摩擦振動(dòng)特性的具體影響因素，獲得了軸承的固有頻率和振型變化規(guī)律；對(duì)軸系進(jìn)行了非線性靜力分析，為研究其應(yīng)力應(yīng)變特性提供了基礎(chǔ)，為軸承系統(tǒng)的設(shè)計(jì)優(yōu)化提供了有效信息，具有重要的工程意義。