張新寶，吳 飛，董廣坤，聶博強

（華中科技大學，湖北武漢 430074）

0 引言

目前，我國船舶推進軸系的軸承布置普遍是沿旋轉(zhuǎn)軸系的設(shè)計基準直線布置，且軸承中心軸線與旋轉(zhuǎn)軸系的設(shè)計基準直線基本同軸，即推進軸系的軸承對推進軸系的基準直線的徑向偏移量和軸承軸線與基準直線的夾角盡量小，理論上為0。而對于一些中長軸型船舶推進軸系也有采用沿曲線軸線控制其軸承，但該曲線受制于附加條件：推進軸系的艉管后軸承支撐點處截面轉(zhuǎn)角一般應(yīng)不超過3.5×10-4rad，且推進軸系安裝時考慮推進軸系的撓度要盡量小。當靠近螺旋槳的軸承支點處軸截面轉(zhuǎn)角超過3.5×10-4rad時，需要采取斜鏜孔技術(shù)處理[1]。

對于軸承來說，其工作部位是軸承孔和軸頸，軸承孔是軸承的支撐部位，軸頸是被軸承支撐的軸上部位，軸承中心軸線也就是軸承孔中心軸線。軸承中心軸線與相配合的軸之間由于撓度的存在會有相對的夾角，軸轉(zhuǎn)動時軸承孔與軸的接觸就不均勻，造成軸承孔與軸接觸處應(yīng)力或壓強不均勻，使得軸承沿軸向的不同位置的磨損量不一樣，形成軸承的偏磨。現(xiàn)有的推進軸系合理校中的設(shè)計和工藝技術(shù)不能很好地解決軸承偏磨的問題，特別是艉軸后軸承自身的偏磨問題。本文提出一種順應(yīng)軸系撓度曲線的軸承孔系布置的合理校中方法，可以有效解決軸承磨損問題，特別是艉軸后軸承自身的偏磨問題。

1 方法介紹

順應(yīng)軸系撓度曲線的軸承孔系布置方法是通過順應(yīng)軸系靜態(tài)撓度曲線，使軸承安裝角度與軸系軸線之間的夾角基本為零，從而使得軸承孔與相配的軸之間的接觸比較均勻，軸承沿周向同一位置、軸向的不同位置所受應(yīng)力或壓強基本一致，以解決船舶推進軸系軸承自身的偏磨問題。

2 實施方法

根據(jù)軸系模型設(shè)計，軸承是布置在軸系靜態(tài)撓度曲線上的，準確地說是軸承孔的形心布置在軸系撓度曲線上。傳統(tǒng)的軸承安裝是軸承孔中心軸線沿軸系的基準直線安裝，在軸承孔形心處軸承孔中心軸線與設(shè)計的軸系靜態(tài)撓度曲線之間存在夾角 θ，此時θ大小等于軸承孔形心處靜態(tài)撓度曲線轉(zhuǎn)角。

順應(yīng)軸系撓度曲線的軸承孔系布置方法是當軸承孔形心處的中心軸線與設(shè)計的軸系靜態(tài)撓度曲線之間的夾角θ的當量誤差dt大于軸系同心度公差φt的閾值或軸承單邊間隙差值的允許最大值gap的閾值時，則軸承按順應(yīng)軸承孔形心處軸系靜態(tài)撓度曲線的轉(zhuǎn)角安裝，即減小夾角θ值趨近于0。

當軸承孔形心處的中心軸線與軸系撓度曲線之間存在夾角θ的當量誤差dt小于等于軸系同心度公差φt的閾值或軸承單邊間隙差值的允許最大值gap的閾值時，則軸承不需要改變轉(zhuǎn)角，仍沿軸系的基準直線安裝。

上述軸承孔形心處的中心軸線與設(shè)計的軸系靜態(tài)撓度曲線之間的夾角θ的當量誤差dt=L·θ，其中L為軸系的軸承的長度，θ為軸承中心軸線與軸承形心處軸系撓度曲線的夾角。軸承單邊間隙差值的允許最大值gap是指周向同一位置、軸向不同位置的單邊最大間隙減去單邊最小間隙的差值的最大允許值。

3 實例說明

圖1為縮小的推進軸系簡化后得到的軸系模型示意圖。圖2為實驗室軸系試驗臺架，是從圖1中取出的單獨艉軸三支撐等軸徑模型。臺架采用仿漿盤代替螺旋槳，支撐軸承為靜壓軸承，軸為等軸徑光軸，精度要求軸徑母線直線度允差0.050mm，驅(qū)動電機為YASKAWA伺服電機，型號為SGMJV-08ADE6S。

圖3為圖2實驗室軸系試驗臺架簡化的放置在剛性鉸支上的連續(xù)梁模型。梁的長度自仿漿圓盤軸末端面始，至電機輸出端端面止；梁上作用著均布載荷和集中載荷，其中將軸自重均作為均布載荷處理，作用在軸系上的載荷，如仿槳圓盤、聯(lián)軸器按集中載荷計算，其作用點為各中剖面與軸線交點，軸承支反力也按集中載荷計算；梁的仿漿盤端和推進電機端作為自由端計算。圖3中，軸徑D為40mm，仿槳圓盤的重量Pg為100kg，主體軸總長3.5237m，其中槳的重心到艉軸后軸承 1的中點的距離為0.318m，連接螺旋槳的軸端到艉軸后軸承1的距離L0=0.320m，艉軸后軸承1與艉軸前軸承2之間的軸長L1=1.180m，艉軸前軸承與中間軸承3之間的軸長L2=1.0237m，軸前端段軸長L3=1m，聯(lián)軸器質(zhì)量Pp=1kg，質(zhì)心距中間軸承3的距離L3p=0.9789m，推進電機及其軸長、彈性聯(lián)軸節(jié)長另計。軸系用三個獨立式的軸承支撐，艉軸后軸承1可調(diào)，艉軸前軸承2和中間軸承3的軸線連線沿水平方向。

圖1 軸系示意圖

圖2 實驗室軸系試驗臺架

圖3 實驗臺架的簡化模型

3.1 直線校中結(jié)果

針對上述軸系模型分別運用三彎矩法[2-4]和傳遞矩陣法[5,6]進行軸系直線校中，結(jié)果如表1所示。

表1 直線校中結(jié)果

3.2 合理校中結(jié)果

根據(jù)軸承負荷比優(yōu)化[7]進行軸系合理校中計算，將艉軸前軸承變位下沉10mm，則三彎矩法獲得軸承負荷比β1=fs2/fs1=6.7152；傳遞矩陣法獲得軸承負荷比 β2=ft2/ft1=6.7152，其中 fs1、fs2和 ft1、ft2分別為三彎矩法和傳遞矩陣法計算的艉軸后和艉軸前軸承支反力。結(jié)果如表2。

表2 合理校中結(jié)果

3.3 數(shù)據(jù)分析

軸系進行合理校中后，各軸承支撐點處截面轉(zhuǎn)角均超過3.5×10-4rad，按要求艉管后軸承應(yīng)采取斜鏜孔處理，不同類型的船舶規(guī)定的艉軸承斜鏜值不相同，通常在0.3mm/m～0.4mm/m之間[8]。

一般來說，軸承單邊間隙差值的允許最大值gap約為軸承直徑的0.05%，gap閾值比取值為60%，軸承長度L為88mm。據(jù)上表2數(shù)據(jù)計算，軸承1的夾角θ為1.4690×10-2rad，超過3.5×10-4rad，采取斜鏜孔處理，斜鏜孔取值0.4mm/m，則其當量誤差dt1=88mm×(1.4690×10-2rad-0.4mm/m)=1.2575mm，軸承2的當量誤差dt2=88mm×3.0475×10-3rad=0.2682mm，軸承3的當量誤差dt3=88mm×2.0155×10-3rad=0.1774mm，軸承單邊間隙差值的允許最大值gap的閾值σ=40mm×0.05%×60%=0.012mm，所有軸承的當量誤差均超差，都應(yīng)該按順應(yīng)軸承孔形心處軸系靜態(tài)撓度曲線的轉(zhuǎn)角安裝。

3.4 軸系簡化試驗臺架調(diào)試

實驗室軸系試驗臺架調(diào)試時先將各軸承按直線安裝，撓度在同一高度值，未加漿盤，軸桿運轉(zhuǎn)自如；加入漿盤后，手動無法盤車，軸系無法運轉(zhuǎn)。

按合理校中要求，將艉軸前軸承變位下沉10mm，仍無法手動盤車。

再按順應(yīng)軸承孔形心處軸系靜態(tài)撓度曲線的轉(zhuǎn)角調(diào)整各軸承轉(zhuǎn)角，調(diào)整完后，軸系能進行手動盤車，通電后電機能帶動軸系穩(wěn)定運行。

簡單測量遠端軸系截面在垂直方向的跳動，測量截面距后軸承中心距離約17.5cm，測量結(jié)果為：Tmax=8.0×10-2mm；Tmin=-4.4×10-2mm；T=|Tmax-Tmin|=0.124mm。軸系跳動量相對于軸承變位下沉比例為1.24%。

4 結(jié)束語

1）按照順應(yīng)軸系靜態(tài)撓度曲線的布置軸承孔系的方法進行合理校中處理的實驗室軸系試驗臺架能穩(wěn)定運行，從而證明了該方法的可行性；

2）該方法使軸承孔與相配的軸之間的接觸比較均勻，軸承沿周向同一位置軸向的不同位置所受應(yīng)力或壓強基本一致，有利于解決船舶推進軸系軸承自身的偏磨問題。

[1]國防科學技術(shù)工業(yè)委員會.CB/Z338 2005, 船舶推進軸系校中[S].北京: 中國標準出版社, 2005.

[2]周瑞平, 姚世衛(wèi), 張昇平, 等.三彎矩方程的理論研究及在軸系校中中的應(yīng)用[J].武漢理工大學學報,2005, 27(5): 76-79.

[3]周瑞平, 張昇平, 楊建國.三彎矩方程的改進及在船舶軸系動態(tài)校中的應(yīng)用[J].船舶工程, 2003, 25(1):40-43.

[4]張昇平, 周瑞平, 顏世文.三彎矩方程的改進及船舶軸系校中軟件研究[J].造船技術(shù), 2003(2): 35-38.

[5]魏海軍.傳遞矩陣法在軸系校中計算中的應(yīng)用[J].中國修船, 1998(6): 14-16.

[6]魏海軍, 滿一新, 童晨濤.船舶軸系校中傳遞矩陣法及軟件實現(xiàn)[J].大連海事大學學報, 1997, 23(3):46-50.

[7]張新寶, 耿寶龍, 楊一帆.推進軸系合理校中的軸承負荷比優(yōu)化及軸線設(shè)計[J].華中科技大學學報, 2013,41(1): 93-96.

[8]江志斌, 孔慶衛(wèi).船舶軸系的合理校中與艉軸承套斜鏜孔[J].遼寧造船, 2008(2): 38-41.