黃家寧， 韓江桂

（海軍工程大學(xué)動(dòng)力工程學(xué)院，武漢430033）

0 引言

推力滑動(dòng)軸承在船舶推進(jìn)軸系中應(yīng)用十分廣泛，是軸系的關(guān)鍵設(shè)備，承載著船舶前進(jìn)和倒退全部軸系動(dòng)力的傳輸。目前國(guó)內(nèi)外對(duì)于這部分的研究集中于大型水輪發(fā)電機(jī)組[1]、汽輪發(fā)電機(jī)組軸系系統(tǒng)，對(duì)艦船推力滑動(dòng)軸承應(yīng)用很少。因此有必要研究推力滑動(dòng)軸承在不同工況下，其工作狀態(tài)及運(yùn)行參數(shù)的變化規(guī)律，進(jìn)而掌握其故障發(fā)生機(jī)理[2]。

本文以艦船中最常用的米歇爾型推力滑動(dòng)軸承為研究對(duì)象，深入分析推力軸承在不同工況下，其油膜壓力、溫度、油膜厚度的變化規(guī)律[3-5]。以小型推力軸承為例進(jìn)行仿真分析，并建立該軸承的試驗(yàn)平臺(tái)展開(kāi)。

圖1 可傾瓦推力軸承瓦塊示意圖和數(shù)學(xué)模型坐標(biāo)系

1 可傾瓦推力滑動(dòng)軸承數(shù)學(xué)模型

目前艦船推進(jìn)系統(tǒng)使用的可傾瓦推力滑動(dòng)軸承可分為米歇爾型和金斯伯雷型。由于米歇爾型推力滑動(dòng)軸承本身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，使得其更容易出現(xiàn)故障[6]，故選取米歇爾型推力滑動(dòng)軸承為研究對(duì)象，圖1為米歇爾型可傾瓦推力軸承的瓦塊示意圖以及數(shù)學(xué)模型的坐標(biāo)系。

在柱坐標(biāo)系下的雷諾方程[7]為

邊界條件為:ρ|Σ=0。

式中：p為油膜壓力；h為油膜厚度；ω為推力盤(pán)角速度；η為潤(rùn)滑油的動(dòng)力黏度；ρ為潤(rùn)滑油的密度；r、θ為求解域?qū)?yīng)的徑向、周向坐標(biāo)；Σ表示油膜邊界。

二維絕熱能量方程為

式中：Cp為潤(rùn)滑油的比熱容；T為油膜溫度。

邊界條件為：

采用差分法求解，定義無(wú)量綱化參數(shù)：

得到無(wú)量綱雷諾方程[12]：

計(jì)算是把解域沿半徑r方向劃分m個(gè)網(wǎng)格，沿圓周方向劃分n個(gè)網(wǎng)格，則任意一點(diǎn)的變量值P，可以用周圍的節(jié)點(diǎn)來(lái)表示。通過(guò)離散化，由差分代替偏導(dǎo)，可以得到求解域內(nèi)任意節(jié)點(diǎn)的壓力Pi,j與相鄰的點(diǎn)之間的關(guān)系。潤(rùn)滑油從入口流入，溫度隨流動(dòng)逐漸變化，采用一階迎風(fēng)格式的差分法[13-14]。求解的方向與潤(rùn)滑油的流動(dòng)方向保持一致，即：

計(jì)算流程如圖2所示，反復(fù)迭代求解，直到滿足一定的收斂條件。各自收斂條件如下：

按照?qǐng)D2的流程利用Matlab軟件編寫(xiě)程序，求出其油膜的壓力場(chǎng)、溫度場(chǎng)以及油膜的厚度分布[8-10]等衡量推力滑動(dòng)軸承性能[11]的參數(shù)。

2 試驗(yàn)驗(yàn)證與結(jié)果分析

2.1 試驗(yàn)平臺(tái)的設(shè)計(jì)

圖2 計(jì)算流程

試驗(yàn)臺(tái)由試驗(yàn)臺(tái)機(jī)械本體和在線監(jiān)測(cè)系統(tǒng)兩部分組成，試驗(yàn)臺(tái)實(shí)物如圖3所示，在線監(jiān)測(cè)系統(tǒng)原理如圖4所示。

試驗(yàn)臺(tái)工作原理為：變頻電動(dòng)機(jī)通過(guò)彈性聯(lián)軸器，驅(qū)動(dòng)推力軸承；軸向推力通過(guò)與液壓缸相連的推力軸承艉端法蘭，傳遞到推力盤(pán)上；軸向推力由力傳感器反饋回控制系統(tǒng)，通過(guò)上位機(jī)來(lái)控制軸向力的大小。

對(duì)于試驗(yàn)需要測(cè)量一些參數(shù)，其中油膜厚度的測(cè)量是難點(diǎn)[15-16]。由于不考慮瓦塊的變形，油膜分布應(yīng)呈平面狀，根據(jù)3點(diǎn)確定一個(gè)平面的原理，確定電渦流傳感器的數(shù)目為3個(gè)。電渦流傳感器的布置如圖5所示。1號(hào)傳感器布置在進(jìn)油邊附近，傳感器中心位于平均半徑處，2號(hào)、3號(hào)傳感器布置在瓦塊的周向中心上，且沿瓦塊平均半徑對(duì)稱布置。這樣可根據(jù)三點(diǎn)的實(shí)際測(cè)量值，推算出整個(gè)瓦塊的傾斜狀態(tài)和瓦面上任意一點(diǎn)與推力盤(pán)之間的距離。

圖3 推力滑動(dòng)軸承試驗(yàn)平臺(tái)實(shí)物圖

圖4 監(jiān)測(cè)系統(tǒng)原理圖

圖5 電渦流傳感器的測(cè)點(diǎn)布置圖

圖6 PT100的測(cè)點(diǎn)布置圖

根據(jù)理論計(jì)算溫度場(chǎng)，其結(jié)果顯示油膜溫度[17]的最大值靠近外徑處、出油邊，而進(jìn)油邊的溫度變化率較小。因此溫度傳感器測(cè)點(diǎn)在出油邊應(yīng)該密集一些，同時(shí)應(yīng)考察潤(rùn)滑參數(shù)沿徑向和周向的變化趨勢(shì)。因此測(cè)點(diǎn)的布置如圖6所示。各測(cè)點(diǎn)位置分別占瓦長(zhǎng)（以進(jìn)油邊為起點(diǎn)）和瓦寬方向長(zhǎng)度（以內(nèi)徑為起點(diǎn)）的百分比標(biāo)示如圖，測(cè)點(diǎn)5的位置位于瓦長(zhǎng)、瓦寬方向的75%、75%。這樣布置不僅避開(kāi)了支點(diǎn)的影響，并且在后期進(jìn)行數(shù)據(jù)處理時(shí)，能更精確地得到此區(qū)域油膜溫度的分布情況。

根據(jù)理論計(jì)算結(jié)果，壓力的最大值出現(xiàn)在瓦塊的支點(diǎn)附近。壓力測(cè)點(diǎn)的布置應(yīng)該圍繞支點(diǎn)位置來(lái)布置，因此壓力傳感器測(cè)點(diǎn)布置如圖7所示。

圖7 壓力傳感器的測(cè)點(diǎn)布置圖

由可傾瓦推力軸承的工作特點(diǎn)，固定在瓦體上的傳感器會(huì)隨著瓦塊運(yùn)動(dòng)，故對(duì)傳感器的安裝提出了更高的要求，同時(shí)由于傳感器幾乎貫穿瓦體，安裝時(shí)應(yīng)著重考慮密封性能，防止壓力油從傳感器安裝間隙中流失，對(duì)潤(rùn)滑性能造成影響。因而總的原則是：傳感器必須安裝牢固，與軸瓦配合的地方不應(yīng)有泄漏，不得產(chǎn)生相對(duì)位移。

2.2 試驗(yàn)操作流程

圖8 實(shí)驗(yàn)流程

設(shè)定試驗(yàn)工況為穩(wěn)態(tài)工況，即當(dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到預(yù)定值，加載力達(dá)到預(yù)定載荷時(shí)，測(cè)量潤(rùn)滑性能參數(shù)。觀察控制界面中潤(rùn)滑性能參數(shù)的變化趨勢(shì)，當(dāng)測(cè)量的潤(rùn)滑參數(shù)值3 min內(nèi)不再變化時(shí)，即認(rèn)為試驗(yàn)軸承達(dá)到該工況下的穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)，即可保存試驗(yàn)數(shù)據(jù)，工況分為變轉(zhuǎn)速和變載荷兩種工況。整個(gè)實(shí)驗(yàn)流程如圖8所示。

2.3 載荷對(duì)潤(rùn)滑性能的分析

變載荷工況，設(shè)定轉(zhuǎn)速為300 r/min，供油溫度為33℃，載荷為6、8、10、12 kN時(shí),Pmax、Hmin、Tmax隨載荷變化關(guān)系如圖9所示。

圖9 載荷對(duì)油膜壓力、溫度、油膜厚度的關(guān)系

由圖9（a）可知，雖然實(shí)測(cè)值略小于理論值，但都表明了Pmax隨載荷的增加幾乎呈線性增加的趨勢(shì)，總的變化趨勢(shì)一致；由圖9（b）可知，隨著載荷增大，Hmin呈減少的趨勢(shì)，雖然Hmin減小，但油膜承壓能提高，并與不斷增加的外載荷平衡；由圖9（c）可知，隨載荷的上升，Tmax總體趨勢(shì)是逐漸升高的。這是因?yàn)檩d荷增加，膜厚減小，瓦塊與推力盤(pán)之間的距離減小，油膜層與層之間的摩擦加劇，黏性耗散增加，且熱量通過(guò)對(duì)流散發(fā)出去的機(jī)率減小[18]。

2.4 轉(zhuǎn)速對(duì)潤(rùn)滑性能的分析

變轉(zhuǎn)速工況：設(shè)定載荷為6 kN，供油溫度為33℃，轉(zhuǎn)速分別為100 r/min、200 r/min、300 r/min、400 r/min；同樣得到三個(gè)參數(shù)隨轉(zhuǎn)速變化關(guān)系圖，如圖10所示。

圖10 轉(zhuǎn)速對(duì)油膜壓力、溫度、油膜厚度的關(guān)系

從圖10（a）可知，轉(zhuǎn)速對(duì)Pmax的影響不大，不同轉(zhuǎn)速下，瓦塊的傾角并不相同，由于瓦塊圍繞支點(diǎn)的力矩是平衡的，Pmax和壓力分布會(huì)有變化，但總是圍繞固定值上下波動(dòng)；從圖10（b）中可知，試驗(yàn)數(shù)據(jù)與理論計(jì)算值都表明了隨轉(zhuǎn)速增加，Hmin也增加，同時(shí)承載能力也提高了；從圖10（c）中可知，轉(zhuǎn)速提高，Tmax上升逐漸升高。由理論分析可知，這是由于潤(rùn)滑油的剪應(yīng)變率增加，黏滯耗散增加。

3 結(jié)論

將理論數(shù)值計(jì)算與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，可以得到以下結(jié)論：

1）從試驗(yàn)數(shù)據(jù)來(lái)看，實(shí)測(cè)溫度比理論值稍低，這是由于軸承在運(yùn)行過(guò)程中不斷產(chǎn)生熱量，將對(duì)Tmax產(chǎn)生影響，同時(shí)試驗(yàn)平臺(tái)系統(tǒng)誤差影響這也會(huì)對(duì)油膜的溫度產(chǎn)生影響。但總的來(lái)說(shuō)，理論值與實(shí)測(cè)值隨速度、載荷變化的趨勢(shì)一致；與此同時(shí)出現(xiàn)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)Hmin值稍高于理論計(jì)算值，主要是由于支點(diǎn)位置變化對(duì)安裝精度的影響，以及測(cè)量誤差的原因，但實(shí)測(cè)值與理論值變化趨勢(shì)一致，表明測(cè)量數(shù)據(jù)較為準(zhǔn)確。

2） 試驗(yàn)測(cè)得的三個(gè)重要性能參數(shù)Tmax、Pmax、Hmin隨轉(zhuǎn)速、載荷的變化規(guī)律與理論計(jì)算值基本吻合。隨著轉(zhuǎn)速增加，承載能力增強(qiáng)，Hmin也增加，但油液的剪應(yīng)變率增加，黏滯耗散增加，溫度勢(shì)必上升；隨著載荷增加，Pmax幾乎呈線性增加的趨勢(shì)，Hmin減小，膜厚減小，承載能力提高。

3）試驗(yàn)臺(tái)實(shí)測(cè)值驗(yàn)證了理論模型的正確性，為進(jìn)一步故障分析提供理論基礎(chǔ)。