徐 勇，周瑞平，胡云飛

(武漢理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，湖北 武漢 430063)

某系列船在首次塢修過(guò)程中，發(fā)現(xiàn)艉軸架賽龍軸承出現(xiàn)非正常磨損[1]；為保證船舶航行安全和軸系正常運(yùn)轉(zhuǎn)，在塢修時(shí)更換艉軸賽龍軸承。

軸系因螺旋槳懸臂作用易產(chǎn)生過(guò)大彎曲變形，使軸承產(chǎn)生“邊緣效應(yīng)”，局部壓力過(guò)高，實(shí)際接觸長(zhǎng)度較設(shè)計(jì)長(zhǎng)度短，接觸面積小。關(guān)于水潤(rùn)滑軸承承載能力研究及軸承磨損機(jī)理，國(guó)內(nèi)外學(xué)者做了大量的探索性工作[2-8]。荀振宇[9]等采用有限元方法研究了艉軸承彈性模量、軸承間隙和材料厚度對(duì)軸承載荷分布的影響；張少凱[10]等通過(guò)采用改變軸承斜度方法以改善軸承壓力分布；車凱凱[11]等用數(shù)值仿真方法探討了接觸力、轉(zhuǎn)速、軸承傾斜等因素對(duì)軸系響應(yīng)特性影響；Xiuli Zhang[12]提出了用于選取剛性襯套水潤(rùn)滑軸承徑向間隙和長(zhǎng)度的合理方法；而關(guān)于軸承斜度及長(zhǎng)度共同作用對(duì)降低軸承比壓、改善軸承載荷分布的機(jī)理研究較少，且大多未考慮軸承與襯套間的相互影響。為解決賽龍軸承異常磨損問(wèn)題，以艉軸架軸承及軸承襯套等為研究對(duì)象，建立線性與實(shí)體耦合的有限元混合模型，研究軸承襯套載荷分布的影響因素，優(yōu)化艉軸承使用性能，提高承載能力，延長(zhǎng)使用壽命。

1 有限元分析

該船艉軸架的局部結(jié)構(gòu)主要包含艉軸、艉軸架中間襯套、艉軸架軸承襯套、艉軸支架、導(dǎo)流罩、賽龍軸承、軸承擋環(huán)等，如圖1所示。在軸承襯套外圓沿長(zhǎng)度方向包含6個(gè)部分，其中3個(gè)部分含臺(tái)階，起承載作用，另外3個(gè)部分進(jìn)行凹陷處理，其略低于外圓2 mm。初始設(shè)計(jì)中，賽龍軸承處于圖1中①～③承載區(qū)內(nèi)。

圖1 艉軸架軸承及銅套原始設(shè)計(jì)方案

1.1 計(jì)算模型

在大型通用有限元分析軟件中，傳統(tǒng)建模方式主要分為梁?jiǎn)卧：蛯?shí)體單元建模，兩者均可對(duì)組合構(gòu)件進(jìn)行準(zhǔn)確地模擬。前者具有較高的求解效率和建模速度，收斂性較好，但無(wú)法保證計(jì)算精度。后者對(duì)復(fù)雜模型求解速度極慢，計(jì)算所耗資源大，易出現(xiàn)由于局部應(yīng)力集中造成整體平衡迭代不收斂，導(dǎo)致無(wú)法獲得計(jì)算結(jié)果。為減少計(jì)算所需時(shí)間與資源，選取“局部細(xì)分，整體粗化”的建模方法。艉軸架局部采用三維實(shí)體模型，其余軸系均采用線型模型，并將線性模型與實(shí)體模型耦合。

根據(jù)艉軸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)特點(diǎn)，為確保理論模型與實(shí)際情況契合，建立艉軸、艉軸賽龍軸承、軸承襯套及中間襯套等局部結(jié)構(gòu)的實(shí)體模型，并定義艉軸、賽龍軸承、艉軸架軸承襯套、艉軸架中間襯套等4個(gè)部件兩兩接觸，形成3對(duì)接觸單元。在模型坐標(biāo)系中，定義X軸正向?yàn)樗阶笙戏较?，Y軸正向?yàn)榇怪毕蛏戏较颍琙軸正向?yàn)榇追较颉?/p>

1.2 邊界條件

經(jīng)艉軸受力分析后，對(duì)模型施加約束。艉軸兩端面分別與兩軸段相連，相連部位約束軸向扭轉(zhuǎn)自由度；賽龍軸承內(nèi)表面與艉軸接觸，外表面與軸承襯套接觸，僅在首端面位置約束軸向位移自由度；軸承襯套內(nèi)表面與賽龍軸承相接觸，外表面3個(gè)承載區(qū)與中間襯套相接觸，僅在首端面位置約束軸向位移自由度；中間襯套內(nèi)表面與軸承襯套相接觸，在外表面下半部區(qū)域完全約束，其余自由度均無(wú)約束。螺旋槳等效為132 kN的垂向作用力，各個(gè)軸承限制垂向、軸向與橫向的位移自由度，保持旋轉(zhuǎn)自由度。

1.3 計(jì)算結(jié)果

由有限元計(jì)算結(jié)果可知，1 000.0 mm、1 500.0 mm及1 700.0 mm 3種不同長(zhǎng)度的軸承在同一工況下，艉軸、賽龍軸承、軸承襯套及中間襯套應(yīng)力分布一致，最大應(yīng)力分別為178.0 MPa、44.9 MPa、54.6 MPa、46.8 MPa，且在軸承尾部均有明顯的應(yīng)力集中，即“邊緣效應(yīng)”。不同軸承長(zhǎng)度下賽龍軸承載荷分布情況十分接近，說(shuō)明軸承直接加長(zhǎng)對(duì)賽龍軸承應(yīng)力分布無(wú)明顯影響。

2 軸承載荷分布影響因素分析

艉軸與賽龍軸承實(shí)際接觸面積過(guò)小，易使船舶航行中軸承局部載荷過(guò)大導(dǎo)致磨損嚴(yán)重，故對(duì)賽龍軸承進(jìn)行傾斜或采用斜鏜孔處理以增加有效接觸面積，降低軸承比壓。

通過(guò)改變軸承中心線尾端面垂向距離△h以表征斜度大小，分析不同斜度、不同軸承長(zhǎng)度對(duì)艉軸承載荷分布影響。

計(jì)算結(jié)果如圖2所示，其中圖(a)、圖(b)、圖(c)為同一軸承長(zhǎng)度(1 000.0 mm)條件下不同軸承斜度的對(duì)比，圖(a)及圖(d)、圖(b)及圖(e)、圖(c)及圖(f)分別為同一斜度不同軸承長(zhǎng)度的對(duì)比。比較圖2可知，一定條件下，軸承斜度及長(zhǎng)度對(duì)艉軸架軸承載荷分布影響十分顯著。

2.1 軸承斜度

當(dāng)軸承長(zhǎng)度一定(1 000.0 mm)時(shí)，與無(wú)傾斜條件下軸承載荷分布情況相比，軸承低斜度(3.0 mm/1 000.0 mm)對(duì)軸承尾部局部峰值壓力及接觸面積均無(wú)明顯影響?！鱤增大，尾部最大垂向力減小14%，作用點(diǎn)位置固定不變，接觸載荷在軸向的分布范圍增加一倍。當(dāng)斜度為5.0 mm/1 000.0 mm時(shí)，首部峰值壓力及受力面積均遠(yuǎn)小于尾部，增加斜度至7.0 mm/1 000.0 mm，首尾峰值壓力差明顯減小，受力面積增大50%，表明斜度越大，軸承尾部所受承載力越小，首部承載作用越明顯，“邊緣效應(yīng)”削弱，有利于增加軸承的使用壽命。

2.2 軸承長(zhǎng)度

當(dāng)軸承無(wú)傾斜及低斜度(3.0 mm/1 000.0 mm)時(shí)，軸承加長(zhǎng)至1 500.0 mm，軸承載荷分布情況無(wú)變化。因?yàn)樾倍冗^(guò)小，或首部部分軸承落在非承載區(qū)，軸承處于“脫空”狀態(tài)，因此對(duì)軸承載荷分布影響不明顯。當(dāng)斜度為5.0 mm/1 000.0 mm時(shí)，

軸承加長(zhǎng)至1 700.0 mm后，首部峰值壓力減小65%，艉軸與賽龍軸承接觸面積增加70%；當(dāng)斜度為7.0 mm/1 000.0 mm時(shí)，軸承加長(zhǎng)至1 700.0 mm后，艉軸與賽龍軸承接觸面積增加70%,首部峰值壓力減小59%。結(jié)果表明，一定條件下，當(dāng)軸承斜度相同時(shí)，軸承加長(zhǎng)可增大艉軸與賽龍軸承的接觸面積，大幅度減小首部最大垂向力，但對(duì)尾部載荷分布影響不明顯。

2.3 等效支點(diǎn)

根據(jù)軸系校中要求，對(duì)于白合金軸承襯、鐵梨木軸承襯和橡膠軸承襯，艉軸承等效支點(diǎn)分別取距軸承襯后端面的距離(1/7～1/3)L、(1/4～1/3)L和(1/3～1/2)L范圍內(nèi)，L為軸承襯的長(zhǎng)度；其它軸承的支點(diǎn)位置，均取沿軸承襯長(zhǎng)度的中點(diǎn)?；谟邢拊治鼋Y(jié)果，不考慮軸承傾斜時(shí)，各個(gè)軸承長(zhǎng)度下總垂向力約為221.49 kN，等效支點(diǎn)位于145.0 mm位置?？紤]軸承傾斜時(shí)，在軸承長(zhǎng)度一定條件下，賽龍軸承總垂向作用力Fy略微增加，等效支點(diǎn)不斷向首端移動(dòng)(其距離為L(zhǎng)z)。當(dāng)軸承斜度保持不變時(shí)，增加軸承長(zhǎng)度使首部承載力大幅度減小，首部承受載荷占整個(gè)軸承載荷權(quán)重比減小，因此等效支點(diǎn)反向朝尾端移動(dòng)，如表1所示。

表1 賽龍軸承總垂向力分析表

3 軸承襯套影響

艉軸承“邊緣效應(yīng)”不僅使軸承局部載荷過(guò)高，潤(rùn)滑不良，振動(dòng)增加，同時(shí)也加劇了軸承與軸承襯套之間的摩擦，導(dǎo)致軸承襯套出現(xiàn)嚴(yán)重磨損，使軸承間隙實(shí)際值與設(shè)計(jì)值之間有較大偏差，影響校中精度。為研究軸承傾斜以及軸承與襯套加長(zhǎng)對(duì)軸承襯套載荷分布影響，以賽龍軸承與軸承襯套接觸對(duì)為研究對(duì)象，分析影響因素對(duì)改善軸承襯套磨損狀況的變化趨勢(shì)。

依據(jù)有限元計(jì)算結(jié)果可知，軸承襯套與軸承載荷分布的變化趨勢(shì)保持一致。軸承無(wú)傾斜(△h=0 mm)時(shí)，軸承加長(zhǎng)無(wú)影響，尾部最大垂向力高達(dá)1 610 N，軸向接觸長(zhǎng)度為480.0 mm；軸承長(zhǎng)度為1 000.0 mm時(shí)，軸承低斜度(△h=3.0 mm)對(duì)襯套局部峰值壓力及接觸面積均無(wú)明顯影響；而增大斜度(△h=7.0 mm)后，尾部局部峰值壓力顯著降低至1 200 N，部分壓力轉(zhuǎn)移至首部，有利于改善因載荷過(guò)大引起襯套磨損的不良狀況。保持斜度為3.0 mm/1 000.0 mm，將軸承加長(zhǎng)至1 500.0 mm，軸承襯套的載荷分布情況不變；而斜度增至7.0 mm/1 000.0 mm時(shí)，將軸承加長(zhǎng)至1 700.0 mm，軸承與襯套接觸面積增加一倍，首部峰值壓力降低一半，磨損量大幅度減少。

4 結(jié)束語(yǔ)

1)針對(duì)艉軸承出現(xiàn)嚴(yán)重異常磨損問(wèn)題，基于有限元方法對(duì)艉軸承及軸承襯套進(jìn)行接觸分析計(jì)算，可良好地模擬艉軸承及襯套在不同斜度不同長(zhǎng)度下載荷分布情況，為校中計(jì)算中軸承等效支點(diǎn)選取與改善磨損狀況提供可靠的理論依據(jù)。

2)軸承磨損大多因軸承比壓及支點(diǎn)處的轉(zhuǎn)角超過(guò)規(guī)范許用最大值引起，可采用軸承傾斜進(jìn)行處理，削弱“邊緣效應(yīng)”。其斜度應(yīng)以艉軸彎曲程度為依據(jù)進(jìn)行合理選取，斜度過(guò)小則無(wú)明顯影響，斜度過(guò)大則可能使艉軸承出現(xiàn)局部脫空，甚至造成其他軸承出現(xiàn)負(fù)負(fù)荷等不利影響。

3)合理選取軸承斜度后，軸承加長(zhǎng)有利于進(jìn)一步增加軸承實(shí)際接觸的有效面積，大幅度減小艉軸承局部峰值壓力,軸承比壓明顯降低，軸承及襯套的磨損狀況改善效果顯著，對(duì)提高軸承承載能力及延長(zhǎng)使用壽命有重要影響。