胡勇，董海防，梅國柱，李光明

(武漢第二船舶設計研究所，武漢 430000)

近50年來，隨著近海油田勘探開發(fā)和海上運輸業(yè)的發(fā)展，為了適應深海惡劣的環(huán)境條件，單點系泊的技術(shù)日新月異，據(jù)統(tǒng)計全球共有200多艘不同功能和類型的浮式生產(chǎn)儲油和卸油裝置(FPSO)[1]。

以海洋核動力平臺示范工程項目為依托，擬在渤海建造國內(nèi)第1座自主研發(fā)的塔架式軟鋼臂單點系泊，主要實現(xiàn)電力、淡水的輸送功能。塔架式單點系統(tǒng)主要包括固定導管架、旋轉(zhuǎn)平臺系統(tǒng)、管匯甲板、軟鋼臂系統(tǒng)以及系泊支架等[2]。該系統(tǒng)可以將海洋船舶系泊在作業(yè)海域某個固定點，并具有風向標效應，在風、浪、流作用下，平臺可以圍繞單點系泊旋轉(zhuǎn)和擺動，始終使平臺承受最小合力[3]，軟剛臂壓載艙為單點系統(tǒng)提供回復力，限制船舶的運動位移，保證系統(tǒng)在定點海域的長期可靠駐泊。

系泊軸承是連接固定和旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的關鍵設備，主要承受船舶系統(tǒng)在風浪流復雜海況下通過系泊剛臂傳遞的系泊載荷，是單點系泊系統(tǒng)中關鍵的受力零件。由于受到復雜的交變載荷，系泊軸承極有可能發(fā)生強度損壞，甚至疲勞破壞[4]。目前，學者們對單點系泊系統(tǒng)做了大量研究。文獻[5]針對CALM浮筒主軸承進行選型研究，考慮海洋環(huán)境的影響，選擇主體材料和密封方案。文獻[6]進行了單點系統(tǒng)回轉(zhuǎn)支承的力學性能分析，分別建立1/2和1/4的承載模型，進行安全系數(shù)分析。目前渤海和南海均有7座單點系泊系統(tǒng)在服役，其中由于主轉(zhuǎn)盤軸承失效導致單點系統(tǒng)損壞的情況屢見不鮮。1992年茂名石化引進了第1套CALM型單點系泊系統(tǒng)[7]，其主軸承采用德國羅特艾德的三列圓柱滾子軸承，由于潤滑劑供應量不足，導致主軸承發(fā)生卡阻，磨損率加快，加上密封形式不合理，海水進入密封腔導致嚴重的腐蝕破壞。2000年，位于SZ 28-1油田的“渤海友誼號”FPSO主軸承由于載荷超出極限而發(fā)生損壞[8]。

與傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)盤軸承相比，球面滑動軸承主要承載的零件是襯板，面接觸更加安全可靠；由于襯板為非金屬自潤滑材料，不完全依賴于潤滑脂，也不易受海洋環(huán)境的影響；設計余量充足，能充分抵抗復雜的海洋環(huán)境。鑒于此，現(xiàn)提出一種新型球面滑動軸承方案，通過有限元仿真對其進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化和性能分析。

1 新型單點系泊球面滑動軸承

新型單點系泊球面滑動軸承(φ2 540 mm×φ2 200 mm×2 254 mm)結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由球面滑動自潤滑襯板(60 mm×60 mm×5 mm)、滾輪支承裝置、內(nèi)圈、拼接的球形外圈以及其他零件構(gòu)成，其半球外徑為4.8 m，高度為6.7 m。外圈軛架掛鉤處與軟鋼臂連接，上部接口與輸電設備連接，軸承下部通過底部凸緣與單點系統(tǒng)固定模塊連接，外圈由M30雙頭螺柱連接的2個半球組成，半球通過沉頭螺釘將自潤滑襯板鑲嵌在其內(nèi)表面，外圈與內(nèi)圈間隙為2 mm，滑動襯板與內(nèi)圈之間存在相對摩擦滑動。

外圈軛架掛鉤下部的滾輪支承模塊承受系泊力縱向分量，能使外圈繞內(nèi)圈沿環(huán)形支承軌道運動，滑動襯板承受系泊力水平分量，軸承整體受力穩(wěn)定可靠。

球面滑動軸承材料及力學性能見表1。

2 滑動軸承理論分析

2.1 球面接觸摩擦分析

1—系泊軛架掛鉤；2—系泊剛臂；3—軸承下部模塊接口；4—外圈注油孔；5—嵌入外圈的襯板；6—與內(nèi)圈焊接的錐形環(huán)段；7—滾輪模塊的轉(zhuǎn)盤軸承軌道；8—內(nèi)圈；9—軸承上部模塊接口；10—內(nèi)圈錐形環(huán)段；11—滾輪支承模塊；12—外圈

表1 軸承材料的力學性能

圖2 軸承球面接觸摩擦示意圖

當接觸面2相對軸承1轉(zhuǎn)動時，各點的力臂隨接觸位置的變化而變化，接觸圓弧各點到回轉(zhuǎn)軸的距離為(rcosβ+e)，其對應的微弧長為(rcosβ+e)dα；對應此微弧長的軸向接觸線仍為圓弧，取微夾角dβ，則其對應的弧長為rdβ。

由此推出

ds=(rcosβ+e)dα·rdβ，

(1)

dN=pds=p(rcosβ+e)dα·rdβ，

(2)

dFf=fdN=fp(rcosβ+e)dα·rdβ，

(3)

式中：ds為對應微夾角dα的微面積；dN為在一定壓強下對應微面積上的正壓力；dFf為對應微面積的摩擦力；f為襯板的摩擦因數(shù)。

對軸心的摩擦阻力矩為

dMf=(rcosβ+e)dFf=rfp(rcosβ+e)2dαdβ。

(4)

2.2 總接觸面摩擦力矩

由于軸頸與軸承配合密切，則在Fr的作用下，軸承對軸頸的摩擦力矩為

(5)

各處壓力沿法向方向的分力之和應與Fr平衡，即

(6)

由此可得

(7)

將(7)式代入(5)式得到總摩擦力矩為

(8)

由于系泊軸承在海洋條件下運轉(zhuǎn)，因此需考慮極端載荷，海洋工況見表2[10]。

表2 系泊軸承的海洋工況

由表2計算得到Fr=5×106N；r=1 m；f=0.15；e的取值較小，可忽略不計；滾輪的摩擦因數(shù)偏小，其力矩相對于滑動摩擦也可忽略。將參數(shù)代入(8)式可得Mf=1.18×106N·m，在正常海況下，船體受到一般的風浪流側(cè)向作用力矩為2.0×106N·m[10]，大于總摩擦力矩，因此能夠使滑動軸承轉(zhuǎn)動。

3 有限元建模

利用ANSYS Design Modeler軟件對球面滑動軸承進行建模，如圖3所示。由于球面滑動軸承結(jié)構(gòu)復雜，將內(nèi)圈錐形段底部環(huán)面施加固定約束，滑動襯板與外圈通過螺釘綁定作為一個整體，襯板與外圈設置為滑動摩擦接觸，研究整個系統(tǒng)的受力情況。外圈帶有滾輪支承的掛鉤處受到單點系泊系統(tǒng)軟鋼臂傳遞的6.23×106N的合力(橫向和縱向)，其上部同時承受旋轉(zhuǎn)塔臺系統(tǒng)1.56×106N的力以及附加的傾覆力矩；內(nèi)圈頂部環(huán)形結(jié)構(gòu)處承受電力滑環(huán)的重力，球面處承受外圈結(jié)構(gòu)的重力(圖3a)。

在不影響計算結(jié)果的前提下，為了縮短計算時間，簡化了軛頭掛鉤處的壓蓋及內(nèi)、外圈凸緣座的螺栓孔。通過對比發(fā)現(xiàn)，當網(wǎng)格劃分數(shù)為5×105時，其計算結(jié)果與網(wǎng)格數(shù)為44×104時的差別不大；當網(wǎng)格數(shù)為4×105時，其計算結(jié)果與網(wǎng)格數(shù)為44×104時的有明顯差別，因此選取整體網(wǎng)格數(shù)為44×104，并對連接螺栓和相鄰部件接觸處網(wǎng)格進行局部加密(圖3b)。

圖3 滑動軸承有限元模型

系泊軸承結(jié)構(gòu)設計參考文獻[11]，其中要求軸承在海上使用的安全系數(shù)σ0/σmax不小于2.0，采取控制變量法，對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設計，優(yōu)化前后軸承結(jié)構(gòu)尺寸及安全系數(shù)見表3。

表3 軸承結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后參數(shù)對比

由表3可知，在滿足安全系數(shù)下，應盡可能減小系泊軸承的結(jié)構(gòu)尺寸，避免安裝運輸過于龐大、偏重，也有利于節(jié)約成本。雙頭螺柱的安全系數(shù)較大，主要考慮到其為受力的關鍵部位，承受交變載荷，故可適當取大。

4 數(shù)值分析結(jié)果

4.1 軸承

軸承內(nèi)圈下部環(huán)形錐鍛采用凸緣連接，施加相應的固定約束，球面滑動軸承整體仿真結(jié)果如圖4所示。

圖4 軸承仿真結(jié)果

由圖4可知，球面滑動軸承整體的應力較小，局部最大應力在60 MPa以下，這主要考慮到在復雜海況下，需要盡可能提高主軸承的安全系數(shù)而又不影響工程成本[12]。與外圈鍛件焊接處的軛頭掛鉤是受力關鍵部位，最大接觸應力約270 MPa，其一側(cè)的最大變形為6.76 mm，在允許的范圍內(nèi)[11]。由于系泊力水平向下，控制掛鉤處的變形量是保證球面滑動軸承安全承載的關鍵。

4.2 外圈

連接軸承外圈半球的是非標專用雙頭螺柱，為了防止在系泊載荷作用下兩半球被拉裂，在預緊力作用下，螺栓應采取防松、防腐措施。由于系泊載荷直接作用在軛頭掛鉤上，故其外圈接觸處應力較大，局部區(qū)域應力達到200 MPa(圖5a)。外圈變形主要體現(xiàn)為整體性位移，主要由于內(nèi)、外圈采用摩擦接觸，整體承受較大的系泊載荷。位于外圈兩半球連接處的變形間隙分布特征為：從上部到下部，前半球變形量逐漸減小，后半球變形量逐漸增大，中間區(qū)域幾乎無相對位移，而在上端的內(nèi)側(cè)連接處間隙最大，主要體現(xiàn)在z向的變形，其最大相對位移為0.5 mm，這種現(xiàn)象與前、后半球連接螺栓的布置密切相關。因此在實際工程裝配中，應盡量在靠近外圈上端處布置螺栓，保證連接的剛度。

圖5 外圈仿真結(jié)果

4.3 雙頭螺柱

非標設計的雙頭螺柱直接承受外圈半球的剪切和拉伸應力，受力較為復雜，其應力和變形云圖如圖6所示。由圖可知，上部螺栓應力偏大，最大值為220 MPa，安全系數(shù)滿足要求。從上到下，螺栓的變形逐漸減小，最大位移為3.3 mm，最小位移為2.9 mm，主要位移是由于連接螺栓整體隨外圈一起沿系泊力方向移動引起的，其相對變形量小于0.4 mm。

4.4 球面滑動襯板

球面滑動軸承設計的關鍵在于采用國外引進的自潤滑滑動襯板，其摩擦因數(shù)低，承壓能力強，可以自潤滑[13-14]。襯板通過沉頭螺釘鑲嵌固定于外圈的內(nèi)球面，其受力狀況直接影響軸承在高海況下回轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性和安全性，襯板仿真應力和變形云圖如圖7所示。由圖可知，滑動襯板大部分區(qū)域的應力均較小，在40 MPa以下，遠遠小于許用值，安全系數(shù)較高；前半部上端襯板的應力稍大，約50 MPa；后半部上端的襯板應力也偏大，且越靠近邊緣應力越大，最大值為160 MPa(圖7a)。這主要是由于該區(qū)域的襯板受到內(nèi)、外圈相互擠壓，且最外緣襯板的尖銳邊角引起了應力集中。因此，在實際生產(chǎn)制造中，需對襯板進行打磨導圓處理。襯板的變形趨勢與外圈較為相似，前半部分上端變形最大，后半部分上端變形最小(圖7b)。

圖7 滑動襯板仿真結(jié)果

5 結(jié)論

1)球面滑動軸承整體受力比較合理，最大接觸應力和最大變形位于掛鉤處，整體變形量較小，理論上軸承整體安全可靠，能承受較大的系泊載荷。

2)外圈在系泊載荷作用下，從上部到下部，前半球變形量逐漸減小，后半球變形量逐漸增大，中間區(qū)域幾乎無相對位移。

3)連接螺栓從上到下的位移呈現(xiàn)減小趨勢，主要由連接螺栓整體隨外圈沿著系泊力方向移動導致。

4)球面滑動襯板大部分區(qū)域應力均在40 MPa以下，安全系數(shù)較高，后半部靠近邊緣處的應力較大，主要是由于尖銳邊角引起了應力集中，其變形趨勢與外圈相似。

在復雜海況下單點系泊球面滑動軸承安全可靠，具有一定的應用前景。