船舶尾軸承傾斜計(jì)算分析研究

張少凱 周建輝 吳 煒 魏穎春

1海軍駐大連船舶重工集團(tuán)有限公司軍事代表室，遼寧 大連 116011

2中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心，湖北 武漢 430064

3武漢理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，湖北 武漢 430063

船舶尾軸承傾斜計(jì)算分析研究

張少凱1周建輝2吳 煒2魏穎春3

1海軍駐大連船舶重工集團(tuán)有限公司軍事代表室，遼寧 大連 116011

2中國(guó)艦船研究設(shè)計(jì)中心，湖北 武漢 430064

3武漢理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，湖北 武漢 430063

為改善船舶尾軸承受力狀況，應(yīng)用有限元方法建立船舶尾軸承與尾軸接觸模型，對(duì)其進(jìn)行計(jì)算分析，研究降低軸承峰值壓力的措施。計(jì)算結(jié)果表明，改善壓力分布可采用傾斜尾軸承方式，軸承傾角大小應(yīng)以尾軸彈性變形曲線為依據(jù)。傾角太小起不到增加尾軸承接觸面積和降低峰值壓力的目的；傾角過大可能導(dǎo)致尾軸承前端與尾軸接觸，軸承尾端出現(xiàn)騰空現(xiàn)象。

船舶尾軸承；接觸壓力；傾斜角度；計(jì)算分析

1 引言

尾軸承是船舶動(dòng)力裝置中工作條件最惡劣的部件之一，國(guó)內(nèi)外對(duì)此開展許多相關(guān)研究［1－5］。 為保證尾軸承具有良好的工作性能，船舶規(guī)范對(duì)其長(zhǎng)徑比L／D作了嚴(yán)格規(guī)定，如白合金尾軸承為2～2.5，賽龍、橡膠等高分子材料尾軸承為4。但由于螺旋槳的懸臂作用，尾軸產(chǎn)生過大彎曲變形，尾軸承的實(shí)際接觸長(zhǎng)度較設(shè)計(jì)長(zhǎng)度要短，接觸面積要小，導(dǎo)致尾軸承邊緣效應(yīng)，局部壓力過高，潤(rùn)滑不良，出現(xiàn)過大的振動(dòng)與噪聲，使用壽命縮短。

本文基于ANSYS有限元方法，以彈性接觸計(jì)算為研究手段，對(duì)船舶后尾軸承展開研究，建立軸系有限元模型，并在尾軸承支承處建立接觸單元，進(jìn)行尾軸承受力分析，提出增加接觸面積，降低軸承峰值壓力的措施，以改善尾軸承的使用性能，延長(zhǎng)工作壽命。

2 尾軸承有限元計(jì)算模型

某船軸系與主機(jī)曲軸的末端共有7個(gè)支承軸承［6］。其中包括2個(gè)尾軸承、1個(gè)中間軸承、2個(gè)推力軸承和2個(gè)主軸承。軸系沒有推力軸，推力軸承安裝在主機(jī)內(nèi)，由尾端（螺旋槳）至首端（曲軸倒數(shù)第2個(gè)主軸承）全長(zhǎng)共16.64 m，軸系各軸承跨距 l1～l7依次為 1 220 mm、2 400 mm、4 400 mm、3 900 mm、1 020 mm、1 140 mm、1 140 mm， 如圖 1所示。軸系的主要參數(shù)如下：中間軸軸徑460 mm；尾軸軸徑600 mm；尾軸承材料為白合金；尾軸承長(zhǎng)度1 500 mm；尾軸承內(nèi)徑600 mm；尾軸承長(zhǎng)徑比 2.5∶1；螺旋槳空氣中質(zhì)量 14.64 × 103kg。

采用ANSYS單元庫(kù)中Beam188單元模擬船舶軸系受力狀態(tài)。軸系以導(dǎo)流罩處為尾端，以主機(jī)倒數(shù)第二個(gè)主軸承處為首端。建模時(shí)，導(dǎo)流螺帽、螺旋槳、飛輪、推力環(huán)和活塞連桿機(jī)構(gòu)按照集中載荷處理，除尾軸承外，軸承支承處施加垂向約束，尾軸承襯套外邊面施加x、y和z 3個(gè)方向的約束，首尾按照自由端處理，如圖2（a）所示。

尾軸和與尾軸承相配合的軸段采用8節(jié)點(diǎn)實(shí)體單元Solid185進(jìn)行模擬，在尾軸外表面與尾軸承內(nèi)表面接觸處覆蓋一層接觸單元，并建立接觸對(duì)模擬尾軸承真實(shí)受力狀況。軸系其他部分采用2 節(jié) 點(diǎn) Timoshenko 梁 Beam188 單 元 進(jìn) 行 模 擬［7］，如圖 2（b）所示。

由計(jì)算結(jié)果（見表1）可以得到尾軸承的負(fù)荷W為217 kN，理論平均比壓（軸承設(shè)計(jì)單位面積比壓）為 W／（D×L）＝0.24 MPa。

表1 各軸承負(fù)荷Tab.1 Load of bearings

3 尾軸承傾斜分析

尾軸承與尾軸的接觸面積決定壓力的大小與分布，對(duì)軸承承載能力有重要的影響。由于螺旋槳的懸臂作用，導(dǎo)致尾軸承邊緣效應(yīng)，接觸面積減小，峰值壓力增大。目前，采用斜鏜尾軸孔或傾斜尾軸承是增加尾軸承接觸面積，降低峰值壓力的重要方法之一，尤其傾斜尾軸承方法施工方便，較為常用，如圖3所示。

是否采用傾斜尾軸承方法，各國(guó)船級(jí)社的標(biāo)準(zhǔn)并不統(tǒng)一。英國(guó)勞氏船級(jí)社規(guī)定尾軸轉(zhuǎn)角超過3.0×10－4rad為標(biāo)準(zhǔn)，美國(guó)ABS認(rèn)為這一規(guī)定的理由不充分，但進(jìn)行實(shí)際計(jì)算時(shí)，他們還是以3.0×10－4rad為標(biāo)準(zhǔn)；中國(guó)船級(jí)社CCS認(rèn)為轉(zhuǎn)角超過3.5×10－4rad， 可采用傾斜尾軸承； 挪威船級(jí)社DNV則重新定義尾軸承與尾軸相對(duì)名義轉(zhuǎn)角［8］，并制定相應(yīng)的轉(zhuǎn)角安全標(biāo)準(zhǔn)，如圖4所示。

式中，θ為尾軸承與尾軸相對(duì)名義轉(zhuǎn)角，rad；L為尾軸承長(zhǎng)度，mm；δ為尾軸中線首尾端高度差，mm；C為尾軸承與尾軸安裝間隙，mm。

DNV認(rèn)為尾軸承與尾軸相對(duì)轉(zhuǎn)角同時(shí)滿足式（1）和式（2）時(shí)，尾軸承不需要傾斜，否則需要考慮。

由此可見，各國(guó)船級(jí)社對(duì)尾軸承轉(zhuǎn)角的標(biāo)準(zhǔn)都制定了參考標(biāo)準(zhǔn)，其依據(jù)是尾軸的彈性變形曲線。本船尾軸的彈性曲線如圖5所示，該彈性變形曲線反映了在外力作用下尾軸的垂向彎曲程度，而轉(zhuǎn)角（尾軸中心線和尾軸承中心線的傾斜程度）反映了尾軸與尾軸承接觸狀況。

由于尾軸的軸線呈二次拋物線形狀，因此在各個(gè)位置的轉(zhuǎn)角不同。安裝在白合金尾軸承上的尾軸變形、轉(zhuǎn)角情況如表2所示。

從表2可以看出，該尾軸段最大轉(zhuǎn)角為1.91×10－4rad，且從尾端到首段轉(zhuǎn)角不斷減小。 為了增加尾軸與尾軸承的接觸面積，尾軸承需要選擇合適的傾斜角度與尾軸的彈性曲線相匹配。

4 尾軸承傾斜計(jì)算

繼續(xù)采用尾軸承有限元計(jì)算模型對(duì)傾斜后的尾軸承與尾軸進(jìn)行接觸仿真計(jì)算。尾軸承傾斜之后，尾軸承上的支承位置會(huì)發(fā)生變化，尾軸的彈性變形曲線也可能會(huì)發(fā)生改變，這里分別選取0.5×10－4、1.0 × 10－4、1.5 × 10－4和 2.0 × 10－44 個(gè)傾斜角度進(jìn)行白合金尾軸承接觸面積與峰值壓力對(duì)比。

表2 尾軸轉(zhuǎn)角數(shù)據(jù)表Tab.2 Data table of tail shaft turn angle

1）接觸面積比較

通過有限元計(jì)算，尾軸承的4個(gè)傾斜角度的接觸面積如圖6所示。

從圖6可以看出，白合金尾軸承接觸對(duì)區(qū)域傾斜角度并不是太敏感，接觸長(zhǎng)度并沒有發(fā)生較大的變化。由于白合金軸承彈性模量比較高，剛度較大，變形較小，與尾軸接觸狀況不大理想，容易造成尾軸部分騰空，局部負(fù)荷過大，甚至出現(xiàn)軸承兩端接觸的情況，如圖 6（b）～圖 6（d） 所示。 隨著尾軸承傾斜角度的增加，軸承的支點(diǎn)會(huì)向首端轉(zhuǎn)移。 0.5 × 10－4rad 時(shí)，只有尾端接觸；1.0 ×10－4rad時(shí)，首段也出現(xiàn)部分接觸區(qū)域，但支承中心還是在尾端；1.5 ×10－4和 2.0×10－4rad 時(shí)，首尾兩端都發(fā)生了接觸，支承中心轉(zhuǎn)移到首端。

發(fā)生上述情況是因?yàn)閮A斜計(jì)算時(shí)采用直線進(jìn)行逼近方法。尾軸軸線的變形為二次曲線，當(dāng)傾斜角度較小時(shí)，主要是尾端接觸，當(dāng)傾斜角度較大時(shí)，且尾軸首端轉(zhuǎn)角較小時(shí)，則導(dǎo)致首端與尾軸先發(fā)生接觸。

2）峰值壓力比較

傾斜角度與峰值壓力分布狀況見圖7所示。由圖可見，峰值壓力為二次曲線。當(dāng)傾斜角度在1.0×10－4rad時(shí)，峰值壓力最小。 這時(shí)軸承尾端與尾軸接觸良好，首端也出現(xiàn)部分接觸，首尾兩點(diǎn)直線傾斜角度約為 1.0×10－4rad； 當(dāng)傾斜角度為2.0×10－4rad 時(shí)，首端接觸，峰值壓力下降，但這不是理想的結(jié)果。過大的傾斜角度可能會(huì)造成壓力中心轉(zhuǎn)移到首端，尾端騰空，實(shí)際上抬高了尾軸承的垂向位置，這對(duì)于其他軸承的承載不利，容易出現(xiàn)負(fù)荷，這是不允許的。

5 結(jié) 論

1）基于ANSYS有限元方法對(duì)船舶軸系受力計(jì)算和尾軸承傾斜接觸分析計(jì)算，可較好地模擬尾軸承在不同傾斜角度下與尾軸的接觸情況，為船舶尾軸承的設(shè)計(jì)提供理論參考。

2）尾軸承傾角過小不利于增加接觸面積，過大則可能導(dǎo)致尾軸承首端與尾軸接觸，甚至引起其他軸承騰空，出現(xiàn)負(fù)負(fù)荷。因此，選擇合適的尾軸承傾角，有助于增加軸承接觸面積，降低峰值壓力。

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Computational Analysis on the Inclination of Ship Stern Bearing

Zhang Shao－kai1 Zhou Jian－h(huán)ui2 Wu Wei2 Wei Ying－chun3
1 Military Representative Office in Dalian Shipbuilding Industry Co.， Ltd， Dalian 116011， China
2 China Ship Development and Design Center， Wuhan 430064， China
3 School of Energy and Power Engineering， Wuhan University of Technology，Wuhan 430063， China

In order to improve the strained condition of marine stern bearing， the contacting model of both marine stern bearing and tail shaft was built with Finite Element Method，then computed and analyzed to research the measurement for reducing peak pressure of the stern bearing.The computation results indicate that the stern bearing inclination is often used to improve the pressure distribution.The angle of inclination of a stern bearing is depended on the elastic deformation curve of the tail shaft.The smaller angle of inclination cannot increase the contacting area and reduce peak pressure，but overlarge angle may make the lead end of stern bearing contacted to the tail shaft and the backend emptied out.

marine stern bearing； contacting pressure；inclination； calculation

U664.21

A

1673－3185（2011）03－60－04

10.3969/j.issn.1673-3185.2011.03.013

2010-04-09

湖北省自然科學(xué)基金項(xiàng)目（2008CDA027）

張少凱（1966－），男，學(xué)士，高級(jí)工程師。研究方向：輪機(jī)工程。E-mail：dongtingdao＠tom.com

周建輝（1974－），男，博士，工程師。研究方向：船舶動(dòng)力裝置。