船舶水潤(rùn)滑軸承潤(rùn)滑性能參數(shù)計(jì)算

船舶水潤(rùn)滑軸承潤(rùn)滑性能參數(shù)計(jì)算

船舶油潤(rùn)軸的研究和開發(fā)已有半個(gè)多世紀(jì)的歷史。國(guó)內(nèi)外科學(xué)家對(duì)水潤(rùn)軸的研究和開發(fā)做了大量工作，但大多數(shù)研究基于軸與軸之間的平行線和軸向的均勻載荷假設(shè)。這難以反映船舶實(shí)際情況對(duì)潤(rùn)軸滑動(dòng)性能的影響。而在實(shí)際工況中,由于船舶艉軸的懸伸布置和螺旋槳的重力作用使得艉軸末端發(fā)生撓曲,以至艉軸軸線與艉軸承中心線近似成一夾角,軸承沿軸向受載不均,艉軸承末端承受到較大的邊緣負(fù)荷。文中對(duì)計(jì)入艉軸傾角的船舶水潤(rùn)滑艉軸承的雷諾方程和膜厚方程進(jìn)行推導(dǎo),并結(jié)合實(shí)船數(shù)據(jù)應(yīng)用數(shù)值計(jì)算方法對(duì)軸承潤(rùn)滑性能參數(shù)進(jìn)行計(jì)算,比較計(jì)算結(jié)果,分析艉軸傾角大小對(duì)艉軸承液膜厚度和液膜壓力分布的影響。1數(shù)學(xué)模型和求解方法1.1船舶管流體動(dòng)力特性由流體的連續(xù)方程和能量方程推導(dǎo)出的全滑動(dòng)軸承的通用Reynolds方程為??x(ρh312μ?p?x)+??z(ρh312μ?p?z)=??x(ρUh2)+??z(ρVh2)-ρW+h˙ρ(1)??x(ρh312μ?p?x)+??z(ρh312μ?p?z)=??x(ρUh2)+??z(ρVh2)?ρW+hρ˙(1)式中,h為潤(rùn)滑膜厚度;p為潤(rùn)滑膜壓力;μ為潤(rùn)滑流體動(dòng)力粘度;ρ為流體密度;x為軸承周向坐標(biāo);z為軸承軸向坐標(biāo);U為流體周向速度;V為流體軸向速度;W為流體徑向速度。船舶艉軸在實(shí)際工況下在螺旋槳重力等作用力的作用下發(fā)生撓曲,即艉軸中心線與艉軸承中心線成一夾角β,軸承液膜沿軸向發(fā)生變化,?h/?z近似等于δ/L=tanβ,其中δ為艉軸末端下沉量,L為軸承長(zhǎng)度。船舶艉管一般采用強(qiáng)制水冷卻和潤(rùn)滑艉軸承,軸向水流速度基本穩(wěn)定,所以式(1)可簡(jiǎn)化為??x(h3μ?p?x)+??z(h3μ?p?z)=6U?h?x+6V?h?z(2)??x(h3μ?p?x)+??z(h3μ?p?z)=6U?h?x+6V?h?z(2)對(duì)式(2)無(wú)量綱化,令R=x/φ?ˉz=z/L2?ˉh=h/c?h=c+ezcosθR=x/φ?zˉ=z/L2?hˉ=h/c?h=c+ezcosθ;ˉp=p/p0?p0=(6UμR)/c2pˉ=p/p0?p0=(6UμR)/c2,則計(jì)入艉軸傾角的水潤(rùn)滑艉軸承的流場(chǎng)雷諾方程的無(wú)量綱形式為??φ(ˉh3?ˉp?x)+(DL)2??ˉz(ˉh3?ˉp?ˉz)=?ˉh?φ+DLVU?ˉh?ˉz(3)??φ(hˉ3?pˉ?x)+(DL)2??zˉ(hˉ3?pˉ?zˉ)=?hˉ?φ+DLVU?hˉ?zˉ(3)1.2液膜厚度的幾何關(guān)系記艉軸承長(zhǎng)度為L(zhǎng),艉軸從艉軸承前端到末端的撓度為δ,假設(shè)軸承軸向坐標(biāo)Z的0點(diǎn)位于軸承中截面上,Z軸正向指向軸承末端,則軸與軸承在任意z截面的偏心距及液膜厚度的幾何關(guān)系見圖1。由圖1可知:δz=ztanβ,ez=√e20+(ztanβ)2+2e0ztanβcosφ0,則可得φz=arcsin[(e0/ez)sinφ0](4)其中,δz為z截面的艉軸撓度,e0為中截面的偏心距,ez為z截面的偏心距,φ0為中截面的位角,φz為z截面的偏心距。計(jì)入艉軸傾角β的艉軸承任意z截面的膜厚表達(dá)式為ˉh=1+εzcosθ(5)式中,θ=φ-arcsin(e0ezsinφ0),εz=ezc。1.3軸機(jī)床上的一階導(dǎo)數(shù)將軸承模型簡(jiǎn)化,先把區(qū)域離散成長(zhǎng)方形網(wǎng)格,根據(jù)中心差分的方法,用相鄰節(jié)點(diǎn)上的壓力值來(lái)近似表示節(jié)點(diǎn)上的一階導(dǎo)數(shù),用相鄰的一階導(dǎo)數(shù)來(lái)近似表示節(jié)點(diǎn)上的二階導(dǎo)數(shù),用超松弛迭代方法求解,計(jì)算借助Matlab軟件實(shí)現(xiàn)。設(shè)定艉軸傾角β的艉軸承雷諾方程的求解流程見圖2。2計(jì)算示例2.1承重式軸蘇葉旋轉(zhuǎn)軸承軸抗剪作用某船艉軸承各參數(shù)如下:軸承長(zhǎng)度為1500mm,軸承直徑為500mm,半徑間隙為0.8mm,流體動(dòng)力粘度為0.00105Pa·s,主機(jī)轉(zhuǎn)速為200r/min,螺旋槳及艉軸自重載荷為1.2×105N。2.2軸傾角對(duì)軸承周向液膜壓力分布的影響結(jié)合實(shí)船艉軸承參數(shù),應(yīng)用Matlab軟件按圖2所示雷諾方程求解流程對(duì)其主要潤(rùn)滑性能參數(shù)進(jìn)行求解,在計(jì)算過程中發(fā)現(xiàn),當(dāng)艉軸傾角改變時(shí),軸承周向液膜壓力分布趨勢(shì)基本不受影響,與不計(jì)入艉軸傾角的軸承的相應(yīng)參數(shù)的變化趨勢(shì)相似。但傾角的改變對(duì)軸承液膜厚度和液膜壓力沿軸向分布趨勢(shì)有較大影響。圖3和圖4為艉軸傾角β分別為0、0.5×10-4rad、1.0×10-4rad和1.5×10-4rad時(shí)艉軸承的無(wú)量綱液膜厚度和無(wú)量綱液膜壓力的二維分布圖。3軸傾角隨軸向的分布根據(jù)2.2中的計(jì)算結(jié)果,從圖3和圖4可看出,當(dāng)艉軸傾角β增加時(shí),所引起的無(wú)量綱最小液膜厚度和無(wú)量綱最大液膜壓力及其相關(guān)量的數(shù)值有一定的變化,見表1所列。從表1中可看出,隨著β的增大,1)無(wú)量綱最小液膜厚度逐漸變小;2)無(wú)量綱最小液膜厚度沿軸向前后差值增大;3)無(wú)量綱最小液膜厚度沿周向角度逐漸變小;4)無(wú)量綱最大液膜壓力增大;5)無(wú)量綱液膜壓力沿軸向前后差值增大;6)無(wú)量綱最大液膜壓力沿軸向坐標(biāo)變大。這表明艉軸傾角的增大使得最小液膜厚度減小且液膜厚度沿軸向分布不均,液膜壓力增大且液膜壓力沿軸向分布不均,艉軸傾角越大,液膜壓力分布越不均,最大液膜壓力也越大,且最大液膜壓力越靠近軸承末端,使軸承受載不均勻,載荷邊緣效應(yīng)明顯。當(dāng)艉軸傾角達(dá)到1.5×10-4rad時(shí),末端壓力是前端壓力的4.58倍,造成軸承末端局部壓力過高,大大超過名義平均比壓,易造成軸承局部應(yīng)力增大、振動(dòng)或在低速下發(fā)出鳴音甚至失效等嚴(yán)重后果。由以上分析可知,艉軸傾角對(duì)艉軸承的正常工作帶來(lái)不利影響。為此,應(yīng)該盡量降低軸承末端壓力,主要措施有:1)軸系布置進(jìn)行合理校中,盡可能降低尾管后軸承末端的負(fù)荷,各船級(jí)社在軸系校中中對(duì)艉軸承傾斜角有所規(guī)定,ABS、LR、DNV、NK規(guī)定鋼質(zhì)海船艉軸傾斜角β≤3.0×10-4rad,CCS規(guī)定β≤3.5×10-4rad,以來(lái)確保艉軸承的正常工作。2)艉軸孔采用斜鏜孔工藝,改變軸承中心線狀態(tài),以適應(yīng)軸承的傾角。3)改善艉軸承材料性能,采用軟質(zhì)彈性高分子材料,使其在高比壓下易發(fā)生彈性變形,從而增大接觸面積,降低軸承局部比壓。4軸傾角的影響a.艉軸承最小液膜厚度和最大液膜壓力沿周向位置受艉軸傾角影