張少凱 周建輝 吳 煒 魏穎春

1海軍駐大連船舶重工集團有限公司軍事代表室，遼寧 大連 116011

2中國艦船研究設計中心，湖北 武漢 430064

3武漢理工大學 能源與動力工程學院，湖北 武漢 430063

船舶尾軸承傾斜計算分析研究

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有限公司軍事代表室，遼寧 大連 116011

2中國艦船研究設計中心，湖北 武漢 430064

3武漢理工大學 能源與動力工程學院，湖北 武漢 430063

為改善船舶尾軸承受力狀況，應用有限元方法建立船舶尾軸承與尾軸接觸模型，對其進行計算分析，研究降低軸承峰值壓力的措施。計算結果表明，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；計算分析

1 引言

尾軸承是船舶動力裝置中工作條件最惡劣的部件之一，國內(nèi)外對此開展許多相關研究［1－5］。 為保證尾軸承具有良好的工作性能，船舶規(guī)范對其長徑比L／D作了嚴格規(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，尾軸承的實際接觸長度較設計長度要短，接觸面積要小，導致尾軸承邊緣效應，局部壓力過高，潤滑不良，出現(xiàn)過大的振動與噪聲，使用壽命縮短。

本文基于ANSYS有限元方法，以彈性接觸計算為研究手段，對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，延長工作壽命。

2 尾軸承有限元計算模型

某船軸系與主機曲軸的末端共有7個支承軸承［6］。其中包括2個尾軸承、1個中間軸承、2個推力軸承和2個主軸承。軸系沒有推力軸，推力軸承安裝在主機內(nèi)，由尾端（螺旋槳）至首端（曲軸倒數(shù)第2個主軸承）全長共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；尾軸承長度1 500 mm；尾軸承內(nèi)徑600 mm；尾軸承長徑比 2.5∶1；螺旋槳空氣中質(zhì)量 14.64 × 103kg。

采用ANSYS單元庫中Beam188單元模擬船舶軸系受力狀態(tài)。軸系以導流罩處為尾端，以主機倒數(shù)第二個主軸承處為首端。建模時，導流螺帽、螺旋槳、飛輪、推力環(huán)和活塞連桿機構按照集中載荷處理，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)點實體單元Solid185進行模擬，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，并建立接觸對模擬尾軸承真實受力狀況。軸系其他部分采用2 節(jié) 點 Timoshenko 梁 Beam188 單 元 進 行 模 擬［7］，如圖 2（b）所示。

由計算結果（見表1）可以得到尾軸承的負荷W為217 kN，理論平均比壓（軸承設計單位面積比壓）為 W／（D×L）＝0.24 MPa。

表1 各軸承負荷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，對軸承承載能力有重要的影響。由于螺旋槳的懸臂作用，導致尾軸承邊緣效應，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，各國船級社的標準并不統(tǒng)一。英國勞氏船級社規(guī)定尾軸轉角超過3.0×10－4rad為標準，美國ABS認為這一規(guī)定的理由不充分，但進行實際計算時，他們還是以3.0×10－4rad為標準；中國船級社CCS認為轉角超過3.5×10－4rad， 可采用傾斜尾軸承； 挪威船級社DNV則重新定義尾軸承與尾軸相對名義轉角［8］，并制定相應的轉角安全標準，如圖4所示。

式中，θ為尾軸承與尾軸相對名義轉角，rad；L為尾軸承長度，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認為尾軸承與尾軸相對轉角同時滿足式（1）和式（2）時，尾軸承不需要傾斜，否則需要考慮。

由此可見，各國船級社對尾軸承轉角的標準都制定了參考標準，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，因此在各個位置的轉角不同。安裝在白合金尾軸承上的尾軸變形、轉角情況如表2所示。

從表2可以看出，該尾軸段最大轉角為1.91×10－4rad，且從尾端到首段轉角不斷減小。 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 尾軸承傾斜計算

繼續(xù)采用尾軸承有限元計算模型對傾斜后的尾軸承與尾軸進行接觸仿真計算。尾軸承傾斜之后，尾軸承上的支承位置會發(fā)生變化，尾軸的彈性變形曲線也可能會發(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 個傾斜角度進行白合金尾軸承接觸面積與峰值壓力對比。

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

1）接觸面積比較

通過有限元計算，尾軸承的4個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區(qū)域傾斜角度并不是太敏感，接觸長度并沒有發(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，軸承的支點會向首端轉移。 0.5 × 10－4rad 時，只有尾端接觸；1.0 ×10－4rad時，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，首尾兩端都發(fā)生了接觸，支承中心轉移到首端。

發(fā)生上述情況是因為傾斜計算時采用直線進行逼近方法。尾軸軸線的變形為二次曲線，當傾斜角度較小時，主要是尾端接觸，當傾斜角度較大時，且尾軸首端轉角較小時，則導致首端與尾軸先發(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。當傾斜角度在1.0×10－4rad時，峰值壓力最小。 這時軸承尾端與尾軸接觸良好，首端也出現(xiàn)部分接觸，首尾兩點直線傾斜角度約為 1.0×10－4rad； 當傾斜角度為2.0×10－4rad 時，首端接觸，峰值壓力下降，但這不是理想的結果。過大的傾斜角度可能會造成壓力中心轉移到首端，尾端騰空，實際上抬高了尾軸承的垂向位置，這對于其他軸承的承載不利，容易出現(xiàn)負荷，這是不允許的。

5 結 論

1）基于ANSYS有限元方法對船舶軸系受力計算和尾軸承傾斜接觸分析計算，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，為船舶尾軸承的設計提供理論參考。

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)負負荷。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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［2］楊和庭，唐育民.船舶水潤滑尾管橡膠軸承的設計［J］.武漢造船，2000（2）：19－22.

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［4］劉正林，周建輝，朱漢華，等.計入尾軸傾角的船舶尾軸承液膜壓力分布計算研究［J］.武漢理工大學學報，2009（9）：111－113.

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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

湖北省自然科學基金項目（2008CDA027）

張少凱（1966－），男，學士，高級工程師。研究方向：輪機工程。E-mail：dongtingdao＠tom.com

周建輝（1974－），男，博士，工程師。研究方向：船舶動力裝置。