陸傳榮 俞翔棟 程曉明 曾燦飛

(1.上海齊耀重工有限公司,上海 201108;2.中國船舶集團(tuán)有限公司第七一一研究所動力裝置事業(yè)部,上海 201108)

0 引言

中間軸承是船舶推進(jìn)系統(tǒng)的重要組成部分[1]，用于承擔(dān)軸系徑向負(fù)荷，采用飛濺式油盤自潤滑方式，以保證軸系運轉(zhuǎn)正常。中間軸承主要由軸承蓋、軸承座、軸瓦、甩油盤、注油斗、密封組件、冷卻盤管組件等零件組成。潤滑油貯存在箱體下部，在工作時通過甩油盤把潤滑油帶起通過注油斗潤滑軸瓦，并由冷卻盤管和箱體共同把中間軸承工作時發(fā)出的熱量帶走。中間軸承上安裝有溫度傳感器，用以監(jiān)視潤滑油的溫度。用油標(biāo)尺來測量潤滑油量是否滿足使用要求。中間軸承上部設(shè)有通氣口和加油口。中間軸承下部設(shè)有放油螺塞，可排放工作油。

隨著現(xiàn)代船舶推進(jìn)系統(tǒng)向著大功率方向發(fā)展[2-3]，中間軸承也隨之步入大比壓階段，軸承比壓將達(dá)到1 MPa以上，這對于中間軸承的潤滑性能提出了更加嚴(yán)格的要求[4-6]。此外，我國新一代超大功率船舶推進(jìn)系統(tǒng)正在開展研制工作，與之配套的中間軸承的承載能力是現(xiàn)有產(chǎn)品的數(shù)倍，軸承比壓預(yù)計將達(dá)到1.2 MPa[7-8]。

本文主要針對船用大比壓自潤滑中間軸承，設(shè)計合理的軸瓦、甩油盤、冷卻器、觀察窗、油尺等結(jié)構(gòu)，開展了一系列的潤滑性能分析，保證軸頸與軸瓦之間形成穩(wěn)定、可靠的潤滑油膜[9-10]?；诒疚牡难芯砍晒?，研制了某型船用大比壓自潤滑中間軸承樣機(jī)，開展了動態(tài)運轉(zhuǎn)試驗、最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速試驗、高溫環(huán)境試驗，為船用大比壓自潤滑中間軸承及類似軸承的設(shè)計及潤滑性能分析提供了參考。

1 主要結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 軸瓦設(shè)計

球面支承設(shè)計。軸瓦和軸承座采用的球面支撐軸瓦結(jié)構(gòu)，在保證承載能力的條件下，使軸承具備了自動調(diào)心能力。在船體變形引起軸系撓度變化的情況下，球面結(jié)構(gòu)能夠適應(yīng)軸系的變化，使得軸系和軸瓦配合面始終保持平行，載荷分布均勻，因此減少了軸瓦局部磨損過快的情況，提高了軸承的壽命。

單油楔設(shè)計。軸瓦形式采用單油楔，軸頸和軸瓦的接觸角理論上為45°。其特點：結(jié)構(gòu)簡單，動壓油膜易生成，摩擦損耗小。

對稱布局設(shè)計。軸瓦采用上、下軸瓦對稱布局，潤滑油從軸瓦兩側(cè)進(jìn)油孔進(jìn)入軸瓦內(nèi)部，進(jìn)行潤滑冷卻，在保證軸瓦性能的同時，具備上下瓦的可互換性，應(yīng)急使用時，可將軸瓦旋轉(zhuǎn)180°，形成新的軸承配合面。

圖1 軸瓦結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 The structure diagram of the shaft tile

1.2 甩油盤結(jié)構(gòu)設(shè)計

中間軸承采用甩油盤加注油斗的潤滑型式。甩油盤采用上下剖分結(jié)構(gòu)固定于軸上。甩油盤下端浸入潤滑油中，當(dāng)軸轉(zhuǎn)動時，潤滑油從軸承座底部油箱被甩油盤帶至注油斗中，通過上軸瓦導(dǎo)油槽將潤滑油分配到各潤滑部位，實現(xiàn)自給式潤滑。

軸承座底部兩個儲油空間內(nèi)部連通，使兩個儲油空間中潤滑油充分交流冷卻，并回流至甩油盤處，保證甩油盤帶油量充足。

圖2 甩油盤結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 The structure diagram of the oil throwing disc

1.3 冷卻器設(shè)計

中間軸承采用軸承座、軸承蓋自然散熱加冷卻盤管強(qiáng)制散熱方案。本中間軸承負(fù)荷大，產(chǎn)生的熱量多，為保證充分的散熱，采用雙冷卻盤方案。冷卻盤管采用彎制型式，結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、散熱效果好。BFe30-1-1銅鎳合金是國際上公認(rèn)的耐海水腐蝕性能優(yōu)良的銅合金，耐海水沖擊腐蝕性能優(yōu)良，溫度敏感性較低，具備優(yōu)良的抗污性能。根據(jù)以往船舶中間軸承的冷卻盤管使用情況，冷卻盤管材料選用BFe30-1-1銅鎳合金管，能夠良好地實現(xiàn)中間軸承的冷卻。

圖3 冷卻器結(jié)構(gòu)示意圖Fig.3 The structure diagram of the cooler

1.4 觀察窗結(jié)構(gòu)設(shè)計

軸承蓋上方設(shè)計有觀察窗結(jié)構(gòu)，能夠觀察到甩油盤帶油及注油斗輸送滑油情況。觀察窗窗口采用四層設(shè)計，自下而上分別為擋油網(wǎng)、墊圈、有機(jī)玻璃蓋板、合頁蓋板，擋油網(wǎng)與墊圈能夠防止滑油泄漏，有機(jī)玻璃蓋板使得觀察視野清晰，合頁蓋板能夠阻擋灰塵油污污染有機(jī)玻璃。

圖4 觀察窗結(jié)構(gòu)示意圖Fig.4 The structure diagram of the observation window

1.5 油尺結(jié)構(gòu)設(shè)計

采用油尺與油尺導(dǎo)向套組合的結(jié)構(gòu)來衡量中間軸承油位高度，油尺垂直插入油池中。油尺導(dǎo)向套的作用為：一是穩(wěn)定測量區(qū)域的油位高度，防止滑油因為攪油波動使得測量值不準(zhǔn)；二是提高油尺的剛度，油尺為細(xì)長桿，撓度大，容易安裝偏斜造成油位測量不準(zhǔn)，導(dǎo)向套能夠提高油尺的垂直度。將油尺導(dǎo)向套的安裝接口與溫度傳感器做成一致，可根據(jù)使用要求，實現(xiàn)兩個零部件的左右互換。

油尺下端用尖刀刻有最低、最高油位線，低于“最低油位線”則提醒艦員及時補(bǔ)充滑油，加注滑油至“最高油位線”即可。中間軸承正常運轉(zhuǎn)工作時，油位應(yīng)處于最低、最高油位線之間。

圖5 油尺結(jié)構(gòu)示意圖Fig.5 The structure diagram of the dipstick

2 仿真分析

2.1 油膜分析

本文基于DyRoBes專用分析軟件，根據(jù)“穩(wěn)態(tài)條件下流體動壓徑向滑動軸承—圓形滑動軸承”進(jìn)行徑向軸承性能計算，以潤滑油入口溫度為65 ℃，軸承比壓1.2 MPa為輸入條件，分別對30r/min、70r/min、110r/min、140r/min、180r/min、198r/min、216r/min主要轉(zhuǎn)速工況下中間軸承潤滑性能進(jìn)行分析。

圖6 油膜分析結(jié)果(216 r/min)Fig.6 Results of oil film analysis(216 r/min)

圖7 油膜厚度與間隙比值隨轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.7 Variation curve of minimum film thickness with rotor speed

圖8 功率損失隨轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.8 Variation curve of frictional power loss with rotor speed

各轉(zhuǎn)速工況下最小潤滑油膜和最小膜厚比數(shù)據(jù)見下表。

表1 不同轉(zhuǎn)速工況下的油膜

通過以上分析計算可知：在幾種典型轉(zhuǎn)速工況下，中間軸承的最小油膜厚度值為17.4 μm，大于兩潤滑表面的綜合粗糙度2.4 μm值。同時最小膜厚比為19.45，遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于3，因此，中間軸承在各轉(zhuǎn)速工況下處于完全流體潤滑狀態(tài)，潤滑狀況較好。并且在最低轉(zhuǎn)速30 r/min時，軸承可以形成流體動壓油膜，潤滑狀態(tài)良好。

2.2 功率損失計算

中間軸承的功率損失主要由三部分組成：軸承軸瓦油膜摩擦功耗、甩油盤甩油功耗以及軸頸與油封摩擦功耗。軸承軸瓦油膜摩擦功耗是由于軸徑旋轉(zhuǎn)擠壓其與軸瓦間隙處油膜所產(chǎn)生的功耗；甩油盤甩油功耗則為甩油盤隨軸旋轉(zhuǎn)在攪動潤滑油，使滑油內(nèi)部摩擦生熱所產(chǎn)生的功耗；軸頸與油封摩擦功耗為靜態(tài)油封抱在軸上，軸頸旋轉(zhuǎn)與其摩擦產(chǎn)生的功耗。考慮中間軸承極限工況下的功率損失，即在最大比壓1.2 MPa，最高轉(zhuǎn)速216 r/min，進(jìn)油溫度極限溫度65 ℃。

經(jīng)計算，軸瓦油膜摩擦功耗為3 495 W，甩油盤甩油功耗為105.05 W，軸頸與油封摩擦功耗為1 859.34 W，則極限工況下，中間軸承最大功率損失約為5.459 kW，滿足技術(shù)要求。

2.3 冷卻性能分析

以比壓1.2 MPa，額定轉(zhuǎn)速180 r/min轉(zhuǎn)速工況產(chǎn)生的熱量為輸入，環(huán)境溫度取機(jī)艙溫度30 ℃，冷卻水進(jìn)水溫度取24 ℃，在該工況下考核中間軸承的散熱冷卻能力。

經(jīng)分析，中間軸承在1.2 MPa比壓負(fù)荷，最高216 r/min轉(zhuǎn)速工況，環(huán)境溫度取機(jī)艙最高溫度55 ℃，冷卻水進(jìn)水溫度取最高36 ℃的極限負(fù)荷工況下達(dá)到散熱平衡狀態(tài)時，平衡溫度63.1 ℃，小于軸承滑油最高許用溫度為65 ℃。因此，中間軸承的冷卻性能滿足要求。

2.4 傾斜搖擺分析

根據(jù)船用要求，中間軸承需要在傾斜搖擺環(huán)境下正常工作。船舶傾斜搖擺對中間軸承的影響主要為潤滑油是否正常流動，中間軸承最低運行油位時，即在縱搖±10°或橫搖±45°時，甩油盤與潤滑油充分接觸，運轉(zhuǎn)時可帶起足夠的潤滑油，潤滑冷卻軸瓦，滿足軸瓦運行需求。

3 試驗驗證

為進(jìn)一步驗證船用大比壓自潤滑中間軸承設(shè)計的合理性，以及潤滑性能分析的準(zhǔn)確性，研制了某型船用大比壓自潤滑中間軸承樣機(jī)，開展了一系列的試驗驗證工作。

3.1 動態(tài)運轉(zhuǎn)試驗

中間軸承動態(tài)運轉(zhuǎn)試驗系統(tǒng)由調(diào)速電機(jī)、減速齒輪箱、加載裝置以及試驗軸組成。調(diào)速電機(jī)經(jīng)過減速齒輪箱、聯(lián)軸器將輸出功率傳遞給試驗軸，帶動試驗軸旋轉(zhuǎn)，同時加載裝置將試驗所需的負(fù)荷加在試驗軸上，模擬中間軸承實船運行環(huán)境。

1.電機(jī);2.齒輪箱;3.彈性聯(lián)軸器;4.徑向加載部件;5.被試件;6.試驗軸;7.試驗臺架圖9 動態(tài)運轉(zhuǎn)試驗系統(tǒng)布置圖Fig.9 Arrangement diagram of dynamic operation test system

開展了中間軸承樣機(jī)在不同工況下的動態(tài)性能試驗，記錄中間軸承在不同轉(zhuǎn)速和軸承負(fù)荷下的性能試驗數(shù)據(jù)。經(jīng)驗證，該型船用大比壓自潤滑中間軸承樣機(jī)運轉(zhuǎn)穩(wěn)定可靠，無異常振動聲響，端面密封處無泄漏，如圖10所示。

圖10 中間軸承樣機(jī)試驗Fig.10 Intermediate bearing prototype test

3.2 最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速試驗

基于動態(tài)運轉(zhuǎn)試驗系統(tǒng)，開展最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速試驗，用于驗證中間軸承在最低轉(zhuǎn)速下是否能穩(wěn)定運轉(zhuǎn)。試驗環(huán)境為常溫條件下，試驗臺架冷卻水流量不小于40 L/min，冷卻水溫度≤36 ℃，試驗時間2 h，軸承負(fù)荷加載至最大載荷(軸承比壓1.2 MPa)，在30 r/min最低穩(wěn)定運行轉(zhuǎn)速下試驗2 h。

經(jīng)驗證，該型船用大比壓自潤滑中間軸承樣機(jī)可在最低轉(zhuǎn)速下穩(wěn)定運轉(zhuǎn)，軸瓦溫度和滑油溫度符合技術(shù)指標(biāo)要求。

3.3 高溫環(huán)境試驗

為驗證中間軸承在最高環(huán)境溫度條件下，能否穩(wěn)定運轉(zhuǎn)并滿足溫度指標(biāo)要求，建立了高溫環(huán)境試驗房，在55 ℃環(huán)境溫度條件下，進(jìn)行環(huán)境溫度對中間軸承性能影響試驗。試驗期間，對試驗軸承及參試設(shè)備儀表進(jìn)行觀察。

圖11 高溫環(huán)境試驗房Fig.11 High temperature environmental test room

經(jīng)驗證，該型船用大比壓自潤滑中間軸承樣機(jī)可在規(guī)定的高溫環(huán)境下穩(wěn)定運轉(zhuǎn)，軸瓦溫度≤85 ℃；滑油溫度≤65 ℃。

4 結(jié)論

(1)合理的軸瓦、甩油盤、冷卻器等結(jié)構(gòu)設(shè)計，可保證軸頸與軸瓦之間形成穩(wěn)定、可靠的潤滑油膜。

(2)通過油膜分析、功率損失計算、冷卻性能分析、傾斜搖擺分析可綜合評估船用大比壓自潤滑中間軸承的潤滑性能。

(3)研制了某型中間軸承樣機(jī)，開展了動態(tài)運轉(zhuǎn)試驗、最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速試驗、高溫環(huán)境試驗，驗證了該型中間軸承樣機(jī)運轉(zhuǎn)穩(wěn)定可靠，為船用大比壓自潤滑中間軸承及類似軸承的設(shè)計及潤滑性能分析提供了參考。