船舶艉轴承的工作特性分析

沈永凤 方成跃 曹宏涛

1中国舰船究设计中心，湖北 武汉 430064

2海军装备部沈阳局，辽宁 沈阳 110031

船舶艉轴承的工作特性分析

沈永凤1方成跃1曹宏涛2

1中国舰船究设计中心，湖北 武汉 430064

2海军装备部沈阳局，辽宁 沈阳 110031

根据某近海拖轮的推进系统，将其轴系进行分析和简化，并利用有限元软件ANSYS建立轴系横向振动的有限元模型，并分析船舶艉轴承发生磨损的原因。如果艉轴承支撑位置安装不当以及螺旋桨激励力的影响，会使轴承负荷分配不均，引起超负荷轴承的过度磨损。而艉轴承的过度磨损则会引起其支承长度的变化，不同位置轴承支承长度的变化对轴系固有振动特性的影响也不同。

艉轴承；磨损；负荷

1 引言

随着船舶行业的发展，船舶的吨位越来越大，对其可靠性的要求在逐步提高。最近的一系列有关资料和报道中［1－2］，影响船舶正常运行的主要因素仍是船舶轴系及其关键部件的可靠性和主要零件的使用寿命。其中，船舶艉轴承失效仍然是船舶的致命要害所在［3］。

2 艉轴承的磨损原因分析

为便于分析，本文以2 500 kW近海拖轮推进轴系为例，进行有关共性问题的研究。其推进机组技术参数为：

主机机型 G8300ZC6B／7B，四冲程、水冷、直列式直接喷射增压中冷、不可逆转船用柴油机，额定功率1 471 kW，额定转速500 r／min；

齿轮箱型号为 GWC49－54，速比 2.917 2∶1；

螺旋桨的质量为2 739 kg，桨叶数4；

计入30%附连水螺旋桨的质量为 3 560.7 kg；

螺旋桨的极转动惯量为 10 345.2 kgf.cm.s2；

计入60%附连水螺旋桨对直径的转动惯量为8 276.2 kgf.cm.s2；

轴系的最大工作转速为 171.4 r／min。

利用有限元软件ANSYS进行简化处理，建立轴系的计算模型，见图1、图2。

2.1 轴系的校中不良

如果轴系校中计算不正确或未进行校中计算就安装轴系，会使轴承负荷分配不均，从而引起超负荷轴承的过度磨损，甚至造成轴系断裂［5］。

当艉轴承位置取1／2～1／6艉轴承长时 （这一假定并不符合实际情况，但是为了得到一些规律和研究上的方便，特此假设），各个轴承的负荷不同，计算结果如表1所示。

表1 不同支撑位置时的轴承负荷Tab.1 Loads of the shaft in different bearing location（kN）

由表1可知，当轴承支点位置不同时，轴承负荷大小有着很大的不同。当艉轴承位置取1／3轴承长时，2号轴承负荷偏大，为71.592 kN；当艉轴承支点位置在 1／4～1／6艉轴承长时，1号轴承的负荷偏大，已经超出船级社规定的最大允许负荷。

这是因为：对于艉管后轴承，尤其是近螺旋桨的最后一段轴承，由于受到较重的螺旋桨悬臂的力矩，支承反力沿轴承长度分布很不均匀，是倾侧的，支反力的合力的作用点偏向尾端［5］，并受轴承磨损程度、船舶负载、船体变形等因素的影响，舰轴承支承点的位置实际上是不确定的。所以若轴系校中不良，支点位置选取不当时，会使负荷分布不均，造成艉轴管轴承迅速磨损甚至烧坏，艉管密封元件异常磨损而导致泄漏，破坏轴承的正常工作，以及引起船体振动。因此，各船级社按经验给出了支承点的变化范围。

如果采用的是铁梨木轴承，由于规范上推荐这道轴承长度为4D（D为艉轴直径）。精确计算法对轴承受力支点的确定方法阐述如下：考虑到螺旋桨的悬臂作用，离螺旋桨最近的轴承支点位置，一般应根据艉管（或舷外支承）材料与具体结构确定，当没有此数据时，铁梨木轴承可按下式选取，即：

有一种意见，取 s＝ （0.5 ～0.8D），比前式中的还要小，即白合金轴承：

式中，s为支承点距轴承后端面的距离；l为轴承衬长度。

2.2 螺旋桨水动力的作用

当船尾伴流场一定时，螺旋桨水动力的6个分量便可确定下来。螺旋桨平均水动力，即水动力的静荷部分使尾轴向上抬起，减少了后尾轴承载荷，增加前尾轴承载荷，从而减小了前后尾轴承之间的负荷差，改善了尾轴承的工作条件，提高了使用寿命；同时由于使尾轴向上抬，因而导致压力中心向前移动。但螺旋桨水动力的动荷部分，即螺旋桨激励力，它不同于平均水动力作用。不仅使轴上抬，亦可下弯。作用的结果近似椭圆，这时会引起各种振动，使轴系发生弯曲，最终加快了艉轴承的磨损，给其工作带来非常不利的影响。

轴系运行时，螺旋桨运转于不均匀伴流场中导致在桨叶上承受周期性变化力，其对桨轴的作用可分解为6个分量：3个力、3个力矩，见图3。

现研究螺旋桨激励力水平力Fz对轴系弯曲振动的影响。远大于2倍及以上叶频分量，因此在一般计算中取m＝1，由于1倍叶频分量得：

从而得到轴承处的4个受力情况，即艉轴前、中、后轴承及中间轴承的振动响应曲线，分别见图5～图 8。

由图5～图8可看出，轴承受力比较大时，所对应的频率均是各阶固有频率。并且与表1中各轴承负荷对比之后，还可看出，在轴系振动的低阶频率范围内，加上螺旋桨激励力以后轴承的受力明显变大。这说明由于螺旋桨激励力而引起了各种振动的发生耦合，即不仅使轴上抬，亦可下弯。其中轴系的扭振使轴系的轴心呈弧线形，并往复运动。这种形式破坏了润滑膜的稳定性，甚至撞击轴衬，加快轴承的磨损，增加摩擦功耗。轴系的横振使轴系的轴心轨迹呈椭圆形，而轴心的涡动会引起润滑膜的振动，以致使其破裂，撞击轴承，引起轴承的附加负荷；轴系的纵振引起轴向摩擦功耗，同时引起瞬时摩擦系数和端泄流量的变动，降低润滑膜的稳定性。当轴和轴承直接接触时，轴承这种往复振动会增加尾轴承的摩擦和磨损。

2.3 轴承接触长度对其支撑特性的影响

艉轴承的受力复杂，除了艉轴和螺旋桨的自身重量以外，还有因螺旋桨的重量不平衡所引起的惯性力和船体变形所产生的附加力。这些力和力矩是造成艉轴承磨损和失效的主要因素。而且随着船舶吨位的增大，艉轴在螺旋桨重量的作用下发生挠曲，给艉轴承造成很大的边缘负荷，使其处于恶劣的润滑状态，从而产生严重磨损，所以轴承的支承面积是不断变化的，见图9。

因此有必要研究轴承的支承长度（与轴的接触面积）对轴系固有振动特性的影响，在条件允许的情况下，调整轴承的支承长度以调整轴系的固有振动，避开有害的共振［7］。

本文分别针对船舶轴系中的艉轴后轴承、艉轴中轴承、艉轴前轴承的接触长度变化，计算出了各种条件下轴系的固有频率。本文假定初始轴承的支承长度为实际艉轴后轴承总长的5%（这一假定并不符合实际情况，但是为了得到一些规律和研究上的方便，特此假设），再增加支承长度到实际轴承总长的10%和15%。

1）艉轴后轴承接触长度对轴系固有振动特性的影响。由表2可知，艉轴后轴承支承长度的影响主要集中在轴系的低阶振动频率上，接触长度的降低可以降低轴系的最初几阶振动频率，而在船舶轴系运行时，最关心的就是轴系的低频振动，所以艉轴后轴承的支撑状态必须给予足够的重视。

2）艉轴中轴承接触长度对轴系固有振动特性的影响。由表2可见，艉轴中轴承接触长度对轴系固有振动的影响主要体现在2～4阶振动频率上，而且随着轴承接触长度增加，轴系的固有振动频率增加。艉轴中轴承对轴系最初几阶振动频率影响也很大，因此艉轴中轴承的磨损对于轴系的影响也很大。

表2 艉轴三道轴承及中间轴承接触长度对轴系固有频率的影响Tab.2 Effects on the natural frequency of the shaft caused by different contact lengths of the stern shaft bearings and middle bearing

3）艉轴前轴承接触长度对轴系固有振动特性的影响。由表2可见，船舶艉轴前轴承对轴系固有振动频率的影响主要体现在3～5阶固有振动频率上，因此在船舶轴系运行过程中要给予足够的注意。

4）中间轴承接触长度对轴系固有频率的影响。由表2可见，中间轴承接触长度对轴系最初几阶振动频率影响不大，因此中间轴承的磨损对于轴系的影响不大。

5）轴承支承长度的影响比较。综上所述，调整艉轴后轴承、中轴承以及前轴承的接触长度可以调整船舶轴系固有振动频率，因此在船舶运行过程中，必须对这三处轴承的支承状态给予足够的重视。

4 结论

船舶艉轴承是船舶尾管系统的重要组成部分，它的可靠工作是船舶正常营运的基本条件。由于尾管系统设计上的不合理导致船舶轴封失效，艉轴承磨损过大，不得不进坞返修的现象更是屡见不鲜。

针对上述原因分析，在设计过程中建议采取以下几点措施：

1）对轴系进行合理的校中计算，按计算结果调整轴系支撑位置，合理安装；

2）合理设计螺旋桨外形及其叶数等，减小螺旋桨激励力，从而减小螺旋桨激励力对艉轴承负荷带来的不利影响；

3）减小轴系振动，改善尾轴承的工作条件。

［1］焦秀稳.尾管密封失效分析［J］.中国造船，1995（11）：74－77.

［2］魏海军.船舶尾轴密封装置漏油原因分析及油液监控的重要性［J］.中国造船，2001（5）：10－12.

［3］荣先成.有限元法［M］.重庆：西南交通大学出版社，2007.

［4］王传傅.用有限元法计算船舶轴系的横向振动［J］.哈尔滨船舶工程学院学报，1983（2）：35－46.

［5］魏海军，白德富.艉轴承过度磨损原因分析与修理［J］.机电设备，2000（3）：22－23.

［6］何友声，王国强.螺旋桨激励力［M］.上海：上海交通大学出版社，1997.

［7］周春良.船舶轴系振动研究［D］.哈尔滨：哈尔滨工程大学，2006.

Performance Characteristics Analysis on the Shaft Bearing of Propeller

Shen Yong－feng1Fang Cheng－yue1Cao Hong－tao2
1 China Ship Research and Design Center， Wuhan 430064， China
2 Department of Naval Equipment， Shenyang Division， Shenyang 110031， China

According to the propulsion system of an offshore tugboat， the Finite Element （FE） model of shafting was established by analysis and simplification using the ANSYS software，abrasion occuring on the stern shaft bearing were examined.In case the propeller shaft bearing cannot be installed in the right position and results in exciting force acting on the propeller，loads on the bearing will be distributed asymmetrically， over－abrasion will be given rise onto the overloaded bearing.Moreover， the aftermath of over－abrasion is that the supporting length of bearings will be changed， brings about different effects on the natural vibration characteristics of the shafting.

stern shaft bearing； abrasion； load

U661.44

A

1673－3185（2011）01－78－04

10.3969/j.issn.1673-3185.2011.01.015

2010-03-02

沈永凤（1984－），女，硕士。研究方向：船舶与海洋结构物设计与制造。E-mail：beyond－shen＠163.com

方成跃（1963－），男，研究员。研究方向：船舶动力系统研究与设计。E-mail：fang＿cy＠ 126.com