一种顺应轴系挠度曲线的轴承孔系布置方法

张新宝，吴 飞，董广坤，聂博强

（华中科技大学，湖北武汉 430074）

0 引言

目前，我国船舶推进轴系的轴承布置普遍是沿旋转轴系的设计基准直线布置，且轴承中心轴线与旋转轴系的设计基准直线基本同轴，即推进轴系的轴承对推进轴系的基准直线的径向偏移量和轴承轴线与基准直线的夹角尽量小，理论上为0。而对于一些中长轴型船舶推进轴系也有采用沿曲线轴线控制其轴承，但该曲线受制于附加条件：推进轴系的艉管后轴承支撑点处截面转角一般应不超过3.5×10-4rad，且推进轴系安装时考虑推进轴系的挠度要尽量小。当靠近螺旋桨的轴承支点处轴截面转角超过3.5×10-4rad时，需要采取斜镗孔技术处理[1]。

对于轴承来说，其工作部位是轴承孔和轴颈，轴承孔是轴承的支撑部位，轴颈是被轴承支撑的轴上部位，轴承中心轴线也就是轴承孔中心轴线。轴承中心轴线与相配合的轴之间由于挠度的存在会有相对的夹角，轴转动时轴承孔与轴的接触就不均匀，造成轴承孔与轴接触处应力或压强不均匀，使得轴承沿轴向的不同位置的磨损量不一样，形成轴承的偏磨。现有的推进轴系合理校中的设计和工艺技术不能很好地解决轴承偏磨的问题，特别是艉轴后轴承自身的偏磨问题。本文提出一种顺应轴系挠度曲线的轴承孔系布置的合理校中方法，可以有效解决轴承磨损问题，特别是艉轴后轴承自身的偏磨问题。

1 方法介绍

顺应轴系挠度曲线的轴承孔系布置方法是通过顺应轴系静态挠度曲线，使轴承安装角度与轴系轴线之间的夹角基本为零，从而使得轴承孔与相配的轴之间的接触比较均匀，轴承沿周向同一位置、轴向的不同位置所受应力或压强基本一致，以解决船舶推进轴系轴承自身的偏磨问题。

2 实施方法

根据轴系模型设计，轴承是布置在轴系静态挠度曲线上的，准确地说是轴承孔的形心布置在轴系挠度曲线上。传统的轴承安装是轴承孔中心轴线沿轴系的基准直线安装，在轴承孔形心处轴承孔中心轴线与设计的轴系静态挠度曲线之间存在夹角 θ，此时θ大小等于轴承孔形心处静态挠度曲线转角。

顺应轴系挠度曲线的轴承孔系布置方法是当轴承孔形心处的中心轴线与设计的轴系静态挠度曲线之间的夹角θ的当量误差dt大于轴系同心度公差φt的阈值或轴承单边间隙差值的允许最大值gap的阈值时，则轴承按顺应轴承孔形心处轴系静态挠度曲线的转角安装，即减小夹角θ值趋近于0。

当轴承孔形心处的中心轴线与轴系挠度曲线之间存在夹角θ的当量误差dt小于等于轴系同心度公差φt的阈值或轴承单边间隙差值的允许最大值gap的阈值时，则轴承不需要改变转角，仍沿轴系的基准直线安装。

上述轴承孔形心处的中心轴线与设计的轴系静态挠度曲线之间的夹角θ的当量误差dt=L·θ，其中L为轴系的轴承的长度，θ为轴承中心轴线与轴承形心处轴系挠度曲线的夹角。轴承单边间隙差值的允许最大值gap是指周向同一位置、轴向不同位置的单边最大间隙减去单边最小间隙的差值的最大允许值。

3 实例说明

图1为缩小的推进轴系简化后得到的轴系模型示意图。图2为实验室轴系试验台架，是从图1中取出的单独艉轴三支撑等轴径模型。台架采用仿浆盘代替螺旋桨，支撑轴承为静压轴承，轴为等轴径光轴，精度要求轴径母线直线度允差0.050mm，驱动电机为YASKAWA伺服电机，型号为SGMJV-08ADE6S。

图3为图2实验室轴系试验台架简化的放置在刚性铰支上的连续梁模型。梁的长度自仿浆圆盘轴末端面始，至电机输出端端面止；梁上作用着均布载荷和集中载荷，其中将轴自重均作为均布载荷处理，作用在轴系上的载荷，如仿桨圆盘、联轴器按集中载荷计算，其作用点为各中剖面与轴线交点，轴承支反力也按集中载荷计算；梁的仿浆盘端和推进电机端作为自由端计算。图3中，轴径D为40mm，仿桨圆盘的重量Pg为100kg，主体轴总长3.5237m，其中桨的重心到艉轴后轴承 1的中点的距离为0.318m，连接螺旋桨的轴端到艉轴后轴承1的距离L0=0.320m，艉轴后轴承1与艉轴前轴承2之间的轴长L1=1.180m，艉轴前轴承与中间轴承3之间的轴长L2=1.0237m，轴前端段轴长L3=1m，联轴器质量Pp=1kg，质心距中间轴承3的距离L3p=0.9789m，推进电机及其轴长、弹性联轴节长另计。轴系用三个独立式的轴承支撑，艉轴后轴承1可调，艉轴前轴承2和中间轴承3的轴线连线沿水平方向。

图1 轴系示意图

图2 实验室轴系试验台架

图3 实验台架的简化模型

3.1 直线校中结果

针对上述轴系模型分别运用三弯矩法[2-4]和传递矩阵法[5,6]进行轴系直线校中，结果如表1所示。

表1 直线校中结果

3.2 合理校中结果

根据轴承负荷比优化[7]进行轴系合理校中计算，将艉轴前轴承变位下沉10mm，则三弯矩法获得轴承负荷比β1=fs2/fs1=6.7152；传递矩阵法获得轴承负荷比 β2=ft2/ft1=6.7152，其中 fs1、fs2和 ft1、ft2分别为三弯矩法和传递矩阵法计算的艉轴后和艉轴前轴承支反力。结果如表2。

表2 合理校中结果

3.3 数据分析

轴系进行合理校中后，各轴承支撑点处截面转角均超过3.5×10-4rad，按要求艉管后轴承应采取斜镗孔处理，不同类型的船舶规定的艉轴承斜镗值不相同，通常在0.3mm/m～0.4mm/m之间[8]。

一般来说，轴承单边间隙差值的允许最大值gap约为轴承直径的0.05%，gap阈值比取值为60%，轴承长度L为88mm。据上表2数据计算，轴承1的夹角θ为1.4690×10-2rad，超过3.5×10-4rad，采取斜镗孔处理，斜镗孔取值0.4mm/m，则其当量误差dt1=88mm×(1.4690×10-2rad-0.4mm/m)=1.2575mm，轴承2的当量误差dt2=88mm×3.0475×10-3rad=0.2682mm，轴承3的当量误差dt3=88mm×2.0155×10-3rad=0.1774mm，轴承单边间隙差值的允许最大值gap的阈值σ=40mm×0.05%×60%=0.012mm，所有轴承的当量误差均超差，都应该按顺应轴承孔形心处轴系静态挠度曲线的转角安装。

3.4 轴系简化试验台架调试

实验室轴系试验台架调试时先将各轴承按直线安装，挠度在同一高度值，未加浆盘，轴杆运转自如；加入浆盘后，手动无法盘车，轴系无法运转。

按合理校中要求，将艉轴前轴承变位下沉10mm，仍无法手动盘车。

再按顺应轴承孔形心处轴系静态挠度曲线的转角调整各轴承转角，调整完后，轴系能进行手动盘车，通电后电机能带动轴系稳定运行。

简单测量远端轴系截面在垂直方向的跳动，测量截面距后轴承中心距离约17.5cm，测量结果为：Tmax=8.0×10-2mm；Tmin=-4.4×10-2mm；T=|Tmax-Tmin|=0.124mm。轴系跳动量相对于轴承变位下沉比例为1.24%。

4 结束语

1）按照顺应轴系静态挠度曲线的布置轴承孔系的方法进行合理校中处理的实验室轴系试验台架能稳定运行，从而证明了该方法的可行性；

2）该方法使轴承孔与相配的轴之间的接触比较均匀，轴承沿周向同一位置轴向的不同位置所受应力或压强基本一致，有利于解决船舶推进轴系轴承自身的偏磨问题。

[1]国防科学技术工业委员会.CB/Z338 2005, 船舶推进轴系校中[S].北京: 中国标准出版社, 2005.

[2]周瑞平, 姚世卫, 张昇平, 等.三弯矩方程的理论研究及在轴系校中中的应用[J].武汉理工大学学报,2005, 27(5): 76-79.

[3]周瑞平, 张昇平, 杨建国.三弯矩方程的改进及在船舶轴系动态校中的应用[J].船舶工程, 2003, 25(1):40-43.

[4]张昇平, 周瑞平, 颜世文.三弯矩方程的改进及船舶轴系校中软件研究[J].造船技术, 2003(2): 35-38.

[5]魏海军.传递矩阵法在轴系校中计算中的应用[J].中国修船, 1998(6): 14-16.

[6]魏海军, 满一新, 童晨涛.船舶轴系校中传递矩阵法及软件实现[J].大连海事大学学报, 1997, 23(3):46-50.

[7]张新宝, 耿宝龙, 杨一帆.推进轴系合理校中的轴承负荷比优化及轴线设计[J].华中科技大学学报, 2013,41(1): 93-96.

[8]江志斌, 孔庆卫.船舶轴系的合理校中与艉轴承套斜镗孔[J].辽宁造船, 2008(2): 38-41.