艦船推力軸承潤滑特性分析

黃家寧， 韓江桂

（海軍工程大學動力工程學院，武漢430033）

0 引言

推力滑動軸承在船舶推進軸系中應用十分廣泛，是軸系的關鍵設備，承載著船舶前進和倒退全部軸系動力的傳輸。目前國內外對于這部分的研究集中于大型水輪發電機組[1]、汽輪發電機組軸系系統，對艦船推力滑動軸承應用很少。因此有必要研究推力滑動軸承在不同工況下，其工作狀態及運行參數的變化規律，進而掌握其故障發生機理[2]。

本文以艦船中最常用的米歇爾型推力滑動軸承為研究對象，深入分析推力軸承在不同工況下，其油膜壓力、溫度、油膜厚度的變化規律[3-5]。以小型推力軸承為例進行仿真分析，并建立該軸承的試驗平臺展開。

圖1 可傾瓦推力軸承瓦塊示意圖和數學模型坐標系

1 可傾瓦推力滑動軸承數學模型

目前艦船推進系統使用的可傾瓦推力滑動軸承可分為米歇爾型和金斯伯雷型。由于米歇爾型推力滑動軸承本身的結構特點，使得其更容易出現故障[6]，故選取米歇爾型推力滑動軸承為研究對象，圖1為米歇爾型可傾瓦推力軸承的瓦塊示意圖以及數學模型的坐標系。

在柱坐標系下的雷諾方程[7]為

邊界條件為:ρ|Σ=0。

式中：p為油膜壓力；h為油膜厚度；ω為推力盤角速度；η為潤滑油的動力黏度；ρ為潤滑油的密度；r、θ為求解域對應的徑向、周向坐標；Σ表示油膜邊界。

二維絕熱能量方程為

式中：Cp為潤滑油的比熱容；T為油膜溫度。

邊界條件為：

采用差分法求解，定義無量綱化參數：

得到無量綱雷諾方程[12]：

計算是把解域沿半徑r方向劃分m個網格，沿圓周方向劃分n個網格，則任意一點的變量值P，可以用周圍的節點來表示。通過離散化，由差分代替偏導，可以得到求解域內任意節點的壓力Pi,j與相鄰的點之間的關系。潤滑油從入口流入，溫度隨流動逐漸變化，采用一階迎風格式的差分法[13-14]。求解的方向與潤滑油的流動方向保持一致，即：

計算流程如圖2所示，反復迭代求解，直到滿足一定的收斂條件。各自收斂條件如下：

按照圖2的流程利用Matlab軟件編寫程序，求出其油膜的壓力場、溫度場以及油膜的厚度分布[8-10]等衡量推力滑動軸承性能[11]的參數。

2 試驗驗證與結果分析

2.1 試驗平臺的設計

圖2 計算流程

試驗臺由試驗臺機械本體和在線監測系統兩部分組成，試驗臺實物如圖3所示，在線監測系統原理如圖4所示。

試驗臺工作原理為：變頻電動機通過彈性聯軸器，驅動推力軸承；軸向推力通過與液壓缸相連的推力軸承艉端法蘭，傳遞到推力盤上；軸向推力由力傳感器反饋回控制系統，通過上位機來控制軸向力的大小。

對于試驗需要測量一些參數，其中油膜厚度的測量是難點[15-16]。由于不考慮瓦塊的變形，油膜分布應呈平面狀，根據3點確定一個平面的原理，確定電渦流傳感器的數目為3個。電渦流傳感器的布置如圖5所示。1號傳感器布置在進油邊附近，傳感器中心位于平均半徑處，2號、3號傳感器布置在瓦塊的周向中心上，且沿瓦塊平均半徑對稱布置。這樣可根據三點的實際測量值，推算出整個瓦塊的傾斜狀態和瓦面上任意一點與推力盤之間的距離。

圖3 推力滑動軸承試驗平臺實物圖

圖4 監測系統原理圖

圖5 電渦流傳感器的測點布置圖

圖6 PT100的測點布置圖

根據理論計算溫度場，其結果顯示油膜溫度[17]的最大值靠近外徑處、出油邊，而進油邊的溫度變化率較小。因此溫度傳感器測點在出油邊應該密集一些，同時應考察潤滑參數沿徑向和周向的變化趨勢。因此測點的布置如圖6所示。各測點位置分別占瓦長（以進油邊為起點）和瓦寬方向長度（以內徑為起點）的百分比標示如圖，測點5的位置位于瓦長、瓦寬方向的75%、75%。這樣布置不僅避開了支點的影響，并且在后期進行數據處理時，能更精確地得到此區域油膜溫度的分布情況。

根據理論計算結果，壓力的最大值出現在瓦塊的支點附近。壓力測點的布置應該圍繞支點位置來布置，因此壓力傳感器測點布置如圖7所示。

圖7 壓力傳感器的測點布置圖

由可傾瓦推力軸承的工作特點，固定在瓦體上的傳感器會隨著瓦塊運動，故對傳感器的安裝提出了更高的要求，同時由于傳感器幾乎貫穿瓦體，安裝時應著重考慮密封性能，防止壓力油從傳感器安裝間隙中流失，對潤滑性能造成影響。因而總的原則是：傳感器必須安裝牢固，與軸瓦配合的地方不應有泄漏，不得產生相對位移。

2.2 試驗操作流程

圖8 實驗流程

設定試驗工況為穩態工況，即當轉速達到預定值，加載力達到預定載荷時，測量潤滑性能參數。觀察控制界面中潤滑性能參數的變化趨勢，當測量的潤滑參數值3 min內不再變化時，即認為試驗軸承達到該工況下的穩定運行狀態，即可保存試驗數據，工況分為變轉速和變載荷兩種工況。整個實驗流程如圖8所示。

2.3 載荷對潤滑性能的分析

變載荷工況，設定轉速為300 r/min，供油溫度為33℃，載荷為6、8、10、12 kN時,Pmax、Hmin、Tmax隨載荷變化關系如圖9所示。

圖9 載荷對油膜壓力、溫度、油膜厚度的關系

由圖9（a）可知，雖然實測值略小于理論值，但都表明了Pmax隨載荷的增加幾乎呈線性增加的趨勢，總的變化趨勢一致；由圖9（b）可知，隨著載荷增大，Hmin呈減少的趨勢，雖然Hmin減小，但油膜承壓能提高，并與不斷增加的外載荷平衡；由圖9（c）可知，隨載荷的上升，Tmax總體趨勢是逐漸升高的。這是因為載荷增加，膜厚減小，瓦塊與推力盤之間的距離減小，油膜層與層之間的摩擦加劇，黏性耗散增加，且熱量通過對流散發出去的機率減小[18]。

2.4 轉速對潤滑性能的分析

變轉速工況：設定載荷為6 kN，供油溫度為33℃，轉速分別為100 r/min、200 r/min、300 r/min、400 r/min；同樣得到三個參數隨轉速變化關系圖，如圖10所示。

圖10 轉速對油膜壓力、溫度、油膜厚度的關系

從圖10（a）可知，轉速對Pmax的影響不大，不同轉速下，瓦塊的傾角并不相同，由于瓦塊圍繞支點的力矩是平衡的，Pmax和壓力分布會有變化，但總是圍繞固定值上下波動；從圖10（b）中可知，試驗數據與理論計算值都表明了隨轉速增加，Hmin也增加，同時承載能力也提高了；從圖10（c）中可知，轉速提高，Tmax上升逐漸升高。由理論分析可知，這是由于潤滑油的剪應變率增加，黏滯耗散增加。

3 結論

將理論數值計算與試驗測試結果進行對比分析，可以得到以下結論：

1）從試驗數據來看，實測溫度比理論值稍低，這是由于軸承在運行過程中不斷產生熱量，將對Tmax產生影響，同時試驗平臺系統誤差影響這也會對油膜的溫度產生影響。但總的來說，理論值與實測值隨速度、載荷變化的趨勢一致；與此同時出現的試驗數據Hmin值稍高于理論計算值，主要是由于支點位置變化對安裝精度的影響，以及測量誤差的原因，但實測值與理論值變化趨勢一致，表明測量數據較為準確。

2） 試驗測得的三個重要性能參數Tmax、Pmax、Hmin隨轉速、載荷的變化規律與理論計算值基本吻合。隨著轉速增加，承載能力增強，Hmin也增加，但油液的剪應變率增加，黏滯耗散增加，溫度勢必上升；隨著載荷增加，Pmax幾乎呈線性增加的趨勢，Hmin減小，膜厚減小，承載能力提高。

3）試驗臺實測值驗證了理論模型的正確性，為進一步故障分析提供理論基礎。