頂舉法測量軸承負荷誤差分析及應對措施

田春雷,王惠達

(中船澄西船舶修造有限公司,江蘇 江陰 214400)

0 引言

船舶軸系作為船舶推進系統重要組成部分,其運行的穩定性影響到船舶航行安全。船舶軸系實際運行中承受復雜應力和負荷,軸系校中不良可能導致以下情況發生:①部分軸段內彎曲應力過大,造成個別軸承負荷過大,縮短軸承使用壽命;②主機軸承或艉管后軸承負荷過大,引起軸承油膜破壞、軸瓦磨損或燒瓦;③軸承之間負荷分配失衡,造成不平衡振動,加劇破壞;④減速齒輪箱齒輪嚙合不良,引發振動或者發生齒輪崩齒現象;⑤主機曲拐差過大,造成曲軸過度疲勞損壞、主機軸承損壞等。以上問題會給船廠、航運公司造成較大經濟損失,因此對軸系安裝、校中質量提出了更高的要求。

軸承負荷是衡量軸系安裝質量的關鍵指標。目前,國內高校和研究機構主要從技術層面研究軸承負荷測量的方法和存在的問題,而本文基于實船軸系校中計算報告,從生產一線操作、施工設備/工具施工工藝、工法等方面進行分析,既提高了船舶軸系負荷測量精度,又對效率提升有一定的促進作用。

1 軸系校中方法

軸系校中方法有直線校中法、負荷法及合理校中法,目前各船廠大多采用合理校中法校中船舶軸系。合理校中法是根據船舶軸系的實際結構,按照規定的約束條件,即規定的軸承負荷、應力及轉角的允許范圍,通過校中計算確定各軸承的合理位置,把軸系安裝成規定的曲線狀態,使各軸承的負荷分配合理、符合要求,支承截面上的彎矩和轉角在允許范圍內。

軸系合理校中計算書提供的主要計算結果有:各軸承負荷、各軸承的位置、各法蘭的曲折、偏移值。

校中過程分兩階段進行:第一階段通過改變軸承位置,使軸系法蘭曲折、偏移符合計算書要求,從而初步確定各軸承、主機的位置;第二階段測量軸系及主機各軸承實際負荷驗證第一步校中情況,并視測量數據進行調整以滿足要求。

2 軸系負荷測量方法

2.1 應變片法

應變片法測量軸承負荷就是借助電阻應變片及應變儀測量出被測點的應變值,計算出該點的應力、彎矩等,從而計算出軸承的實際負荷。

測量時,在同一圓周截面上相隔180°的2個位置各粘貼電阻應變片及角度傳感器,被測軸旋轉一周,應變儀及角度傳感器采集各角度位置應變數據,經處理、計算出相關軸承的負荷。

應變片法目前雖有較多船級社及相關機構進行研究,但應變片法測量軸承負荷在實船應用較少。

2.2 頂舉法

頂舉法測量軸承負荷是利用安裝在軸承附近的液壓頂升油缸代替軸承來檢驗軸系校中后實際負荷的方法。頂舉法被國內外大多數船廠使用。

船舶軸系由艉管軸承、中間軸承、主軸承等軸承支撐,槳、軸等設備自重及其他應力作用在各軸承上。按照軸系校中計算報告中各軸法蘭的偏移、曲折數據校中軸線(見圖1),初步將軸系定位成一定形狀的曲線狀態,各軸承固定后,連接各軸法蘭。

圖1 軸系法蘭校中

軸系校中計算報告規定位置放置液壓頂升油缸,將軸逐漸頂起,使被測軸承與軸頸完全脫開。頂升油缸代替了軸承的作用,頂升油缸的負荷即近似認為是被測軸承所受到的載荷。頂升到一定高度后,頂升油缸緩慢卸載,軸逐漸釋放,下落到軸承上,負荷重新由軸承承擔。根據頂舉和下降階段采集到的油壓、軸位移數據,繪制頂舉曲線,從而計算出軸位移為0時對應的頂升油缸負荷。根據軸系校中計算報告提供的頂舉系數,計算出被測軸承負荷。由于頂升油缸柱塞與缸體摩擦力等因素影響,頂升曲線與下降曲線不重合,因此確定頂升油缸負荷時應取頂升和下降曲線的平均值,見圖2。

圖2 頂升曲線

3 頂舉法負荷測量誤差分析及應對措施

軸承負荷按照下面公式計算[1]:

R=CAP

式中:R為軸承負荷,N;C為頂舉系數;A為頂升油缸活塞面積,mm2;P為頂舉壓力,MPa。

根據公式可知,選定某一油缸后,活塞面積即固定不變,因此,軸承負荷主要受到頂舉系數、頂舉壓力影響。如果油缸面積選取不合理,在軸承負荷不變的情況下,也將影響軸承頂舉步驟和頂舉精度。

3.1 頂舉系數

由于軸承實際負荷無法直接測量,軸系校中計算時在靠近軸承處設置臨時頂舉點,因頂舉點與軸承有一定距離,頂舉點測得的數據不是軸承實際負荷,因此引入頂舉系數。軸系校中模型建模時確定頂舉點,計算出頂舉點和軸承處理論負荷,軸承理論負荷與頂舉點理論負荷的比值即為頂舉系數[2]。

某船艉管前軸承原頂舉位置在艉軸法蘭后端面處(到艉管前軸承中心距離1 055 mm),實際施工過程中頂升油缸無法安裝,因此將頂舉點向前移動45 mm(到艉管前軸承中心距離1 100 mm),頂舉系數也相應的由原來的1.10更新成1.11,本軸承理論負荷53 kN。頂升位置向前調整45 mm后軸承負荷誤差為0.48 kN。

3.2 頂舉壓力

頂舉壓力是軸系負荷計算關鍵參數之一。頂舉壓力應全部有效作用于被測軸上,代替軸承所受負載。在測量過程中可能出現圖3中各種頂升不良情況,頂升油缸頂舉壓力只有部分用作提升被測軸,從而產生測量誤差。

P—頂舉壓力;M—扭矩;α—夾角。

圖3(a)中頂舉壓力作用于軸最下方,但不通過軸中心,軸實際受到垂直頂舉壓力PA=Pcosα及水平推力PL=Psinα,而收集、記錄的壓力值均為P,實際作用于被測軸上的力小于壓力表示數,PA

圖3(a)是實際操作過程中相對理想的狀態,實際可能出現圖3(b)(c)(d)等情況,軸的受力情況更為復雜。究其根本,軸實際受到的頂舉壓力只是P在某個方向上的一個分力或與扭矩M的組合,同時由于頂升油缸傾斜,導致柱塞與缸體之間摩擦力增加,因此頂舉點軸的實際受力PA

以上各情況一般都是因頂舉工裝焊接后位置及平面發生偏差導致,因此在頂舉工裝設計時需要將該工裝面板加大,液壓油缸可以在頂升工裝上適當移動調整位置,使頂升油缸中心處于軸正下方;并在安裝時控制焊接變形,減少工裝基座面的偏差。

如果工裝基座面與軸偏差過大,可在基座與頂升油缸之間增加球形墊片。頂升油缸加壓后,球形墊片自動調節,使油缸頂舉壓力方向與軸垂直,減少柱塞與缸體的摩擦力,從而減小頂舉壓力損失,使頂舉點實際受力與頂舉讀數基本相同。

3.3 頂舉曲線

頂舉曲線是根據頂升位移和對應頂舉力繪制的,根據曲線可得到軸承平均頂舉壓力。該曲線是分析、計算軸承負荷關鍵一環,對頂舉過程有較為嚴格要求。如:在頂升和下降過程中要盡量多選取測量點,根據軸系校中計算報告中對應的軸承負荷值選取合適的頂舉壓力間隔,在0～0.2 mm范圍內盡多選取測量點,使曲線更加精細、精準,曲線斜率變化更加直觀,利于準確確定拐點和分析直線。

3.3.1 頂升油缸選取不當

頂升油缸活塞面積過大,導致測量點較少,特別是在較小位移區間內測量點少,在軸承負荷較小的測量中影響最為明顯。對于這種情況,可在相鄰軸承上加裝百分表:一只百分表置于升起的軸頸軸承上,另一只百分表置于鄰近軸頸上,同時使用1只經過校驗的高精度的壓力表,每間隔0.5～1.0 MPa測量一次。

措施1:正確選擇頂升油缸[3]。

根據軸系校中計算報告給出的軸承負荷,推算頂升油缸活塞面積A=R/CP。因頂舉系數C對活塞面積A影響較小,估算時可忽略該系數,因此活塞面積A=最大負荷R/最大頂舉壓力P。根據頂舉壓力間隔和頂升步驟計算最大頂舉壓力P,實際操作時最大頂舉壓力一般取40～60 MPa。按照油缸活塞直徑確定與活塞面積近似的合適油缸。

措施2:減小頂舉壓力間隔。

根據使用工具、量具的可操作性和顯示精度,可適當減小頂舉壓力間隔,一般壓力間隔不小于2 MPa。如小于2 MPa,針閥控制降壓比較困難,無法保證降壓間隔基本均等。如軸承負荷較小,每頂舉步驟間頂舉力差小于2 MPa,應考慮使用電磁閥控制壓力的升降,同時用千分表代替百分表,以獲得較為精準和均等的壓力、位移數據。

3.3.2 分析線選定不準確

分析頂舉曲線形態后發現,在合適位置確定上升階段和下降階段的分析線,2條分析線具有相近的斜率。由于受到各客觀因素影響,受相鄰軸承影響較大的軸承頂舉曲線的斜率變化不明顯,特別是相鄰軸承距離較近時,正確確定分析線有一定難度,此時需要借助軸系校中計算報告中軸承負荷影響數的斜率作為參考。頂升與下降分析線的平均線應與參考線斜率相近,能夠比較方便地確定分析線及判斷所選曲線是否準確。

軸承負荷影響數一般是軸承上升1 mm支反力增加值。以某船中間軸承為例,中間軸承上升1 mm,該軸承的支反力增加80.728 kN。該軸承的頂升油缸活塞面積2 198 mm2,頂舉系數1.002 1,計算對應的頂舉壓力P=36.6 MPa。在頂舉曲線圖中繪制負荷影響數曲線,對應的斜率K=H/P=1/366(H為頂舉高度)。

軸承負荷影響數曲線與頂升曲線平均線斜率趨勢基本相同,判斷該軸承負荷曲線的分析線選取是否正確,見圖4。

圖4 頂舉曲線及軸承負荷影響數曲線

3.4 其他影響因素

帶有永磁式軸帶發電機或永磁式推進電機軸系,頂舉時軸位置發生位移,轉子與定子的間隙改變,產生不平衡磁力,影響校中結果。磁力與間距的偏差值呈線性關系。

初步校中時可以將轉子與定子間隙調至設備商要求范圍內,轉子處于平衡狀態。但在頂舉過程中由于轉子發生位移,隨著轉子與定子間的間隙變化,磁力也發生改變,使頂舉壓力突增或突減,甚至由于磁力致使轉子不能恢復到原來位置。

磁力對軸系校中的影響較復雜。不平衡磁力隨著轉子的位移不斷改變,相鄰軸承在頂舉時,在軸帶發電機或推進電機端安裝百分表,檢查轉子偏心位移,結合轉子、定子對中的偏差,計算磁力方向及大小,綜合判斷磁力對于軸承負荷的影響,進而進行軸承位置的調整。

4 結語

頂舉法測量軸承負荷在軸系合理校中中應用廣泛,但測量過程中易因主觀、客觀因素產生誤差,因此要求施工人員嚴格執行技術要求、精確施工,發現結果異常后采取正確糾正措施,提高軸承負荷測量準確度,避免軸系運行時發生軸承負荷分布不均、溫度異常甚至磨損等問題。