動(dòng)態(tài)載荷條件下船舶推進(jìn)軸系尾軸承潤(rùn)滑性能分析

劉思佳，袁 強(qiáng),2，劉 宇，劉 虹，呂明辰

(1.浙江海洋大學(xué) 船舶與海運(yùn)學(xué)院, 浙江 舟山, 316022；2.武漢理工大學(xué) 船海與能源動(dòng)力工程學(xué)院, 湖北 武漢, 430063)

0 引 言

大型船舶推進(jìn)軸系主要使用的滑動(dòng)軸承，潤(rùn)滑油在軸和軸承之間形成潤(rùn)滑油膜，降低軸系運(yùn)行時(shí)的摩擦力以及減小軸系和軸承的磨損，提高軸系運(yùn)行的安全性和可靠性，降低設(shè)備的故障率。因此，對(duì)滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑性能研究顯得十分重要，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)其做了大量研究。針對(duì)穩(wěn)定工況條件下軸承潤(rùn)滑性能的研究，黑棣等[1]研究了軸承參數(shù)對(duì)潤(rùn)滑特性的影響，比較了溫粘效應(yīng)和等溫條件下的油膜力，溫粘效應(yīng)對(duì)軸承的油膜壓力分布有較大影響。劉洋洋等[2]針對(duì)船用滑動(dòng)軸承在低速水潤(rùn)滑工況下液膜承載能力不足導(dǎo)致的局部固體接觸碰磨問(wèn)題，研究了表面粗糙度對(duì)水潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承混合潤(rùn)滑性能的影響。張磊等[3]求解了Reynolds 方程和黏溫方程，對(duì)比分析了搖擺工況下2 種軸承的軸心軌跡和油膜壓力的變化。而在求解方法[4- 6]和邊界條件[7- 9]等方面，國(guó)內(nèi)外學(xué)者也開(kāi)展了大量的工作，并且取得了很多創(chuàng)新性的結(jié)果。

對(duì)于非穩(wěn)態(tài)工況下的研究，張勝倫等[10]同時(shí)考慮瞬態(tài)沖擊載荷和軸瓦的彈性變形，模擬了艦船在風(fēng)浪拍擊時(shí)推進(jìn)軸支承滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑特性與動(dòng)力學(xué)響應(yīng)，研究了聚四氟乙烯（PTFE）彈性金屬塑料瓦滑動(dòng)軸承的最小油膜厚度、最大油膜壓力和軸心軌跡隨時(shí)間的變化情況；姚熊亮等[11]建立考慮軸頸慣性力的力平衡方程以及考慮油膜可壓縮性的雷諾方程,計(jì)算軸承在瞬態(tài)沖擊載荷如矩形脈沖、三角形脈沖以及正弦周期性載荷作用下的油膜壓力特性；李震等[12]研究了軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在瞬態(tài)沖擊載荷、正弦載荷、旋轉(zhuǎn)載荷等激勵(lì)條件下的共振現(xiàn)象；謝奕濃等[13]考慮加速過(guò)程伴隨振動(dòng)與沖擊載荷耦合時(shí)變效應(yīng)，數(shù)值模擬了UHMWPE 軸承不同工況下啟動(dòng)時(shí)的潤(rùn)滑情況。

上述研究滑動(dòng)軸承在穩(wěn)定工況下的各個(gè)影響性能的參數(shù)研究已經(jīng)比較深入和成熟，但是針對(duì)動(dòng)態(tài)載荷情況下的軸承潤(rùn)滑性能的分析相對(duì)較少，而考慮到動(dòng)態(tài)載荷參數(shù)的研究更是鮮有。

本文以某39000DWT 系列的散貨船推進(jìn)軸系尾軸承作為研究對(duì)象，建立滑動(dòng)軸承的幾何模型與有限元模型，考慮到動(dòng)態(tài)載荷干擾的情況下，通過(guò)改變動(dòng)態(tài)載荷的參數(shù)，即動(dòng)態(tài)載荷的幅值和方向，利用仿真計(jì)算軟件，對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析，以求得滑動(dòng)軸承伴隨著動(dòng)態(tài)載荷的時(shí)變效應(yīng)對(duì)其潤(rùn)滑性能的影響。

1 計(jì)算相關(guān)控制方程

1.1 滑動(dòng)軸承油膜厚度

一般的滑動(dòng)軸承油膜厚度可表示為[14]：

1.2 油膜力的求解

滑動(dòng)軸承在宏觀條件下，Reynolds 方程可簡(jiǎn)化為[14]：

當(dāng)轉(zhuǎn)子在穩(wěn)定工況下運(yùn)行的過(guò)程中，潤(rùn)滑油認(rèn)為是不可壓縮的流體，因此故潤(rùn)滑油的動(dòng)力學(xué)黏度和密度為固定值，因此，雷諾方程可做進(jìn)一步簡(jiǎn)化[15]：

2 對(duì)幾何模型進(jìn)行仿真計(jì)算

2.1 建立物理幾何模型

本文模型是依據(jù)某 39000DWT 系列的散貨船推進(jìn)軸系尾軸承所建，尾軸承的參數(shù)如表1 所示，尾軸承簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)模型如圖1 所示。

圖1 尾軸承簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)模型Fig.1 Simplified structural model of tail bearing

表1 尾軸承的基本參數(shù)Tab.1 Basic parameters of tail bearing

2.2 油膜網(wǎng)格劃分

通過(guò)Workbench 前處理模塊對(duì)尾軸承油膜進(jìn)行幾何建模并進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖2 所示。

圖2 尾軸承油膜網(wǎng)格結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Oil film grid structure diagram of tail bearing

軸頸在滑動(dòng)軸承中轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)由于會(huì)存在一定的偏心，這是由于軸頸運(yùn)動(dòng)時(shí)存在慣性造成偏心，因此會(huì)使滑動(dòng)軸承的油膜厚度在某個(gè)部位很薄。雖然理論上油膜的厚度越小，相對(duì)應(yīng)的油膜承載能力就越高，但是實(shí)際上間隙也不能無(wú)限縮小，油膜厚度過(guò)薄會(huì)造成軸承和轉(zhuǎn)子之間潤(rùn)滑不足，使軸承存在干摩擦的風(fēng)險(xiǎn)。鑒于油膜的厚度對(duì)于軸承的潤(rùn)滑起著十分重要的作用，因此在油膜網(wǎng)格的劃分就需要更加謹(jǐn)慎，網(wǎng)格的精確度對(duì)最后仿真計(jì)算的結(jié)果會(huì)造成一定的影響。本文將油膜網(wǎng)格劃分為不同的區(qū)域，在軸承徑向上采用了6 層網(wǎng)格的劃分，最終網(wǎng)格數(shù)量為553420 萬(wàn)個(gè)，且網(wǎng)格質(zhì)量在0.9。

2.3 基本假設(shè)與求解設(shè)置

本文對(duì)某39000DWT 系列的散貨船推進(jìn)軸系尾軸承潤(rùn)滑性能的研究是基于宏觀流體力學(xué)層面，因此在對(duì)滑動(dòng)軸承油膜壓力及油膜厚度進(jìn)行時(shí)變的計(jì)算求解時(shí)作出如下基本假設(shè)：1）認(rèn)為滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑油是一種不可壓縮的流體；2）油膜的每個(gè)方向是通行的，并且潤(rùn)滑油的黏度和密度為常數(shù)；3）忽略船舶推進(jìn)軸系軸向運(yùn)動(dòng)影響；4）潤(rùn)滑油的慣性力忽略不計(jì)；5）計(jì)算時(shí)忽略黏度隨溫度的變化。

滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑計(jì)算求解設(shè)置：1）選擇壓力瞬態(tài)求解器；2）離散格式為二階迎風(fēng)；3）壓力插值格式采用Linear 格式；4）求解算法為為SIMPLEC；5）監(jiān)視器中的方程殘差為 1×10-6，使計(jì)算過(guò)程中可以更好的收斂。

油膜相關(guān)參數(shù)如表2 所示。

表2 油膜相關(guān)參數(shù)Tab.2 Oil film parameters

2.4 邊界條件與UFD 編寫(xiě)

本文設(shè)置的動(dòng)態(tài)載荷為模擬海浪對(duì)船舶干擾時(shí)的動(dòng)態(tài)載荷，根據(jù)文獻(xiàn)[16 - 17]的研究，海浪動(dòng)態(tài)載荷隨時(shí)間的變化形式可用正弦曲線代替，本文將分別施加x+、x-方向的動(dòng)態(tài)載荷，上角標(biāo)+、-分別表示沿、逆坐標(biāo)軸方向。以x+方向上的動(dòng)態(tài)載荷為例，向沿X軸坐標(biāo)方向施加半正弦動(dòng)態(tài)載荷，表達(dá)式為：

式中：A為 動(dòng)態(tài)載荷幅值（0～100000N）；t為動(dòng)態(tài)載荷時(shí)間。X方向動(dòng)態(tài)載荷的曲線示意圖，如圖3 所示。

圖3 沿X 坐標(biāo)方向動(dòng)態(tài)載荷示意圖Fig.3 Dynamic load diagram along X coordinate direction

由于仿真計(jì)算軟件中對(duì)于動(dòng)態(tài)載荷的設(shè)置不準(zhǔn)確，因此要在UDF 中進(jìn)行動(dòng)態(tài)載荷編寫(xiě)，將編寫(xiě)好的UDF 導(dǎo)入Fluent 中進(jìn)行計(jì)算，編寫(xiě)的主要內(nèi)容有控制邊界運(yùn)動(dòng)（CG-MOTION）、邊界屬性（PROFILE）、更新數(shù)據(jù)（EXECUTE-AT-END）。

3 仿真計(jì)算結(jié)果分析

3.1 動(dòng)態(tài)載荷幅值對(duì)軸承的潤(rùn)滑影響

本文基于轉(zhuǎn)子質(zhì)量為2000 kg 的靜載荷，轉(zhuǎn)速為99 r/min 情況下，設(shè)定式（10）中動(dòng)態(tài)載荷幅值A(chǔ)分別為0 N（即無(wú)動(dòng)態(tài)載荷，只有靜載荷的情況）、20000 N、40000 N、60000 N、80000 N、100000 N，動(dòng)態(tài)載荷施加方向?yàn)閤+方向。

最大油膜壓力隨時(shí)間的變化曲線，如圖4 所示?？梢钥闯?，在施加了不同幅值的動(dòng)態(tài)載荷后0.5 s 內(nèi)，最大油膜壓力的峰值隨著動(dòng)態(tài)載荷幅值的增大而增大，波動(dòng)也更加明顯。不同幅值動(dòng)態(tài)載荷的最大油膜壓力均在0.1 s 后出現(xiàn)瞬時(shí)峰值，并且波動(dòng)呈現(xiàn)出與半正弦動(dòng)態(tài)載荷相似的趨勢(shì)，但在0.2 s 后動(dòng)態(tài)載荷剛結(jié)束，最大油膜壓力略有短暫的波動(dòng)。出現(xiàn)這一變化趨勢(shì)是由于開(kāi)始動(dòng)態(tài)載荷的作用導(dǎo)致油膜支撐力也隨之增大，因此最大油膜壓力變化趨勢(shì)與施加的半正弦動(dòng)態(tài)載荷相似，后由于動(dòng)態(tài)載荷突然消失，油膜支撐力短時(shí)大于尾軸的作用力，因此出現(xiàn)短暫波動(dòng)。

圖4 動(dòng)態(tài)載荷幅值對(duì)最大油膜壓力的影響Fig.4 Influence of dynamic load amplitude on maximum oil film pressure

不同動(dòng)態(tài)載荷幅值的最大油膜壓力隨時(shí)間變化的最大值，如表3 所示。

表3 不同動(dòng)態(tài)載荷幅值最大油膜壓力Tab.3 Maximum oil film pressure with different amplitudes of dynamic load

最小油膜厚度隨時(shí)間的變化曲線，如圖5 所示。可以看出，在施加了不同幅值的動(dòng)態(tài)載荷后0.5s內(nèi)，最小油膜厚度在動(dòng)態(tài)載荷施加后持續(xù)減小，但最小油膜厚度的最小值滯后動(dòng)態(tài)載荷結(jié)束（0.2 s）時(shí)刻，并且隨之出現(xiàn)短暫的上升。出現(xiàn)這一變化趨勢(shì)是由于動(dòng)態(tài)載荷作用下，尾軸載荷較大，因此最小油膜厚度先減小。但是由于尾軸的慣性力作用，在動(dòng)態(tài)載荷消失過(guò)后最小油膜厚度最小值的出現(xiàn)滯后于動(dòng)態(tài)載荷的結(jié)束時(shí)間。而由于動(dòng)態(tài)載荷突然消失，而油膜的支撐力大于尾軸的載荷，將軸頸頂起，因此最小油膜厚度會(huì)出現(xiàn)短暫的上升。

圖5 動(dòng)態(tài)載荷幅值對(duì)最小油膜厚度的影響Fig.5 Influence of dynamic load amplitude on minimum oil film thickness

不同動(dòng)態(tài)載荷幅值的最小油膜厚度隨時(shí)間變化的最小值，如表4 所示。

表4 不同動(dòng)態(tài)載荷幅值最小油膜厚度Tab.4 Minimum oil film thickness with different dynamic loadamplitude

3.2 動(dòng)態(tài)載荷方向?qū)S承的潤(rùn)滑影響

基于轉(zhuǎn)子質(zhì)量為2000 kg 的靜載荷，轉(zhuǎn)速為99 r/min的情況下，設(shè)定式（1 0）中動(dòng)態(tài)載荷幅值A(chǔ)為60000 N，動(dòng)態(tài)載荷施加方向分別為x+、x-方向。

最大油膜壓力隨時(shí)間的變化曲線，如圖6 所示?？梢钥闯?，在施加了不同方向的動(dòng)態(tài)載荷后0.5 s 內(nèi)，不同方向動(dòng)態(tài)載荷的最大油膜壓力波動(dòng)均呈現(xiàn)出與半正弦動(dòng)態(tài)載荷相似的趨勢(shì)，但是x+方向最大油膜壓力的峰值明顯高于x-方向。出現(xiàn)這一變化趨勢(shì)是由于軸承油膜力水平方向的分力與x+方向的載荷是正協(xié)同作用，與x-方向的載荷是負(fù)協(xié)同作用，使得x+方向最大油膜壓力的峰值明顯比x-方向要大，波動(dòng)也更加明顯。2 個(gè)方向的最大油膜壓力最大值分別為24.77 MPa、18.64 MPa，并最終都會(huì)趨于靜載荷條件下的穩(wěn)態(tài)值，即4.30 MPa。

圖6 動(dòng)態(tài)載荷方向?qū)ψ畲笥湍毫Φ挠绊慒ig.6 Influence of dynamic Load direction on maximum oil film pressure

最小油膜厚度隨時(shí)間的變化曲線，如圖7 所示?？梢钥闯?，在施加了不同幅值的動(dòng)態(tài)載荷后0.5 s 內(nèi)，x+方向最小油膜厚度在動(dòng)態(tài)載荷施加后持續(xù)減小，但最小油膜厚度的最小值滯后動(dòng)態(tài)載荷結(jié)束（0.2 s）時(shí)刻，并且隨之出現(xiàn)短暫的上升。而x-方向在受到動(dòng)態(tài)載荷后最小油膜厚度則是呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢(shì)，這是由于動(dòng)態(tài)載荷方向與軸頸油膜力水平方向的分力相反，尾軸運(yùn)轉(zhuǎn)的慣性力分力抵消了一部分動(dòng)態(tài)載荷，導(dǎo)致尾軸實(shí)際載荷變小，致使油膜厚度增加的情況，0.2 s 后動(dòng)態(tài)載荷突然消失，油膜僅受到分力作用，且分力作用大于油膜支撐力作用，油膜厚度會(huì)短暫的下降。2 個(gè)方向的最小油膜厚度最低峰值分別為47.4 μm、61.7 μm，并最終都會(huì)趨于靜載荷條件下的穩(wěn)態(tài)值，即67.2 μm。

圖7 動(dòng)態(tài)載荷方向?qū)ψ钚∮湍ず穸鹊挠绊慒ig.7 Influence of dynamic load direction on minimum oil film thickness

4 結(jié) 語(yǔ)

本文以某 39 000DWT 散貨船系列的推進(jìn)軸系尾軸承為研究對(duì)象，研究船舶航行過(guò)程中受到外界動(dòng)態(tài)載荷干擾后，船舶尾軸承的潤(rùn)滑油膜特性變化規(guī)律。考慮到動(dòng)態(tài)載荷的不同幅值和方向，分析滑動(dòng)軸承的最大油膜壓力和最小油膜厚度的時(shí)態(tài)變化，得到以下結(jié)論：

1）如載了不同幅值動(dòng)態(tài)載荷后，隨著動(dòng)態(tài)載荷的增大，最大油膜壓力隨著幅值的增大而增大，且變化趨勢(shì)與半正弦動(dòng)態(tài)載荷趨勢(shì)相似；最小油膜厚度則隨著幅值的增大而減小。

2）加載了不同方向的動(dòng)態(tài)載荷后，由于動(dòng)態(tài)載荷與尾軸慣性力水平方向的分力的協(xié)同作用，x+方向的最大油膜壓力的峰值明顯高于x-方向；x+方向最小油膜厚度呈現(xiàn)先降低后上升的變化趨勢(shì)，而x-方向呈現(xiàn)先上升后下降的變化趨勢(shì)。

因此，當(dāng)船舶航行中受到外界動(dòng)態(tài)載荷干擾時(shí)，隨著載荷大小和傳播方向的變化，尾軸承潤(rùn)滑油膜的油膜壓力和最小油膜厚度都在變化，當(dāng)油膜壓力大于油膜能承受的極限壓力時(shí)，會(huì)導(dǎo)致油膜破裂，出現(xiàn)局部潤(rùn)滑不良甚至干摩擦的情況。因此，研究動(dòng)態(tài)載荷對(duì)潤(rùn)滑油膜性能的影響規(guī)律，顯得尤為重要。