倒掛式主軸承座孔中心線偏移的分析和修復

劉興永，包套圖，候遠斌

(渤海船舶職業(yè)學院 船舶工程系，遼寧 葫蘆島125000)

主軸承是船舶柴油機的重要組成部分，其主要形式有正置式和倒掛式，見圖1。

圖1 主軸承示意

目前，中高速柴油機上廣泛采用倒掛式主軸承。［1］采用這種軸承可使尺寸緊湊，結構合理，減輕機器自身的重量。但不足的是其剛性比正置式的要差，尤其是多缸柴油機。軸承在交變的爆發(fā)壓力沖擊下，下軸承蓋會逐漸產生彎曲變形，從而使主軸承座孔中心線發(fā)生偏移，導致主軸瓦燒熔碎裂甚至折斷，造成巨大的經濟損失。［2］因此有必要采取一定的措施予以解決，以保證柴油機的正常運行。本文結合實際工作，就“太白山”輪NO1號輔機主軸承座孔中心線偏移產生的原因，以及相應的解決工藝措施進行分析、探討。

1 主軸承受力分析

1.1 單缸柴油機主軸承受力分析

如圖2所示，A點為活塞銷中心，B點為曲柄銷中心，O點為主軸承中心。曲柄銷受力為:①曲柄銷中心點B受連桿推力Pc，該力主要由爆發(fā)壓力引起;②連桿代換到B點的質量的離心慣性力PcB的作用，PcB之值為PcB=mcB·Rw2。

將Pc分解為法線力PN及切線力PT。若將柄中心線將法向力PN及離心慣性力PcB移至O點，再把切向力PT平移至主軸承中心O點，則主軸承中心點受有Pr、PN、PcB及Prk(曲柄不平衡質量離心慣性力)四個力的作用［3］。

在單缸柴油機中，主軸承有兩個，對稱地分布在氣缸中心線兩側，而上述作用力卻作用在通過氣缸中心線并且垂直于曲軸中心線所組成的平面上，因此，每個主軸承所受的作用力均為Pr/2、PN/2、(PcB+Prk)/2。

圖2 單缸柴油機主軸承受力示意

1.2 多缸柴油機中間主軸承受力分析

在多缸柴油機中，曲軸上的主軸頸數(shù)目較多，每一主軸承的負荷都受所有各缸作用力的影響。為了計稱方便起見，假設每一主軸承負荷只受它的前后相鄰氣缸作用力的影響，而其它氣缸作用力對它的影響忽略不計。［4］基于這個假定，在多缸柴油機中，第一個及最后一個主軸承的受力與單缸機完全一樣，只是最后一個軸承與第一個軸承有一個相位差而已。由于相鄰二缸不是同時發(fā)火，各氣缸對其中間主軸承的作用力的大小和方向都不同，所以各相鄰氣缸中間主軸承的受力等于相鄰氣缸對中間主軸承作用力的矢量和。［5］

下面分析第i缸和第i+1缸之間的主軸承受力情況。圖3為第i缸曲柄在垂直位置時，第i和i+1缸曲柄在它們之間的主軸承上切向力和法向力以及離心慣性力的作用情況。

圖3 多缸柴油機主軸第i缸和第i+1缸之間的主軸承受力

根據(jù)前面對單缸機主軸承的受力分析，它們的數(shù)值分別為PTi/2、PNi/2、Pri/2及PTi+1/2、PNi+1/2、Pri+1/2(其中，Pr=PcB+Prk，即所有離心慣性力的合力。)中間主軸承的總受力即是切向力、法向力和離心慣性力的矢量和。

為了計算方便，將各個切向力，法向力和離心慣性力分別投影在水平及垂直方向上，水平方向投影代數(shù)和用PTi，i+1表示，垂直方向投影代數(shù)和用PNi，i+1表示，于是得

式中:Ψi，i+1——第i缸與i+1缸曲柄之間的夾角。

通過上面二式即可計算出PTi，i+1和PNi，i+1之值，將其合成就可以求得相鄰兩氣缸中間主軸承的總受力Pi，i+1了。

2 主軸承座孔中心線偏移的原因

經上面的分析可以得出，作用在主軸承上的合力可分解為水平分力及垂直分力。其中，垂直方向的力由軸承下方來承擔，水平方向的力則通過主軸承蓋側面?zhèn)鹘o機體由機體承擔，見圖4。P左，P右為聯(lián)結螺栓對主軸承的作用力;P機體為機體對主軸承側方的作用力。［6］

圖4 下瓦受力

2.1 垂直力P N i，i+1對主軸承座孔中心線的影響

倒掛式主軸承下瓦在垂直方向的受力見圖5，它可以簡化成一個受壓的簡支梁主軸承下瓦，在最初設計時，其強度和剛度都是滿足要求的。但在長期使用過程中，會由于一些因素的影響產生微小的彎曲變形，這些微小的變形會逐漸積累，當積累到一定程度，就會導致主軸承的燒毀，主要有如下因素。

圖5 下瓦垂直方向的受力

1)主軸承下瓦所受的力是周期變化的沖擊力，在長期受這種交變負荷的作用下，主軸瓦會因疲勞導致強度和剛度下降，從而引起微量的變形。這種變形長期累積就會逐漸變大，使主軸承座孔的中心線向下彎曲。

2)柴油機在長期工作中，由于各缸高壓油泵油量調解不均勻或定時不準確，導致各缸工作不均衡。有時甚至由于特殊原因，個別缸不發(fā)火，而使負荷全部作用在其它幾個缸上。這樣會使工作的幾個缸負荷加大，并產生大的振動，使主軸承受力狀態(tài)變得更加惡劣，結果使主軸承由于負荷加大產生變形，進而使主軸承座孔中心線發(fā)生偏移。

3) 上緊在主軸承螺栓時，有時上緊不均勻一致;有時甚至根本不按說明書要求上緊，使得上緊力松的軸承承受的負荷小，上緊力緊的軸承承受的負荷大。如此便人為地造成各缸主軸承受力的不平衡，導致主軸承座孔中心線發(fā)生偏移。

綜上所述，主軸承在垂直力PNi，i+1的作用下會產生向下的彎曲變形，變形如圖6虛線所示。

圖6 主軸承產生的彎曲變形示意

2.2 水平力P r i，i+1對主軸承座孔中心線的影響

主軸承上的水平力PTi，i+1是通過主軸承下瓦蓋的側面自傳給機體由機體來平衡的。由于機體的剛度足以保證其在交變負荷下不變形，因此在此方向上一般不會產生變形。但由于下軸承蓋側面與機體的配合有一定間隙，此間隙的存在會使軸承下蓋在受到沖擊后向一方偏移，使主軸承座孔中心線產生小量偏移。一般情況下，水平方向上的偏移量很小，不會影響柴油機的正常運轉。

由上述分析可知，主軸承座孔中心線偏移多生在運營時間較長、強度、剛度由于疲勞而下降的老舊機上，也可能由于管理不善或修理不當引起。變形的形式主要是在垂直方向上的彎曲變形。因此，解決主軸承座孔中心線偏移的問題就是解決主軸承下瓦蓋的彎曲變形。

3 解決案例

“太白山”輪運營已20多年，屬老舊船舶。同時由于NO1輔機吊下船修理，船檢只給該船3個月的航行簽證，修期相對緊張。基于以上分析決定采用“铇瓦口鏜孔”的修理工藝。

1)測量軸瓦的軸心線。座孔直徑見表1［7］。測量結果見表2，其中鋼絲直徑為0.5 mm［8］。

表1 座孔直徑 mm

表2 拉線測量結果 mm

由表2可見，主軸承座孔存在很大的圓度誤差，這個圓度誤差是由于下軸承蓋彎曲變形所致，此變形使得主軸承座孔中心線產生如圖7所示的偏移。［9］偏移量0.13 mm遠遠超過了標準所規(guī)定的0.04 mm的要求。因此主軸瓦燒損的原因是由于主軸承座孔中心線偏移所至。

圖7 偏移量示意圖(實線為座孔原中心線，虛線表示變形后的座孔中心線)

2)瓦口铇削量的確定。從圖7可以看到第四節(jié)主軸承中心線偏移最大，為0.13 mm。要消除座孔中心線的偏移，同時又要預留一定的加工余量。特將瓦口的最大铇削量定為0.25 mm。

3)將第3、4、5號三道主軸承下蓋瓦口全部铇去0.25 mm，第2、6號二道主軸承下蓋瓦口铇去0.10 mm。將铇好的下瓦蓋按說明書要求上緊在機體上，并在鏜床上校正。以第一道和第七道主軸承為基準將座孔鏜至直徑169.24 mm，表面粗糙度要求為Ra1.6 mm機體全長范圍內座孔中心的同軸度誤差要求不大于0.04 mm。

4)試驗結果。經過以上工藝修理的“太白山”輪輔機車負荷試驗完全達到了船檢的要求，在以后的航行中沒有再發(fā)生主軸瓦燒損的現(xiàn)象。

4 結論

倒掛式主軸承座孔中心線偏移在老舊船上時有發(fā)生，經過以上工藝可以得到圓滿地解決。此工藝在“黃山”輪輔機修理中也得到了滿意的效果，證明此方法是切實可行的。

［1］盧興福.倒掛式主軸承拆檢步驟及注意事項［J］.航海技術，2003(1):69-70.

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