計入軸線偏斜的船舶可傾瓦推力軸承潤滑性能分析

(1.中國船級社 武漢規范研究所， 武漢 430022；2.武漢理工大學 能源與動力工程學院，武漢 430063)

船舶推進軸系、核主泵等旋轉機械均采用雙向可傾瓦推力軸承，用來承受雙向載荷。轉子制造誤差、轉子安裝誤差、轉子重載懸臂和船體變形等因素都可能造成軸線偏斜。推力盤偏斜后，一方面，主軸承的部分瓦塊受載過重，可能導致油膜破裂進而帶來潤滑失效；另一方面，原本不承載的副軸承也會產生油膜力，兩個軸承相互影響，增加軸承的總功耗。

國內外針對推力軸承的軸線傾斜問題研究[1-5]較少同時考慮熱彈變形和軸線傾斜的可傾瓦推力軸承潤滑特性，為此，提出計入軸線偏斜的船舶可傾瓦推力軸承熱彈流動壓潤滑性能分析方法。

1 軸承潤滑性能仿真方法

船舶推進系統一般采用雙向可傾瓦推力軸承，推力瓦塊采用旋轉對稱安裝方式。旋轉對稱安裝的2個軸承的推力瓦塊的支點位置呈現旋轉對稱,見圖1。

圖1 旋轉對稱安裝的雙向推力軸承結構

沿著軸向從右往左看，推力盤順時針旋轉，左推力瓦的支點位置靠近瓦塊出油邊，右推力瓦的支點位置遠離瓦塊出油邊，此時，左推力瓦為承載瓦，而右承載瓦不承載；當推力盤逆時針旋轉時，右推力瓦的支點位置靠近瓦塊出油邊，左推力瓦的支點位置遠離瓦塊出油邊，此時，右推力瓦為承載瓦，而左承載瓦不承載。船舶推進螺旋槳正反轉時產生相反方向推力，分別作用在2個推力軸承上，軸線偏斜對承載軸承影響較大，而對非承載軸承影響小。針對旋轉對稱安裝的雙向推力軸承，分析軸線偏斜對單推力軸承性能的影響。

對于單瓦，計入軸線偏斜和瓦塊熱彈變形的膜厚方程為

h=hz+γg[rsin(θg-θ)-rzsin(θg-θz)]+

hq+u

(1)

式中：γg為瓦塊擺動角；θg為節線位置角；hz為瓦支點處膜厚；r和θ分別為瓦塊任意點的徑向和周向位置；rz和θz分別為瓦塊支點的徑向和周向位置；u為瓦塊變形；hq為偏斜引起的膜厚變化。

以軸線偏斜角γ和軸線投影線與X軸夾角β(偏斜方向角)來表征偏斜狀態，見圖2。

圖2 軸線偏斜分析的坐標系

每種偏斜狀態均可分解為推力盤分別繞X和Y軸轉動γx和γy。建立hq的幾何關系如下。

(2)

式中：(θq、rq)為節點的坐標，rq=r，θq=(θ0+α)·(i-1)+θ；α為瓦間角；θ0為瓦包角；i為瓦塊編號；tanγ≈γ；0<β<180°，β≠90°；β=0或180°時，γx=0，γy=γ；β=90°時，γx=γ，γy=0。

單軸承多瓦聯合計算時，選擇取值最小的瓦塊的支點膜厚hz0作為多瓦聯合計算的傳遞參數，各瓦支點膜厚為

hz(i)=hz0+hqz(j)-hqz(i)

(3)

式中：j為支點膜厚取值最小的瓦塊編號。

潤滑模型中的雷諾方程和能量方程采用有限差分法求解。從j瓦開始，逐塊瓦計算，每塊瓦以壓力中心與支點重合為收斂條件；計算出所有瓦的總液膜力，與載荷相比較，修正hz0，重新計算各瓦液膜力，直至與載荷平衡，計算流程見圖3。

圖3 各瓦性能計算流程

2 計算結果及分析

案例軸承主要參數見表1。

表1 案例軸承的主要幾何和工況參數

由圖2可知，當軸線偏斜方向角β不同時，即使傾斜角γ相同，軸承性能也會有差異。選擇3種最典型傾斜方向，軸線投影線分別為瓦塊幾何中心(β=17.5°)、瓦塊支點(β=20.3°)和相鄰瓦間中心線(β=40.0°)，可涵蓋其他傾斜情況。不同傾斜方向角β和傾角γ下的軸承性能計算結果見圖4。

圖4 不同傾斜位置角和傾角下軸承性能

由圖4a)可知，隨著軸線傾斜角的增大，瓦塊傾斜角存在先減小再增大的變化趨勢，特別當β=40.0°時，這種變化趨勢很明顯。對于β=17.5°，當軸線偏斜角γ<1.05′時，軸線偏斜后瓦傾斜角小于無偏斜時的瓦傾斜角(1.53′)，當γ>1.05′時，前者大于后者。β=20.3°時瓦傾斜角的變化情況相似。表明軸線偏斜位置和程度除了會改變各瓦的支點膜厚，還會影響瓦塊的傾斜狀態。

由圖4b)～e)可知，隨著軸線傾斜角的增大，最小油膜厚度逐漸減小，最大油膜壓力、最大油膜溫度和翻轉力矩均隨之增大。而且軸線偏斜后軸承性能與不偏斜的性能相差較大。相同傾角下，軸承最小膜厚在β=17.5°與β=20.3°時相近，β=40°時最大。例如，當γ=1.2′，3種β下最小膜厚分別為8.61、8.53和10.75 μm，分別為無傾斜時的30.4%、30.1%和38.0%；傾斜方向角對軸承最大液膜壓力和最大油膜溫度的影響規律與最小膜厚相似。

因此，從最小膜厚、最大液膜壓力和最大油膜溫度的角度看，軸線投影線過支點這種傾斜方向對軸承性能影響最嚴重，應在該傾斜方向下尋找臨界傾斜角(以許用最小膜厚為指標，軸承不發生接觸時能承受的最大傾斜角)。β=20.3°、γ=1.2′時1#瓦最小膜厚為8.5 μm，膜厚很小，軸承有碰磨的風險。因此，最小膜厚應大于許用最小膜厚是限制傾斜角增加的重要條件。

由于各瓦載荷不均，因此油膜會對推力盤產生一個翻轉力矩，該力矩與轉軸偏斜力矩相等。由圖4e)可知，β=40°時翻轉力矩大于另兩種軸線偏斜方向時的翻轉力矩，β=17.5°和β=20.3°時，3#瓦和7#瓦的油膜力大小相近，兩者產生的力矩基本相互抵消，在翻轉力矩中其主要作用的是1#、2#和8#瓦；β=40°時，3#瓦的油膜力明顯大于7#瓦的油膜力，兩者產生的力矩差貢獻到了翻轉力矩中。

β=20.3°(瓦塊支點)、不同傾角時各瓦的性能參數見圖5。

圖5 不同傾角下軸承各瓦性能

由于傾斜的對稱性，2#瓦與8#瓦、3#瓦與7#瓦、4#瓦與6#瓦性能基本相同。軸線偏斜造成各瓦塊傾斜角各部相同，隨著偏斜角的增加，除7#和8#瓦之外，其他瓦塊傾斜角均隨之遞增。偏斜造成各瓦膜厚分布嚴重不均，如γ=1.2′時1#瓦最小膜厚為8.53 μm，僅為5#瓦的8.3%。γ=1.2′時，1#瓦最大液膜壓力為17.59 MPa，約為5#瓦的33.2倍，約為平均比壓(1.95 MPa)的9倍。而一般情況下滑動軸承最高壓力為比壓的3～4倍，說明傾斜造成部分瓦塊壓力過大而存在材料失效風險。

上述分析表明，推力盤傾斜對軸承性能影響較大，特別針對重載軸承，容易造成潤滑失效和磨損，因此有必要引入和研究瓦塊均載結構。

3 軸線偏斜極限

建立如圖6所示的幾何關系。瓦塊承載能力由無量綱系數K決定，推力盤偏斜后K為

(4)

式中：hz0為無傾斜時瓦塊支點位置膜厚；α為瓦塊傾斜角；B為瓦寬；x為支點離瓦塊進油邊距離；h1和h2為油膜在進出口處的厚度，

h1=hz0-hqz+(B-x)(tanγ-tanα)

h2=hz0-hqz+x(tanα-tanγ)

圖6 推力盤偏斜與瓦塊傾斜的幾何關系

根據式(4)可知，當推力盤偏斜角γ等于瓦塊傾斜角α時，h1等于h2，瓦塊無承載能力。因此限制偏斜角增加的條件，除了許用最小膜厚外，還有瓦塊傾斜角。如圖4a)和b)，承載力最大的幾瓦塊為1#、2#、7#和8#瓦，這些瓦的傾斜角在1.0′～1.5′之間。隨著的γ增加，γ可能等于這些瓦的傾斜角，此時軸承界面因難以形成楔形動壓油膜而出現潤滑失效。

4 結論

針對軸線偏斜問題，提出同時計入軸線偏斜及熱彈性影響的船舶可傾瓦推力軸承潤滑性能分析方法。運用載荷收斂的策略，提出了軸承含全瓦塊的系統迭代算法。

1)3種典型的軸線偏斜方向中，軸線投影線過支點這種偏斜方向對軸承性能影響最嚴重。隨著偏斜角增加，瓦膜厚度和壓力分布嚴重不均，軸承總功耗增大。因此，有必要引入瓦塊均載結構。

2)在瓦塊傾斜角等于軸線偏斜角時，潤滑界面由于難以形成楔形動壓油膜而出現潤滑失效。因此，在限制偏斜角增加的條件，除各瓦塊的最小膜厚應大于許用最小膜厚外，尚應考慮瓦塊傾斜角的影響。