1、第45卷第1 6 期2023年8 月舰船科学技术SHIP SCIENCEANDTECHNOLOGYVol.45,No.16Aug.,2023动态载荷条件下船舶推进轴系尾轴承润滑性能分析刘思佳，袁强1 2，刘?宇，刘?虹，吕明辰1(1.浙江海洋大学船舶与海运学院，浙江舟山31 6 0 2 2；2.武汉理工大学船海与能源动力工程学院，湖北武汉430 0 6 3)摘要：本文根据实船结构参数，建立滑动尾轴承几何模型和有限元模型，利用半正弦周期函数模拟动态载荷，通过仿真软件计算得到油膜压力与油膜厚度变化规律，分析动态载荷的幅值和方向对轴承润滑性能的影响。计算结果表明，改变动态载荷的幅值，最大油膜压力随着
2、幅值增大而增大，且变化趋势与半正弦动态载荷趋势相似，最小油膜厚度随着幅值增大而减小；改变动态载荷的传播方向，x方向的最大油膜压力峰值高于x方向，且x方向最小油膜厚度呈现先下降后上升的变化趋势，而x方向呈现先上升后下降的变化趋势。关键词：滑动轴承；有限元仿真；动态载荷；润滑性能中图分类号：TH117；T H 1 33文章编号：1 6 7 2-7 6 49(2 0 2 3)1 6-0 0 43-0 5Analysis of lubrication performance of marine propulsion shaft bearing under dynamic load(1.School o
3、f Naval Architecture and Marinetime,Zhejiang Ocean University,Zhoushan 316022,China;2.College of Marine and En-Abstract:In this paper,the geometric model and finite element model of the sliding stern bearing are established ac-cording to the structural parameters of the real ship.The semi-sinusoidal
4、 periodic function is used to simulate the dynamicload.The variation law of oil film pressure and oil film thickness is calculated by simulation software.The influence of theamplitude and direction of the dynamic load on the lubrication performance of the bearing is analyzed.The calculation res-ults
5、 show that:By changing the amplitude of dynamic load,the maximum oil film pressure increases with the increase ofamplitude,and the change trend is similar to that of semi-sinusoidal dynamic load.The minimum oil film thickness de-creases with the increase of amplitude.By changing the propagation dire
6、ction of dynamic load,the maximum oil film pres-sure peak in xt direction is higher than that in x direction;the minimum oil film thickness in the x*direction showed a trendof first decreasing and then increasing,while the x direction showed a trend of first increasing and then decreasing.Key words:
7、sliding bearing;finite element simulation;dynamic load;lubricating performance0引言大型船舶推进轴系主要使用的滑动轴承，润滑油在轴和轴承之间形成润滑油膜，降低轴系运行时的摩擦力以及减小轴系和轴承的磨损，提高轴系运行的安全性和可靠性，降低设备的故障率。因此，对滑动轴承的润滑性能研究显得十分重要，国内外学者对其做了大量研究。针对稳定工况条件下轴承润滑性能的研究，黑棣等研究了轴承参数对润滑特性的影响，比较了温粘效应和等温条件下的油膜力，温粘效应对轴收稿日期：2 0 2 2-0 7 1 2基金项目：浙江省科学基金一般项目（L
8、Y16E090003）作者简介：刘思佳（1 9 9 5-），女，硕士研究生，研究方向为海上安全技术。文献标识码：Adoi:10.3404/j.issn.1672-7649.2023.16.009LIU Si-jia,YUAN Qiang2,LIU Yu,LIU Hong,LV Ming-chenergy Power Engineering,Wuhan University of Technology,Wuhan 430063,China)承的油膜压力分布有较大影响。刘洋洋等2 针对船用滑动轴承在低速水润滑工况下液膜承载能力不足导致的局部固体接触碰磨问题，研究了表面粗糙度对水润滑滑动轴承混合润滑
9、性能的影响。张磊等3 求解了Reynolds方程和黏温方程，对比分析了摇摆工况下2种轴承的轴心轨迹和油膜压力的变化。而在求解方法4-6 和边界条件7-9 等方面，国内外学者也开展了大量的工作，并且取得了很多创新性的结果。对于非稳态工况下的研究，张胜伦等1 0 同时考虑44瞬态冲击载荷和轴瓦的弹性变形，模拟了舰船在风浪拍击时推进轴支承滑动轴承的润滑特性与动力学响应，研究了聚四氟乙烯（PTFE）弹性金属塑料瓦滑动轴承的最小油膜厚度、最大油膜压力和轴心轨迹随时间的变化情况。姚熊亮等 建立考虑轴颈惯性力的力平衡方程以及考虑油膜可压缩性的雷诺方程,计算轴承在瞬态冲击载荷如矩形脉冲、三角形脉冲以及正弦周期
10、性载荷作用下的油膜压力特性。李震等1 2 研究了轴承-转子系统在瞬态冲击载荷、正弦载荷、旋转载荷等激励条件下的共振现象。谢奕浓等1 3 考虑加速过程伴随振动与冲击载荷耦合时变效应，数值模拟了UH-MWPE轴承不同工况下启动时的润滑情况。滑动轴承在稳定工况下的各个影响性能的参数研究已经比较深入和成熟，但是针对动态载荷情况下的轴承润滑性能的分析相对较少，而考虑到动态载荷参数的研究更是鲜有。本文以某39 0 0 0 DWT系列的散货船推进轴系尾轴承作为研究对象，建立滑动轴承的几何模型与有限元模型，考虑到动态载荷干扰的情况下，通过改变动态载荷的参数，即动态载荷的幅值和方向，利用仿真计算软件，对计算结果
11、进行分析，以求得滑动轴承伴随着动态载荷的时变效应对其润滑性能的影响。1计算相关控制方程1.1滑动轴承油膜厚度一般的滑动轴承油膜厚度可表示为1 4：h=c1+8cos0-8csin?0/(2rj)。由于滑动轴承的径向间隙c相对于轴承半径r;为微小量，故式（1）可简化为4：h=c(1+cos0)。式中：为轴承径向间隙，C=(Db-Dj)/2；为偏心率，8=e/c；D b 为滑动轴承直径；D;为轴颈直径；为位置角。1.2油膜力的求解滑动轴承在宏观条件下，Reynolds方程可简化为4：(ph ap)(ph3x)z式中：x、z 为逆时针方向的2 个轴向坐标；U,为轴颈t时刻表面切向速度；p为油膜密度；
12、为流体动力学黏度；p为油膜压力。当转子在稳定工况下运行的过程中，润滑油认为舰船科学技术是不可压缩的流体，因此故润滑油的动力学黏度和密度为固定值，因此，雷诺方程可做进一步简化1 5：3phx(h30p)0 xzz6uU对油膜进行网格划分，并计算任意一个节点处的油膜厚度，将所得油膜厚度代人上式，可计算出每个节点处的油膜压力p。油膜力在U、V 方向的分力1 5 计算式为：Fbu=J,Pi.j sin ijdxdz,Fby=JoJo J,Pi.jcos fi,jdxdz。根据坐标转换可得水平与竖直方向的油膜力公式为：Fbx=-Fbusin-Fbvcos,(7)Fby=Fbucos-FbvsinD。(8
13、)2对几何模型进行仿真计算2.1建立物理几何模型本文模型是依据某39 0 0 0 DWT系列的散货船推进轴系尾轴承所建，尾轴承的参数如表1 所示，尾轴承简化结构模型如图1 所示。表1 尾轴承的基本参数Tab.1Basic parameters of tail bearing轴颈直径轴承内径轴承宽度半径间隙进油口直径宽径比/mm/mm(1)510(2)油膜轴颈a(U.hp)h=6+120 x第45卷h+12-/mm/mm5111120R(3)图1 尾轴承简化结构模型Fig.1 Simplified structural model of tail bearing2.2油膜网格划分通过Workbe
14、nch前处理模块对尾轴承油膜进行几何建模并进行网格划分，如图2 所示。(4)(5)(6)/mm0.550进油口轴承2.19第45卷Fig.2 Oil film grid structure diagram of tail bearing轴颈在滑动轴承中转动时会存在一定的偏心，这是由于轴颈运动时存在惯性造成的，因此会使滑动轴承的油膜厚度在某个部位很薄。虽然理论上油膜的厚度越小，相对应的油膜承载能力就越高，但是实际上间隙也不能无限缩小，油膜厚度过薄会造成轴承和转子之间润滑不足，使轴承存在干摩擦的风险。鉴于油膜的厚度对于轴承的润滑起着十分重要的作用，因此在油膜网格的划分就需要更加谨慎，网格的精确度对
15、最后仿真计算的结果会造成一定的影响。本文将油膜网格划分为不同的区域，在轴承径向上采用了6 层网格的划分，最终网格数量为55342 0 万个，且网格质量在0.9。2.3基本假设与求解设置对某39 0 0 0 DWT系列的散货船推进轴系尾轴承润滑性能的研究是基于宏观流体力学层面，因此在对滑动轴承油膜压力及油膜厚度进行时变的计算求解时，作出如下基本假设：1）认为滑动轴承的润滑油是一种不可压缩的流体；2）油膜的每个方向是通行的，并且润滑油的黏度和密度为常数；3）忽略船舶推进轴系轴向运动影响；4）润滑油的惯性力忽略不计；5）计算时忽略黏度随温度的变化。滑动轴承润滑计算求解设置：1）选择压力瞬态求解器；2
16、）离散格式为二阶迎风；3）压力插值格式采用Linear格式；4）求解算法为为SIMPLEC；5）监视器中的方程残差为1 1 0-，使计算过程中可以更好地收敛。油膜相关参数如表2 所示。表2 油膜相关参数Tab.2 Oil film parameters润滑油热传动系数表面张参数密度kEtest/W.p/kg:m(mK)数值8902.4边界条件与UFD编写设置的动态载荷为模拟海浪对船舶干扰时的动态载荷，根据文献1 6 1 7 的研究，海浪动态载荷随时刘思佳，等：动态载荷条件下船舶推进轴系尾轴承润滑性能分析图2 尾轴承油膜网格结构图0.2时间t/s图3沿X坐标方向动态载荷示意图Fig.3 Dynamic load diagram along X coordinate direction由于仿真计算软件中对于动态载荷的设置不准确，因此要在UDF中进行动态载荷编写，将编写好的UDF导人Fluent中进行计算，编写的主要内容有控制边界运动（CG-MOTION）、边界属性（PROFILE）、更新数据（EXECUTE-AT-END)。3仿真计算结果分析3.1动态载荷幅值对轴承的润滑影响基于转子质量为