2024, Vol. 46
2. 水路交通控制全国重点实验室，湖北 武汉 430063;
3. 武汉理工大学 交通与物流工程学院，湖北 武汉 430063
2. State Key Laboratory of Maritime Technology and Safety, Wuhan 430063, China;
3. School of Transportation and Logistics Engineering, Wuhan University of Technology, Wuhan 430063, China
船舶尾轴承是船舶轴系的重要组成部分，水下航行器、水面舰艇等舰船多采用水润滑轴承[1 − 2]，水作为润滑介质，可以从根源上解决传统油润滑方式对航行区域的污染问题[3]，具有环保意义的同时，在国防军工领域有着十分重要的战略意义和现实意义[4]。尾轴承在船舶运行过程中的振动情况将使得轴系产生异常振动，通过轴承支座传递至船体，引起船体振动，直接影响舰船的隐身性、安全性[5 − 6]。因此开展水润滑尾轴承对轴系振动的影响具有重要的理论意义与工程应用价值。
水润滑轴承在船舶运行过程中，经历高载荷、低转速等苛刻工况[7 − 8]，轴承的装配质量将直接影响轴系的运转，装配间隙选取不当将造成轴系的异常振动。装配间隙过小，会导致装配困难；而装配间隙过大，可能导致轴承打滑，引发轴承温度升高，并且带来一系列非线性振动现象[9 − 10]。王四季等[11]研究了航空发动机轴承外环间隙装配条件下的转子系统非线性振动，发现了次谐波和高倍频等非线性振动特征。Ishida等 [12 − 13]研究了竖式偏置转子轴承外环与轴承座间隙配合时的振动响应，发现转子的转速为转子正进动一阶固有频率和反进动一阶固有频率的代数和时，出现转子工频和转子正进动一阶固有频率之差的振动，即组合共振现象。刘准等[14]研究发现轴承游隙周期性变化会导致转子振动出现震荡现象，该现象对径向载荷较为敏感。上述研究结果均表明轴承在不同装配间隙条件下会对轴系振动产生重要影响，然而目前极少有关于舰船水润滑轴承装配间隙对轴系振动影响的研究。
针对舰船推进轴系轴承衬套不同装配间隙引起的振动特性差异，本文以水润滑轴承为研究对象，进行试验研究。搭建水润滑轴承特性试验台架，研究水润滑轴承衬套安装间隙变化条件下的轴承载荷特性规律，获取推进轴系在不同衬套安装间隙静载荷条件下的摩擦及振动特征为推进轴系设计提供技术支持。
1 试验对象试验对象为水润滑尾轴承，采用与实船上一致的端面法兰锁紧结构，试验轴承结构如图1所示。试验轴承内径为Ø50 mm，外径为Ø79 mm，轴承内衬为丁腈橡胶材料，轴承外衬采用45钢材料。水润滑轴承采用4沟槽设计，沟槽宽4 mm，深2 mm。4沟槽全部分布在上半瓦，下半瓦即承载区没有水槽结构。为实现轴承衬套安装间隙变化的要求，在轴承衬套外部和轴承座内孔之间加装套筒，套筒外径与轴承座内孔之间采用过盈配合，通过加工不同内孔直径的套筒来实现装配间隙的变化。本试验轴承衬套与套筒之间的间隙配合选择的公差等级为Ø79H8/h7（最大间隙0.076 mm，最小间隙0 mm），过盈配合选择的公差等级为Ø79S8/h7（最小过盈−0.029 mm，最大过盈−0.105 mm）。
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图 1 试验轴承 Fig. 1 Test bearing |
本试验在缩比轴承陆上试验台架上进行。其原理图如图2所示。该试验台分为如下部分：1）驱动模块，额定功率为5.5 kW，最高转速为965 r/min。2）加载模块，加载模块为静态加载采用配重盘，通过增减配重盘提供不同比压的静载力。3）润滑模块，为试验轴承提供循环冷却水，最大流量15 L/min；试验轴承的轴承座两端分别为入水口和出水口，通过润滑系统的流量阀来控制水润滑轴承冷却水流量；轴承的进水和出水口分别设置温度传感器。4）试验模块，试验主轴用45#钢制成，其轴颈镶有ZQSn10-2材质的轴套，轴套长为385 mm，外径约为Ø50 mm；试验轴承基本参数：轴直径Ø50 mm，长度320 mm。5）测试模块，在轴承座侧面安装加速度传感器，测量水润滑轴承座在垂向方向上的振动加速度信号；在水润滑轴承尾部安装电涡流传感器，测量轴系在不同轴承衬套安装间隙条件下的轴心轨迹。同时在试验过程中利用传感器采集实时的转速、扭矩等信号。通过软件将采集频率设定为16 kHz。
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图 2 水润滑轴承特性测试试验台 Fig. 2 Water-lubricated bearing characteristics test bench |
本文试验的供水流量5 L/min，试验载荷通过改变配重盘重量来模拟不同螺旋桨重量。轴承载荷分别为250，500 N。电机转速分别取40、80、120、160、200 r/min。
载荷特性试验按照如下步骤进行：
步骤1 在轴承衬套和轴承座之间加装间隙配合套筒（套筒内径与轴承衬套外径为间隙配合，套筒外径与轴承座内孔为过盈配合），开启润滑水，将供水量调整到规定值；
步骤2 启动驱动电机，增加配重盘，将载荷调整到250 N；
步骤3 将转速调整到最高转速，再逐渐降低，在每个工况点运行5 min，每个工况均测量3次，记录每组试验的摩擦扭矩、电涡流传感器以及振动加速度信号；
步骤4 将载荷调整到500 N，重复上述步骤1～步骤3；
步骤5 更换套筒（套筒内径与轴承衬套外径为过盈配合，套筒外径与轴承座内径为过盈配合），重复上述步骤1～步骤4；
步骤6 将试验数据进行处理，计算轴心轨迹以及振动加速度特征值。
3 结果与讨论 3.1 振动加速度图3为轴承与轴承座间隙分别为过盈装配和间隙装配的试验轴承在250 N和500 N不同转速条件下的垂向振动加速度时域信号。
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图 3 载荷特性试验垂直方向振动加速度时域图 Fig. 3 Time domain diagram of vertical vibration acceleration in load test |
随转速升高，试验轴承在垂直方向的振动加速度峰值呈现逐步升高的规律，过盈装配轴承从40 r/min的0.1 m/s2升至200 r/min的0.2 m/s2；间隙装配轴承从40 r/min的0.1 m/s2升至200 r/min的2 m/s2。间隙装配轴承在120、160、200 r/min时呈现出有规律的峰值信号，该峰值信号出现频率与转频一致，这种信号产生的原因是由于衬套与轴承座之间存在间隙时，受作用力影响，衬套与轴承座之间产生位移，接触界面发生碰撞或相对滑动，轴承座垂向方向出现周期性冲击。过盈装配轴承在载荷250 N和500 N时的垂向方向加速度振动幅度差距不大。间隙装配轴承在500 N时的垂向方向加速度振动幅度略小于250 N时，2个载荷下均出现有规律的峰值信号。
为消除试验机自身引起的振动，开启电机和润滑水系统测试电机叶片转动和水泵的振动频率，结果如图4所示，背景噪声的频率为121.56 Hz，在进行后续的分析中不对该频率进行讨论。
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图 4 背景噪声频域图 Fig. 4 Background noise frequency domain diagram |
图5为过盈装配和间隙装配试验轴承在250 N和500 N不同转速条件下的垂向振动加速度频域信号。可知，过盈装配的轴承在各个转速下频域图均包含频率为290 Hz左右的主频，幅值分量随转速的升高而增大，从40 r/min的9.77×10−4 m/s2升高至200 r/min的1.37×10−2 m/s2。频域图出现峰值频率为
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图 5 载荷特性试验垂直方向振动加速度频域图 Fig. 5 Frequency domain diagram of vertical vibration acceleration in load test |
对比载荷对2种装配间隙轴承振动性能的影响，过盈装配轴承在250 N和500 N时的垂向方向加速度频域中，出现的特征频率一致，500 N时特征频率的幅值分量总体上大于250 N。过盈装配轴承和间隙装配轴承的系统稳定性都随载荷的升高而降低，相比于过盈装配轴承，间隙装配轴承在高频出现振动的概率明显增加。
3.2 轴心轨迹图6为轴承与轴承座装配方式分别为过盈装配和间隙装配试验轴承在载荷250 N和500 N不同转速条件下的轴心轨迹图。由图6(a)和图6(b)可知，过盈装配时，40 r/min和120 r/min轴心轨迹出现内环，表明轴承受到不对中径向载荷的影响，200 r/min时轴心轨迹呈香蕉状，这是由于随转速增加，转子所受不平衡力增大，出现转子不对中现象。以40 r/min的轴心轨迹为基准，转速升高，各转速轴心轨迹逐渐向右下方偏移。在转速由40 r/min升至200 r/min的过程中，水平方向变化范围由0.074～0.078 mm变化为0.070～0.075 mm，向左侧偏移且范围变大，垂向方向变化范围由0.066～0.072 mm变化为0.064～0.068 mm。间隙装配时，轴心轨迹出现内环，表明轴承承受到不对中径向载荷的影响，随转速的增加，转子所受不平衡力增加，转子运动振幅增大，轴心轨迹面积增加，转速由40 r/min升至200 r/min的过程中，轴心轨迹水平方向变化范围由0.069～0.081 mm变化为0.066～0.081 mm，向左偏移范围变大，垂向方向变化范围由0.067～0.074 mm变化为0.061～0.073 mm，向下偏移且范围变大。间隙装配轴承的转子运动振幅及轴心轨迹面积大于过盈装配轴承。对比图6（a）和图6（c）可知，过盈装配轴承在250 N和500 N时的轴心轨迹，随载荷的升高，转子振幅增大，轴心轨迹面积增加。静态载荷下，装配间隙的存在使得轴承转子振幅升高，出现转子不平衡、不对中情况的概率增大。
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图 6 载荷特性试验轴心轨迹图 Fig. 6 Axis trajectory diagram in load test |
图7为轴承与轴承座装配方式分别为过盈装配和间隙装配时，试验轴承在载荷250 N和500 N不同转速下的摩擦扭矩变化图。可知，2种装配间隙的轴承在不同载荷下，摩擦扭矩均随转速的升高而降低。过盈装配的轴承的摩擦扭矩在相同转速与载荷下小于间隙装配的轴承，同一配合间隙的轴承在相同转速下载荷500 N的扭矩大于载荷250 N的扭矩。
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图 7 载荷特性试验扭矩图 Fig. 7 Torque diagram in load test |
针对推进轴系轴承衬套装配间隙变化引起的振动特性差异，设计了过盈配合和间隙配合两种安装结构，以水润滑尾轴承为主要对象，开展相关仿真与试验验证，主要相关结论如下：
1）相同装配间隙下，载荷升高，轴承的振动幅值增大，摩擦扭矩升高，轴心轨迹面积增大。
2）不同装配间隙下，从摩擦学角度而言，在恒定载荷条件下，轴承衬套安装间隙的有无并不影响摩擦扭矩随转速和载荷的变化趋势。轴承摩擦扭矩随着载荷的增大而增大，随着转速的升高而减小，间隙配合衬套的扭矩大于过盈配合衬套的扭矩。
3）不同装配间隙下，从振动特性角度而言，在恒定载荷条件下，过盈配合的试验轴承的振动幅值明显低于间隙配合的试验轴承，间隙装配的轴承相比过盈配合的轴承在高频出现振动的概率明显增加，且轴心轨迹面积明显增大，衬套装配间隙的有无对振动影响显著。
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