0 引　言

近年来，船舶大型化、高速化发展趋势显著，集装箱船朝着超大型化迈进，邮轮不断提升航速以满足日益增长的旅客运输需求。这对船舶推进系统的性能与可靠性提出了更高要求，船尾轴承系统作为船舶推进系统的关键部件，肩负着支撑轴系、传递动力并保障其稳定运转的重任，对船舶的安全、高效航行起着决定性作用^[1]。任何船尾轴承的故障都可能引发轴系振动加剧、磨损严重甚至断裂等问题，导致船舶航行受阻，维修成本大幅增加，严重时还会危及航行安全。

螺旋桨作为船舶推进的关键装置，在运转过程中，由于其工作环境复杂，如非均匀伴流场、叶片与水流的相互作用等，不可避免地会产生激振力。这种激振力通过轴系传递至船尾轴承，对其润滑特性产生显著影响。润滑不良会导致船尾轴承摩擦功耗增大、磨损加剧，进而降低轴承寿命，增加船舶运营风险。因此，深入研究螺旋桨激振力对船尾轴承润滑特性的影响，对于提升船舶推进系统性能、保障船舶安全稳定运行、降低运营成本具有迫切且重要的现实意义。

国外学者早在20世纪中叶就基于流体动力润滑理论，建立了经典的船尾轴承润滑模型，如雷诺方程在船尾轴承润滑分析中的广泛应用，为后续研究奠定了理论基础^[2]。近年来，随着计算技术的飞速发展，数值模拟方法被大量引入，能够更加精确地求解复杂工况下的润滑参数，如利用有限元方法对船尾轴承油膜压力分布、油膜厚度变化进行模拟。国内学者对船尾轴承润滑理论进行了拓展，考虑了如船舶航行姿态变化、润滑油性能劣化等因素对润滑的影响^{[3 − 4]}。在实验研究领域，国外通过搭建高精度的船尾轴承实验台，模拟不同工况进行研究，获取了大量宝贵的实验数据，深入探究了润滑参数与轴承性能之间的关系。国内高校与科研机构也积极开展相关实验，研发了多种先进的实验测试技术，如基于光纤传感技术的油膜厚度测量方法，有效提高了实验测量精度^{[5 − 6]}。

然而，针对螺旋桨激振力对船尾轴承润滑特性影响的研究，目前仍存在不足。现有的研究大多将螺旋桨激振力简化为单一频率或幅值的激励，与实际复杂多变的激振力情况存在较大差异^[7]。在研究影响机制时，较少考虑多因素耦合作用，如激振力与润滑油温度、轴承材料特性等因素的协同影响。同时，在实验研究中，受实验条件限制，难以完全模拟实船运行时的复杂工况，导致研究结果在实际应用中的指导性受限。

本文旨在深入探究螺旋桨激振力影响船尾轴承润滑特性的具体规律与内在机制。通过理论分析、数值模拟与实验研究相结合的方式，系统研究不同幅值、螺旋桨激振力作用下，船尾轴承油膜压力、油膜厚度等润滑特性参数的变化规律，明确激振力对润滑特性的影响方式与程度。

1 螺旋桨激振力产生机制分析

船舶在航行过程中，螺旋桨运转于极为复杂的非定常流场之内。船身周边的伴流分布呈现出不均匀的状态，尤其是在船尾附近区域，水流的速度与流向呈现出明显且急剧的变化态势。螺旋桨叶片在旋转过程中，依次扫过不同流速区域，导致叶片表面压力分布随时间动态改变。当叶片从低速伴流区进入高速伴流区，叶片表面压力迅速降低，产生周期性压力脉动，进而引发周期性激振力。这种周期性激振力频率与螺旋桨叶片数及转速紧密相关，其计算公式为：

$ f =z\cdot n/60\text{。} $

(1)

式中：z为叶片数；n为螺旋桨转速，r/min；f为激振力频率，Hz。

此外，船舶航行环境中，风浪流等外界因素加剧流场非定常性。海浪的起伏使船舶产生纵摇、横摇等运动，改变螺旋桨入水深度与攻角；海流速度、流向的不稳定，也会使螺旋桨遭遇随机变化的来流条件。这些因素综合作用，使叶片表面压力波动呈现随机性，引发随机激振力。随机激振力具有宽频特性，频率范围覆盖从低频的船舶运动频率到高频的叶片局部流场变化频率，给船舶结构带来持续性随机载荷冲击。叶片设计因素导致的激振力叶片形状设计对激振力产生影响重大。若叶片剖面形状偏离理想水动力外形，如翼型厚度分布不合理、弯度设计不当，会导致叶片在旋转时绕流分离提前，形成不稳定涡脱落。涡从叶片表面周期性脱落，在叶片表面产生周期性压力变化，引发周期性激振力。厚叶片在高转速下更容易出现绕流分离，产生强烈的涡激振动。

叶片数目的选择同样关键。较少的叶片数虽能降低制造成本，但会使单个叶片载荷增大，导致激振力幅值上升。过多叶片数则可能因叶片间相互干扰，引发复杂的气动弹性问题，产生额外激振力。此外，叶片安装角不一致、制造误差导致的叶片质量分布不均，在螺旋桨旋转时会形成不平衡离心力，引发周期性激振力，对船尾轴承及轴系产生周期性冲击。

2 考虑螺旋桨激振力影响的润滑模型及计算 2.1 润滑模型

流体润滑理论中的雷诺方程是研究船尾轴承润滑问题的基础。对于船尾轴承，在考虑螺旋桨激振力影响时，假设轴承与轴颈之间的润滑油为牛顿流体，且流动为层流状态^[8]。根据雷诺方程的一般形式：

$ \frac{\partial }{{\partial x}}\left(\frac{{\rho {h^3}}}{{12\eta }}\frac{{\partial p}}{{\partial x}}\right) + \frac{\partial }{{\partial y}}\left(\frac{{\rho {h^3}}}{{12\eta }}\frac{{\partial p}}{{\partial y}}\right) = \frac{U}{2}\frac{{\partial (\rho h)}}{{\partial x}} + \frac{{\partial (\rho h)}}{{\partial t}} \text{。} $

(2)

式中：ρ为润滑油密度；h为油膜厚度；η为润滑油黏度；p为油膜压力；U为轴颈的运动速度；x和y为坐标方向；t为时间。在船尾轴承实际工况中，轴颈做旋转运动，其线速度U = ωr，ω为旋转角速度，r为轴颈半径。

考虑螺旋桨激振力后，激振力会使轴颈产生振动，这种振动会导致油膜厚度h和轴颈运动速度U随时间发生变化。假设激振力使轴颈产生的振动位移为z(t)，则油膜厚度h可表示为：

$ \mathit{h} \mathrm= \mathit{h} _{ \mathrm{0}} \mathrm+ \mathit{z} \mathrm{(} \mathit{t} \mathrm{)\text{。}} $

(3)

式中：h₀为静态时的油膜厚度。同时，轴颈运动速度U也会因为振动而在切向和法向产生附加速度分量。将这些因素代入雷诺方程，即可建立考虑螺旋桨激振力影响的润滑模型。

2.2 润滑模型参数分析

在船尾轴承润滑特性研究中，确定润滑模型的关键参数并深入分析螺旋桨激振力对其影响极为重要。这些参数的变化直接关系到船尾轴承的润滑性能与船舶推进系统的可靠性，图1为某轴承结构参数示意图。

图中：L为轴承长度；D_b为轴承直径；D_j为轴颈直径；c为轴承半径间隙；d为进油孔直径，进油口在轴瓦中心面的正上方和正下方；O为轴瓦中心线；O₁为偏移中心线；e为偏心距；h₀为油膜厚度。

油膜厚度作为润滑模型的关键参数之一，极易受到螺旋桨激振力的影响。螺旋桨激振力会致使轴颈产生振动，进而改变油膜厚度。尤其是当激振力频率与轴颈-轴承系统的固有频率接近时，共振现象发生，油膜厚度会出现大幅波动。以某船尾轴承系统为例，在这种情况下，油膜厚度波动幅度可达静态油膜厚度的20%～30%，这无疑会严重损害轴承的润滑性能，甚至可能导致金属表面直接接触，加剧磨损。

润滑油黏度同样受螺旋桨激振力的影响。润滑油黏度受温度和压力的双重作用，而激振力产生的振动和冲击会使轴承内部温度升高，进而影响润滑油黏度。通常，温度升高会导致润滑油黏度降低。依据相关研究和经验数据，在激振力作用下，轴承内部温度可能升高5℃～10℃，润滑油黏度可能降低10%～15%，这对油膜的承载能力和润滑效果产生了负面影响。

激振力还会显著改变轴承内油膜的压力分布。在激振力作用下，油膜压力分布变得更为不均匀，局部区域压力会有显著变化。比如在激振力幅值较大时，靠近激振源一侧的油膜压力可能增加30%～50%，而另一侧压力可能降低20%～30%，这种压力分布的改变对轴承的承载能力和稳定性产生了不利影响。

3 实验研究 3.1 实验平台搭建

1）实验台架

实验台架采用坚固的钢结构框架，以保证整体结构的稳定性，减少外界干扰对实验结果的影响。框架底部安装减震垫，进一步隔离外界振动。台架主体设计为开放式，便于安装、调试和观测内部设备，同时预留足够的空间用于布置传感器和其他辅助设备。

轴承座支撑采用高强度合金钢制作轴承座，其结构设计与实际船尾轴承座相似，具备良好的承载能力和精度保持性。轴承座通过高精度的螺栓连接固定在台架上，确保在实验过程中不会发生位移。轴系采用与实际船舶轴系相似的材料和加工工艺，具有足够的刚度和强度。轴系通过两端的支撑轴承安装在轴承座内，支撑轴承选用高精度的滚动轴承，以减少摩擦和旋转阻力。在轴系的安装过程中，通过精密的对中设备确保轴系的同心度，保证实验的准确性。

2）动力系统设置

选用一台高性能的变频调速电机作为动力源，其功率根据模拟的船舶螺旋桨功率需求进行匹配，确保能够提供足够的动力驱动螺旋桨旋转。电机具备宽范围的调速功能，可实现从低速到高速的平稳调节，以模拟船舶在不同航行工况下的螺旋桨转速。电机的转速控制精度高，能够满足实验中对转速精确控制的要求。在传动装置选择上，采用弹性联轴器连接电机轴和螺旋桨轴，弹性联轴器能够有效补偿两轴之间的安装误差，减少传动过程中的振动和冲击，同时传递电机的扭矩至螺旋桨轴。

3）激振力加载装置设计

选用多个不同规格的电磁激振器，根据实验需要产生不同频率和幅值的激振力。电磁激振器具有响应速度快、控制精度高的特点，能够精确模拟螺旋桨在实际运行中所受到的激振力。通过调整激振器的电流和频率参数，可以实现激振力幅值和频率的连续调节。

将电磁激振器安装在螺旋桨轴系的特定位置，如靠近轴承座附近或螺旋桨叶片根部附近。通过合理选择安装位置，能够有效地将激振力传递至轴系和船尾轴承，模拟实际的激振力传递路径。

机械振动源方案作为备用激振力加载方式，通过电机驱动偏心轮旋转产生周期性离心力模拟激振力，可调整偏心轮质量、偏心距改变激振力幅值，改变电机转速调节激振力频率；利用连杆或柔性连接件将振动传递至轴系或船尾轴承，设计时兼顾刚度和阻尼特性，保障振动有效传递且避免过度能量损耗。

4）其他辅助装置

设计一套润滑油循环供应系统，包括润滑油箱、油泵、滤清器和管路等。润滑油箱具备足够的容积，以保证实验过程中润滑油的持续供应。油泵将润滑油从油箱抽出，经过滤清器过滤后输送至船尾轴承，为轴承提供润滑。滤清器采用高精度滤芯，能够有效过滤润滑油中的杂质，保证润滑油的清洁度。在润滑油循环系统中安装温度传感器和加热器/冷却器，实时监测润滑油的温度并进行控制。通过调节加热器或冷却器的功率，使润滑油温度保持在实验所需的范围内，以模拟实际船舶运行中润滑油的温度变化。

3.2 实验结果及分析

在某船尾轴承系统中，设定静态油膜厚h₀ = 0.1 mm，润滑油初始黏度η = 0.05 Pa·s，轴颈半径r = 0.05 m，旋转角速度ω = 100 rad/s。通过数值计算，得到不同激振力频率和幅值下，船尾轴承油膜压力、油膜厚度、摩擦力等润滑特性参数的变化规律。同时为了更全面准确地验证理论计算结果，加入实验对比部分。通过电磁激振器或机械振动源方案施加不同频率和幅值的激振力。在实验过程中，借助布置在关键部位的传感器采集数据，最后得到不同激振力幅值下油膜压力最大值以及油膜最小厚度的实验结果。

图2为不同激振力幅值下油膜压力最大值变化趋势对比，从油膜压力最大值来看，理论计算值和实验测量值随激振力幅值变化趋势总体上均呈现出波动变化，但具体数值差异明显。在激振力幅值为100～350 N时，实验值与理论值的偏离程度各有不同，如100 N时实验值高于理论值，150 N时则低于理论值，这体现出实验过程中多种复杂因素对结果的综合影响。随着激振力幅值增加，实验值波动幅度更大，如在800～1000 N区间，实验值在3.5×10⁵～4.8×10⁵ Pa之间大幅变化，远偏离理论值，这是由于激振力增大后，实验环境中的干扰因素，包括设备共振、测量仪器受振动影响精度下降等对测量结果的影响加剧。

图3为不同激振力幅值下油膜最小厚度变化趋势，理论计算和实验测量的油膜厚度最小值都随着激振力幅值的增加而减小，说明激振力的增大对油膜有挤压作用，使其厚度变薄。实验测量值整体高于理论计算值，这是因为理论模型对油膜弹性变形的考虑不够全面，实际油膜在受到挤压时，其弹性变形比理论预估的更大，在一定程度上抵抗了激振力对油膜厚度的减小作用。此外，测量误差也可能导致实验值偏高。

4 结　语

1）在建立考虑螺旋桨激振力影响的润滑模型时，基于雷诺方程，综合考虑轴颈振动导致的油膜厚度和运动速度变化，构建了较为完善的润滑模型。

2）实验研究方面，搭建了涵盖实验台架、动力系统、激振力加载装置及其他辅助装置的模拟实验平台，通过实验与理论计算对比，得到了不同激振力幅值下油膜压力最大值和油膜最小厚度的结果。结果显示，油膜压力最大值的理论计算值和实验测量值变化趋势总体波动，但数值差异明显，低激振力幅值时实验值与理论值偏离程度不一，高激振力幅值时实验值波动幅度更大，受实验环境干扰因素影响加剧；油膜最小厚度的理论计算值和实验测量值均随激振力幅值增加而减小，实验测量值整体高于理论计算值，主要是因为理论模型对油膜弹性变形考虑不足，实际油膜弹性变形更大，一定程度抵抗了油膜厚度减小，同时测量误差也可能导致实验值偏高。