船用水潤滑橡膠尾軸承冷卻性能研究

敖慶章，周少偉，周建輝

●（1．海軍駐701所軍事代表室，武漢 430064；2．中國船舶研究設(shè)計中心，武漢 430064）

船用水潤滑橡膠尾軸承冷卻性能研究

敖慶章1，周少偉2，周建輝2

●（1．海軍駐701所軍事代表室，武漢 430064；2．中國船舶研究設(shè)計中心，武漢 430064）

應(yīng)用FLUENT有限元方法，建立水潤滑橡膠尾軸承水膜模型，探討冷卻水流速，軸承水槽參數(shù)（寬度、數(shù)量、深度）對軸承冷卻效果的影響程度，為尾軸承的水槽結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供參考。仿真計算結(jié)果表明，水槽的寬度、數(shù)量、深度以及冷卻水流速的增加，均可以在一定范圍內(nèi)明顯提高冷卻效果，降低水膜溫度。但當槽寬超過到一定角度時，冷卻效果提高不明顯；水槽數(shù)量過多會影響水膜的承載能力；水槽深度過大會削弱軸承內(nèi)襯支承強度。因此應(yīng)綜合考慮各因素的影響程度，選擇合理的水槽參數(shù)。

FLUENT；水潤滑軸承；冷卻性能

0 引言

船舶水潤滑尾軸承內(nèi)襯一般采用橡膠、賽龍、飛龍等非金屬材料。這些材料工作表面溫度低于60℃，比壓小于0.6MPa。由于尾軸承內(nèi)襯材料使用性能的特殊要求，以及板條形狀、水槽結(jié)構(gòu)尺寸、運行工況等因素，當尾軸承低速、重載運行時，潤滑水膜生成困難，多處于干摩擦或邊界摩擦狀態(tài)，摩擦因數(shù)增大，冷卻效果變差，容易產(chǎn)生高溫?zé)龘p事故。

近年來，國內(nèi)外學(xué)者十分關(guān)注水潤滑尾軸承減振降噪方面的研究，但對低速、重載工況下水潤滑尾軸承冷卻性能方面的研究較少。本文以水潤滑橡膠尾軸承為研究對象，采用CFD流體動力學(xué)軟件（FLUENT），建立軸承潤滑水膜模型，探討冷卻水流速，軸承水槽參數(shù)（寬度、數(shù)量、深度）對軸承冷卻效果的影響程度，為尾軸承的水槽結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供參考[1,2]。

1 橡膠尾軸承

橡膠尾軸承內(nèi)襯材料為丁腈橡膠，襯套為青銅，結(jié)構(gòu)尺寸如圖1所示，結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1，材料物理性能參數(shù)見表2。

圖1 凹面型軸承結(jié)構(gòu)示意圖

表1 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)

表2 水潤滑軸承材料的物理性能參數(shù)

2 尾軸承摩擦熱分析計算

船用尾軸承的冷卻效果主要以軸承溫升來衡量。軸承工作表面溫度越低，說明冷卻效果越好。軸承溫升與航行水域的水溫以及軸承工作時的摩擦熱有關(guān)。尾軸承摩擦熱涉及軸承的摩擦力矩M及與尾軸間的相對轉(zhuǎn)速n。軸承摩擦力矩：

式中，d為軸頸外徑，mm；L為軸承長度，m；f為軸承的摩擦因數(shù)；W為軸承的載荷，N，W = pdL，p為軸承比壓，Pa。軸承摩擦熱：

式中，n為尾軸轉(zhuǎn)速，r/min。軸承熱流密度計算公式為：

式中，l為軸承長度，m。以式(3)計算尾軸承的摩擦熱流密度。取尾軸承p=0.85MPa(最大比壓)，轉(zhuǎn)速n=300 r/min，試驗得到的摩擦因數(shù)f = 0.046[1]，則作用在軸承上的載荷為：W=0.85×106×0.15×0.15=19.1 kN。熱流密度 ： q=[1/(60l)]W·n·f=[1/(60×0.15)]×19.1×103×300×0.046= 29.3×103(W/m2)。

3 尾軸承冷卻性能仿真計算

3.1 尾軸承水膜有限元模型

目前，水潤滑尾軸承的水槽采用全開槽與半開槽兩種形式。大多數(shù)尾軸承采用前者，即在軸承內(nèi)襯圓周上均勻開槽，以利于冷卻、潤滑和排砂，改善軸承使用性能。

在水潤滑尾軸承的CFD（Computational Fluid Dynamics）模型中[3-5]，水膜是軸承的主要冷卻區(qū)域?，F(xiàn)以全開槽軸承（10個水槽）為對象，在額定轉(zhuǎn)速n=300r/min（v=2.4m/s），偏心率ε=0.7，偏位角β=15°，建立尾軸承水膜有限元模型，仿真計算軸承水膜溫度的分布狀況。

由于水膜處于尾軸承、尾軸之間，水膜很薄為微米級，因此可近似認為水膜溫度與軸承工作表面溫度相同，通過水膜溫度來研究軸承溫度。

圖2 軸承水膜網(wǎng)格圖

尾軸承水膜有限元模型總共劃分14100個網(wǎng)格，見圖2所示。其中，最大體網(wǎng)格體積為0.034mm3，而最小體網(wǎng)格只有0.00555mm3。

3.2 尾軸承水膜溫度分布狀況

在進行水膜溫度計算時，將熱流密度q施加在水膜內(nèi)壁面上(內(nèi)壁面與尾軸軸套接觸)。當水槽寬度角為2.5°，冷卻水入口速度為10m/s時，軸承水膜內(nèi)壁面溫度分布狀況計算結(jié)果見圖3。

圖3 入口流速10 m/s軸承溫度分布圖（℃）

由圖3的水膜溫度分布可見，溫度從入口端到出口端逐漸升高，最高溫度 29℃出現(xiàn)在出口端水膜最薄處。水膜越薄，水膜壓力越高，通過軸承承載面的冷卻水量減少，流速變慢，但水槽中流速卻略有增加。在水膜最薄處入口端的合成流速為10.3m/s，出口端為8.13m/s（圖4），總之，水膜帶走的熱量減少。熱量被帶走的同時，冷卻水溫也隨之增高。離入口端越遠，冷卻作用越弱，導(dǎo)致軸承高溫區(qū)域面積變大，出口端溫度升高。

圖4 入口速度為10m/s時水膜流速圖（m/s）

3.3 水槽參數(shù)對尾軸承冷卻性能的影響

在冷卻水入口速度為1m/s情況下，討論水槽參數(shù)對尾軸承冷卻性能的影響。

3.1.1 水槽寬度

當水槽寬度角θ=2°、2.5°、3°、3.5°、4°時，尾軸承的水膜最高溫度變化趨勢見圖5。水槽寬度角θ=2°、4°時，軸承水膜溫度分布狀況見圖6。

圖5 軸承水膜最高溫度變化趨勢

圖6 水槽寬度角對軸承溫度分布的影響 (℃)

由圖5、圖6可見，槽寬度角分別為2°、4°時，水膜溫度為37℃與34℃，后者比前者下降了3℃，說明槽寬角對軸承冷卻效果有一定影響。在保證軸承承載能力的前提下，槽寬角越大，冷卻效果越好，軸承高溫分布范圍略有縮小，最高溫度降低。但當槽寬角變化不大時，如2.5°與3°，3.5°與4°時，冷卻效果沒有明顯的變化。因此在選擇槽寬角時，應(yīng)兼顧承載能力（水膜支撐力）與冷卻效果。冷卻水流速為1m/s時，水膜溫度為36℃（圖5）；冷卻水流速為10 m/s時，水膜溫度為29℃（圖3），下降了19%。

3.1.2 水槽個數(shù)

當水槽寬度角θ為2.5°，水槽個數(shù)N分別為6、8、10、12、14時，全開槽軸承水膜最高溫度變化趨勢見圖7。水槽數(shù)量N=6、8時，軸承水膜溫度分布狀況見圖8。

由圖7、圖8可見，隨著軸承水槽數(shù)量從6個增加到14個時，水膜最高溫度從41℃呈線性減小到34℃，下降17%，但水槽數(shù)量超過10個后，水膜最高溫度下降趨緩，14個水槽較12個只下降1℃，由此可見應(yīng)合理控制水槽數(shù)量。過多水槽既不能明顯增強冷卻效果，而且會降低軸承承載能力。

圖7 軸承水膜最高溫度—水槽數(shù)量關(guān)系圖

圖8 水槽數(shù)量對軸承溫度分布的影響 (℃)

軸承承載能力與工作比壓、軸承下半圓周投影面積有關(guān)[6]，即：

如有水槽時，軸承投影面積dL應(yīng)扣除水槽的投影面積Δ，則軸承實際投影面積為dL–Δ，此時軸承的承載能力：

其中，Δ=(Nθ/180°)dL，N為水槽數(shù)量；θ為水槽寬度角，(°)。

以槽寬角4°為例，當水槽數(shù)量從6個增加到14個時，在軸承比壓p不變情況下，軸承承載能力下降了 21%。由此可見，水槽數(shù)量取10個比較合適。

3.1.3 水槽深度

當槽寬角為2.5°，槽深為6mm、7mm、8mm、9mm時，討論水槽深度對軸承水膜溫度的影響。水膜最高溫度見表3，槽深為6mm、9mm時的水膜最高溫度分布狀況見圖9。

由表3與圖9可見，水槽深度為6mm時，水膜高溫區(qū)域比較大，最高溫度達到38℃，高于槽深7mm、8mm、9mm時的溫度（均為36℃），冷卻效果不十分理想。因此，在滿足冷卻要求的情況下，應(yīng)選擇較小的水槽深度（如7mm），以免削弱橡膠內(nèi)襯的支承強度。

表3 不同水槽深度的水膜溫度

圖9 軸承水膜最高溫度—水槽深度關(guān)系圖 (℃)

4 結(jié)論

通過水潤滑尾軸承水膜有限元仿真計算，得到以下結(jié)論：

1）通過建立尾軸承水膜有限元模型，研究水膜溫度的分布狀況來探討軸承冷卻性能的方法是合理、可行的。

2）水槽寬度角增加可提高軸承冷卻效果，當槽寬超過一定角度（4°）時，冷卻效果提高不明顯。

3）水槽數(shù)量增加可提高軸承冷卻效果。但不能過多，如從6個增加到14個時，軸承承載能力卻下降21%。

4）增加水槽深度雖能改善軸承冷卻性能，但水槽過深會削弱軸承內(nèi)襯的支承強度，所以該軸承槽深選 7mm較合理。

[1]周春良, 劉順隆. 水潤滑船舶尾管軸承內(nèi)部流場數(shù)值分析[J]. 潤滑與密封, 2005(6): 70-73.

[2]Gertzos K P, Nikolakopoulos P G, Papadopoulos C A. CFD analysis of journal bearing hydrodynamic lubrication by Bingham lubricant[J]. Tribology International, 2008, 41(12): 1190-1204.

[3]彭婭玲, 張志國, 陳汝剛, 等. CFD輔助船舶艉部水潤滑軸承設(shè)計的研究[J]. 潤滑與密封, 2008, 33(5): 72-76.

[4]饒河清. 基于 FLUENT軟件的多孔質(zhì)靜壓軸承的仿真與實驗研究[D]. 哈爾濱: 哈爾濱工業(yè)大學(xué), 2006: 30-34.

[5]張國淵, 袁小陽. 水潤滑動靜壓軸承三維壓力及溫度場分布理論研究[J]. 潤滑與密封, 2006(8): 4-7.

[6]周小林, 趙高輝. 水潤滑尾軸承負載能力的分析[J].上海理工大學(xué)學(xué)報, 2004(4): 18-19.

Study on Cooling Performance of Water-lubricated Rubber Stern Tube Bearings for Ship

AO Qing-zhang1, ZHOU Shao-wei2, ZHOU jian-hui2,
(1. Military Representative Office at China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China; 2. China Ship Development and Design Center, Wuhan 430064, China)

The water film model of the water-lubricated rubber stern tube bearings is established by using FLUENT finite element method. The influences of cooling water flow rate and the parameters of bearing grooves (width, number and depth) on the cooling performances of bearings are studied. The simulation results show that the increase of the width, the number, the depth of the groove and the rise of the cooling water flow rate can evidently improve the cooling effect and reduce the water film temperature. However, when the angle of the groove width increases to a certain angle, the cooling effect is not obviously improved. Superabundant grooves will affect the carrying capacity of the water film. The excessive groove depth could weaken the bearing lining supporting strength. Therefore, the impact degree of various factors should be synthetically considered and reasonable parameters of the groove are selected.

FLUENT; water lubricated bearing; cooling performance

U675.7

A

敖慶章（1978-），男，工程師。主要從事艦船動力研究。