全回轉(zhuǎn)操縱時(shí)船舶推進(jìn)軸系運(yùn)行狀態(tài)瞬態(tài)響應(yīng)規(guī)律

溫小飛， 蔡保剛， 黃杰雄， 周瑞平

(1. 浙江海洋大學(xué) 港航與交通運(yùn)輸工程學(xué)院， 浙江 舟山 316022； 2. 武漢理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 武漢 430063)

船舶推進(jìn)軸系運(yùn)行狀態(tài)具有非線性、瞬態(tài)、流固耦合等特點(diǎn)，其不僅受到系統(tǒng)的設(shè)計(jì)型式、軸承布置等靜態(tài)因素影響，還受到螺旋槳激勵(lì)、船體變形、柴油機(jī)激勵(lì)、慣性力等動(dòng)、瞬態(tài)因素的顯著影響如斜流效應(yīng)、應(yīng)急操縱等。國(guó)內(nèi)學(xué)者在軸系運(yùn)行狀態(tài)動(dòng)態(tài)響應(yīng)方面開展諸多研究，其中：YANG等[1]分析舵角變化下螺旋槳水動(dòng)力特性對(duì)軸承負(fù)荷的影響，并以韓國(guó)某液化天然氣(Liquefied Natural Gas, LNG)船軸系故障實(shí)例進(jìn)行理論驗(yàn)證；劉義軍等[2]利用有限元方法建立螺旋槳、軸系、主機(jī)、船體的耦合振動(dòng)求解模型，分析主機(jī)激勵(lì)和螺旋槳激勵(lì)引起的船體振動(dòng)響應(yīng)差異；鄭龍席等[3]采用傳遞矩陣法建立雙盤轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程，并分析加速度變化、支承剛度、阻尼等參數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)子瞬態(tài)響應(yīng)的影響；文獻(xiàn)[4]～文獻(xiàn)[7]對(duì)冰載荷作用下軸系瞬態(tài)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)特性進(jìn)行研究，分析冰載荷作用下對(duì)軸系運(yùn)行狀態(tài)的影響。綜合以上研究發(fā)現(xiàn)：現(xiàn)有研究主要集中在主機(jī)激勵(lì)、螺旋槳激勵(lì)等對(duì)船舶推進(jìn)軸系運(yùn)行狀態(tài)的影響，而針對(duì)船舶操縱過(guò)程對(duì)船舶推進(jìn)軸系運(yùn)行狀態(tài)的影響研究鮮有公開。因此，本文以某載重量參數(shù)64 000 t散貨船為研究對(duì)象，在船舶軸系校中理論、油膜動(dòng)力學(xué)理論等基礎(chǔ)上，考慮螺旋槳軸承力、柴油機(jī)激勵(lì)力、船舶轉(zhuǎn)船離心力等動(dòng)態(tài)載荷的瞬態(tài)影響，構(gòu)建一個(gè)船舶推進(jìn)軸系運(yùn)行狀態(tài)瞬態(tài)響應(yīng)預(yù)測(cè)模型，并進(jìn)行全回轉(zhuǎn)操縱時(shí)的船舶推進(jìn)軸系運(yùn)行狀態(tài)瞬態(tài)響應(yīng)仿真與變化規(guī)律分析。

1 船舶操縱

船舶在實(shí)際航行過(guò)程中可能遇見的操縱情況各種各樣，船舶操縱性與航行安全性和經(jīng)濟(jì)性密切相關(guān)，良好的船舶操縱性包括小轉(zhuǎn)舵角的航向保持性、中等轉(zhuǎn)舵角的航向機(jī)動(dòng)性以及在大舵角下的緊急規(guī)避性等3方面要求。許多海上事故均是由于船舶的機(jī)動(dòng)操縱性能不足，多數(shù)船舶所有人為使經(jīng)濟(jì)效益最大化盲目追求航行的快捷性，對(duì)船舶的緊急規(guī)避性沒(méi)有引起重視。

船舶回轉(zhuǎn)性能是船舶操縱性能的重要指標(biāo)之一，船舶良好的回轉(zhuǎn)性能有利于船舶及時(shí)規(guī)避海上風(fēng)險(xiǎn)，避免發(fā)生碰撞海損事故的發(fā)生，對(duì)船舶航行安全具有重大意義。根據(jù)文獻(xiàn)[8]對(duì)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)的要求，船舶在預(yù)定航向上穩(wěn)速直航2～3 min后操舵至35°或允許最大舵角，直至艏向變化至540°時(shí)試驗(yàn)結(jié)束，左右操舵各一次。船舶的回轉(zhuǎn)過(guò)程可分為轉(zhuǎn)舵、過(guò)渡、定?；剞D(zhuǎn)等3個(gè)階段，在不同的階段船舶運(yùn)行特征參數(shù)隨舵角變化而變化，舵轉(zhuǎn)動(dòng)使船體產(chǎn)生側(cè)向力和力矩，致使船體產(chǎn)生側(cè)向加速度，間接影響軸系負(fù)荷分配情況。由于試航海域風(fēng)、浪、流等不確定的隨機(jī)環(huán)境因素以及軸系運(yùn)行時(shí)螺旋槳水動(dòng)力、油膜壓力、動(dòng)載荷所引起的船體和軸系振動(dòng)等多種動(dòng)態(tài)因素相互作用，相互影響。因此，船舶回轉(zhuǎn)過(guò)程中的軸系運(yùn)行工況是一個(gè)復(fù)雜、非線性的耦合場(chǎng)。

2 軸系瞬態(tài)載荷的描述方程

在船舶運(yùn)行過(guò)程中，軸系實(shí)際承受載荷是靜外力與多種動(dòng)態(tài)外載荷的耦合，不僅作用于軸系的垂直方向，還在水平方向也受外力偶作用。本文對(duì)船舶全回轉(zhuǎn)操縱過(guò)程中軸系瞬態(tài)工況下的外部激勵(lì)做出以下假設(shè)：

1) 忽略船舶推進(jìn)軸系軸向運(yùn)動(dòng)影響。

2) 僅考慮軸系靜外力以及螺旋槳激勵(lì)、柴油機(jī)激勵(lì)與回轉(zhuǎn)過(guò)程中產(chǎn)生的離心慣性力3種動(dòng)態(tài)外載荷影響。

3) 假設(shè)螺旋槳、飛輪等傳動(dòng)部件陀螺效應(yīng)足夠小，忽略其影響。

對(duì)船舶推進(jìn)軸系瞬態(tài)工況的外部載荷作為集中載荷處理，各軸段的作用力見式(1)。

(1)

式(1)中：P為外部載荷；x、z分別為水平、垂直方向；i為節(jié)點(diǎn)位置，下標(biāo)p、d、r、m、c分別為螺旋槳激勵(lì)、柴油機(jī)激勵(lì)、離心慣性力、質(zhì)量力和靜態(tài)集中力。

2.1 螺旋槳軸承力

螺旋槳在不均勻伴流場(chǎng)中運(yùn)轉(zhuǎn)受水動(dòng)力作用一方面會(huì)產(chǎn)生作用在船體表面的脈動(dòng)壓力，該類激勵(lì)力稱為表面力，主要引起艉部的振動(dòng)；此外螺旋槳水動(dòng)力也可導(dǎo)致螺旋槳各葉片受力不均而產(chǎn)生周期性的變化力，這類激勵(lì)力被稱為螺旋槳軸承力，可分為水平、垂直、側(cè)向的力及其力矩等6個(gè)分量，其中側(cè)向力和力矩對(duì)于軸系校中的影響幾乎忽略不計(jì)，而其他兩方向的分量容易引起軸系各軸承負(fù)荷的變化，尤其是靠近螺旋槳的軸承容易產(chǎn)生附加負(fù)荷。所以主要考慮螺旋槳軸承力，其水平、垂直分量見式(2)和式(3)。

(2)

(3)

2.2 柴油機(jī)激勵(lì)力

柴油機(jī)作為往復(fù)運(yùn)動(dòng)機(jī)械采用曲柄連桿機(jī)構(gòu)將活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換成曲軸的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，由于曲柄連桿機(jī)構(gòu)這種復(fù)雜的運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)，必然產(chǎn)生周期性變化的不平衡力和力矩，并通過(guò)曲柄臂、主軸頸最后作用在主軸承上，導(dǎo)致軸承載荷激增。[9]船舶柴油機(jī)激勵(lì)力可通過(guò)曲軸連桿的受力分析得到其水平、垂直分量的動(dòng)態(tài)描述方程為

(4)

式(4)中：Px,d、Pz,d分別為柴油機(jī)激勵(lì)水平、垂直分量；FT為連桿切向力；λ為連桿比;N為柴油機(jī)轉(zhuǎn)速;pz為最高爆發(fā)壓力;pc為掃氣壓力;ω為主機(jī)轉(zhuǎn)速;D為氣缸直徑。

2.3 轉(zhuǎn)船離心力

假設(shè)船體為剛體且忽略轉(zhuǎn)舵后船舶橫移所導(dǎo)致的斜航狀態(tài)影響，船舶處于回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)以瞬時(shí)曲率半徑繞回轉(zhuǎn)中心近似作圓周運(yùn)動(dòng)，對(duì)于圓周運(yùn)動(dòng)則必定存在瞬時(shí)離心慣性力以及由離心慣性力產(chǎn)生的向心加速度。根據(jù)力學(xué)特性，船舶推進(jìn)軸系在水平方向也受向心加速度作用形成水平方向質(zhì)量力為

(5)

式(5)中：v(t)為船舶瞬時(shí)航速；r(t)為瞬時(shí)回轉(zhuǎn)半徑;ax為向心加速度;mi為各軸段質(zhì)量。

3 船舶推進(jìn)軸系瞬態(tài)響應(yīng)預(yù)測(cè)模型

在軸系運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，軸系由多個(gè)軸承共同支承，軸承與軸頸之間沒(méi)有完全接觸，軸頸被具有一定厚度的油膜所支承，由于運(yùn)行工況中軸承負(fù)荷發(fā)生動(dòng)態(tài)變化，軸心位置不斷改變，且單個(gè)軸承轉(zhuǎn)子與軸承間的油膜會(huì)影響相鄰軸承與軸頸的相對(duì)位置，各軸承間相互作用、相互影響。本文期望在軸承力-軸頸中心位置的耦合關(guān)系表征瞬態(tài)工況下船舶推進(jìn)軸系-油膜-軸承結(jié)構(gòu)的運(yùn)行特征。

3.1 軸承力-軸頸中心位置的瞬態(tài)耦合關(guān)系

單個(gè)軸承-油膜結(jié)構(gòu)，其軸頸中心位置可由偏心率和偏轉(zhuǎn)角表示，對(duì)于具有m個(gè)軸承的船舶推進(jìn)軸系，可用一組以時(shí)間微元為單位的數(shù)組(εi,φi)(i為軸承序號(hào)，i=1～m)表現(xiàn)軸頸中心位置的變化。采用兩個(gè)不同的坐標(biāo)系：Oxy坐標(biāo)系用于表示軸承力，e坐標(biāo)系表示油膜力，兩坐標(biāo)系間的夾角為φi，并對(duì)作用力、夾角數(shù)值正負(fù)關(guān)系做如下規(guī)定：

1) 對(duì)于油膜力，e軸偏心距方向?yàn)檎?，θ軸向上方向?yàn)檎?，油膜力角度為油膜力與e軸負(fù)方向的夾角，且與軸轉(zhuǎn)向一致的方向?yàn)檎?，反之為?fù)。

2) 對(duì)于軸承負(fù)荷，垂直向下為正，軸轉(zhuǎn)向?yàn)轫槙r(shí)針時(shí)水平向左為正，軸轉(zhuǎn)向?yàn)槟鏁r(shí)針時(shí)水平向右為正，反之為負(fù)。

3.1.1徑向滑動(dòng)軸承流體動(dòng)力潤(rùn)滑特性計(jì)算

假設(shè)軸頸-軸承間滑油為不可壓縮、層流、牛頓黏性流體，滑油溫度不變，軸頸、軸瓦均為剛體，則軸承動(dòng)壓潤(rùn)滑不可壓縮雷諾方程為

(6)

式(6)中：h=c(1+εcosθ)為油膜厚度；p為油膜壓力;ρ為黏性流體密度;μ為黏性流體的動(dòng)力黏度;s為θ對(duì)應(yīng)的圓周位置(s=θ·R);R為軸頸半徑;ε=e/c為偏心率，e為偏心距，c為軸承間隙。

對(duì)式(6)進(jìn)行無(wú)量綱處理為

(7)

則雷諾方程的無(wú)量綱形式為

(8)

選擇雷諾邊界作為邊界條件，根據(jù)油膜壓力分布通過(guò)積分運(yùn)算即可得到油膜力和各個(gè)方向的分力:

(9)

式(9)中:e、θ為圓柱坐標(biāo)系。

3.1.2軸系校中軸承負(fù)荷計(jì)算

對(duì)于每個(gè)軸承支承反力的計(jì)算主要是材料力學(xué)中靜不定梁的載荷分配問(wèn)題，可采用三彎矩法。將軸系劃分計(jì)算截面后，除實(shí)際支承外假定其他截面處也有虛支承(虛支承處的支反力為0)。將每個(gè)中間支座(含虛支承)位置的梁結(jié)構(gòu)斷開代以鉸鏈形式連接，則任一支座兩側(cè)梁截面的彎矩大小相等、方向相反，其對(duì)應(yīng)位移即為兩側(cè)截面相對(duì)轉(zhuǎn)角，對(duì)于每一個(gè)中間支承均可列出一個(gè)三彎矩方程[10]為

(10)

式(10)中：M、L、E、I、q分別為截面彎矩、單元長(zhǎng)度、彈性模量、橫截面慣性矩、均布力。

給定軸系兩端的邊界條件以及實(shí)支承處的對(duì)應(yīng)位移后，可解出各截面處的彎矩Mi，通過(guò)式(10)可以進(jìn)一步得到各軸承支反力Ri:

(11)

3.1.3瞬態(tài)耦合關(guān)系

在瞬態(tài)工況中由于多種動(dòng)態(tài)因素的耦合影響，軸系運(yùn)行狀態(tài)不穩(wěn)定且軸心位置不斷變化，但將連續(xù)時(shí)間離散成若干微元時(shí)間，在單位微元時(shí)間內(nèi)油膜力與軸承力同樣能實(shí)現(xiàn)力學(xué)平衡關(guān)系，即可認(rèn)為在微元時(shí)間內(nèi)船舶推進(jìn)軸系-油膜-軸承結(jié)構(gòu)系統(tǒng)通過(guò)軸頸位置以油膜力作為介質(zhì)實(shí)現(xiàn)瞬時(shí)時(shí)刻的力學(xué)平衡，通過(guò)各軸頸位置關(guān)系達(dá)到軸系軸承負(fù)荷的重新分配和再平衡。軸承-油膜結(jié)構(gòu)單元示意見圖1，軸承油膜施加給軸頸的油膜力與軸頸所承受的負(fù)荷大小相等方向相反，其力學(xué)耦合關(guān)系為

(12)

式(12)中：Ri、Fi分別為第i個(gè)軸承負(fù)荷合力、油膜力合力；θF,i、θR,i分別為油膜力夾角、軸承負(fù)荷夾角。

a)油膜狀態(tài)

根據(jù)軸承-油膜結(jié)構(gòu)的幾何關(guān)系，第i個(gè)軸頸水平、垂直方向的浮升量Xoil,i、Zoil,i可表示為

(13)

若以軸系中線作為基準(zhǔn)，假設(shè)軸承水平、垂直方向標(biāo)高分別為X0、Z0，則根據(jù)軸頸位置的關(guān)系可將水平、垂直兩個(gè)方向的軸承等效變位值Xi、Zi表示為

(14)

3.2 瞬態(tài)響應(yīng)預(yù)測(cè)模型

綜合船舶推進(jìn)軸系校中、油膜動(dòng)力學(xué)基本理論和軸系載荷瞬態(tài)描述方程，則船舶推進(jìn)軸系瞬態(tài)響應(yīng)預(yù)測(cè)模型可表示為

1) 水平方向

(15)

2) 垂直方向

(16)

式(14)和式(15)中:qx,i(t)為水平方向的質(zhì)量力，其與船舶航速、柴油機(jī)轉(zhuǎn)速瞬態(tài)變化相關(guān)，而垂直方向質(zhì)量力qz,i-1則保持恒變；Px,i(t)、Px,0(t)、Px,n-1(t)、Pz,i(t)、Pz,0(t)、Pz,n-1(t)均為瞬態(tài)變化量，通過(guò)軸系載荷瞬態(tài)描述方程求解得到。

3.3 計(jì)算流程設(shè)計(jì)

根據(jù)以上理論，船舶推進(jìn)軸系瞬態(tài)響應(yīng)模型的計(jì)算流程見圖2，通過(guò)MATLAB進(jìn)行編程計(jì)算，可將整個(gè)程序分為3部分。

圖2中:第1部分包括外載荷處理和軸承負(fù)荷計(jì)算模塊;第2部分為徑向滑動(dòng)軸承油膜潤(rùn)滑計(jì)算模塊;第3部分為迭代求解計(jì)算模塊。在第1部分中將外部激勵(lì)以集中力的方式計(jì)入各軸段，通過(guò)三彎矩方法計(jì)算得到各截面的彎矩和撓度，由式(10)可計(jì)算得到各軸承的負(fù)荷以及軸承力夾角。第2部分中根據(jù)有限差分法求解各節(jié)點(diǎn)的壓力，進(jìn)而求得各軸承油膜力和油膜力夾角。第3部分為循環(huán)迭代計(jì)算模塊，給定軸承軸頸初始的偏心率和偏轉(zhuǎn)角后由式(13)和式(14)得到軸承水平、垂直方向的偏移量，通過(guò)校中計(jì)算得到各軸承負(fù)荷值，最終以各軸承負(fù)荷與油膜力的差值以及修正后的偏轉(zhuǎn)角與設(shè)定初始偏轉(zhuǎn)角的差值是否滿足設(shè)定的微小量作為收斂判據(jù)，如若不滿足收斂條件則對(duì)偏心率以及偏轉(zhuǎn)角進(jìn)行微調(diào)修正。

圖2 瞬態(tài)計(jì)算流程圖

4 實(shí)船仿真與分析

4.1 船型主要參數(shù)

某散貨船的主機(jī)為MAN B&W二沖程低速柴油機(jī)5S60ME-C8.2，主機(jī)額定功率8 050 kW，氣缸發(fā)火順序?yàn)?-4-3-2-5，行程為2.4 m，缸徑為0.6 m，連桿比為0.472 4，平均有效壓力1.66×106Pa，最高爆發(fā)壓力為170 Bar。船舶額定轉(zhuǎn)速89.0 r/min，設(shè)計(jì)航速為15.60 kn，螺旋槳為5葉的定距槳，直徑為6.70 m，右轉(zhuǎn)向。

該船推進(jìn)軸系主要包含螺旋槳軸、中間軸、主機(jī)曲軸、中間軸承、尾軸承和主軸承等，軸系總重量309.258 kN，軸系校中幾何模型見圖3，圖3中共計(jì)9個(gè)軸承、1個(gè)集中質(zhì)量和6個(gè)集中力，其中:1號(hào)軸承為尾軸承；2號(hào)軸承為中間軸承；3～9號(hào)軸承為船舶主機(jī)主軸承且均集成安裝在船舶主機(jī)曲軸箱內(nèi)。

圖3 推進(jìn)軸系校中幾何模型示意

4.2 瞬態(tài)載荷設(shè)置

4.2.1螺旋槳軸承力

假定試航海域海水密度均為ρ=1 025 kg/m3，船舶在試航過(guò)程中以設(shè)計(jì)營(yíng)運(yùn)轉(zhuǎn)速80.0 r/min進(jìn)行全回轉(zhuǎn)試驗(yàn)，定?；剞D(zhuǎn)階段航速v=14.54 kn，伴流分?jǐn)?shù)的調(diào)諧成分見表1，由船舶航速、螺旋槳轉(zhuǎn)速以及伴流分?jǐn)?shù)等條件得到螺旋槳特性參數(shù)見表2。螺旋槳水動(dòng)力特性曲線見圖4。

表1 伴流分?jǐn)?shù)的調(diào)諧成分表

表2 螺旋槳特性參數(shù)表

圖4 螺旋槳水動(dòng)力特性曲線

忽略螺旋槳空泡和切向伴流的影響，根據(jù)式(2)、式(3)計(jì)算得到的螺旋槳軸承力具有明顯葉頻次、周期性變化特征，其水平分量恒為負(fù)值即其作用反向保持水平向右，而垂直分量為正負(fù)間變換的交變力。營(yíng)運(yùn)工況時(shí)螺旋槳軸承力動(dòng)態(tài)變化曲線見圖5。

4.2.2柴油機(jī)激勵(lì)

單位周期內(nèi)的柴油機(jī)單缸激勵(lì)力見圖6，柴油機(jī)激勵(lì)的垂直分量比水平分量高出2個(gè)數(shù)量級(jí)，且均呈現(xiàn)正負(fù)交變，垂直分量在初始時(shí)刻出現(xiàn)波峰值其原因是活塞運(yùn)行至上止點(diǎn)附近燃油強(qiáng)烈燃燒致使氣缸內(nèi)壓力和溫度急劇上升。

圖5 營(yíng)運(yùn)工況時(shí)螺旋槳軸承力動(dòng)態(tài)變化曲線

a)水平分量

b)垂直分量圖6 營(yíng)運(yùn)工況時(shí)船舶主機(jī)激勵(lì)力動(dòng)態(tài)變化曲線(單缸)

4.2.3離心慣性力

通過(guò)差分全球定位系統(tǒng)(Differential Global Positioning System, DGPS)測(cè)得以左滿舵工況旋轉(zhuǎn)在0°～450°內(nèi)所有時(shí)刻點(diǎn)的線速度即航速和位置坐標(biāo)數(shù)據(jù)，由實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)繪制成船舶航跡圖見圖7，并設(shè)定起點(diǎn)時(shí)刻為0 s，則根據(jù)起點(diǎn)-終點(diǎn)時(shí)刻的航速變化可繪制得到航速瞬態(tài)變化曲線見圖8，實(shí)船在進(jìn)行回轉(zhuǎn)過(guò)程中船舶航速呈小幅波動(dòng)并逐漸降低。

根據(jù)船舶航跡圖的船舶位置坐標(biāo)容易得到對(duì)應(yīng)航跡線各點(diǎn)的曲率和曲率半徑，并根據(jù)船舶航行的實(shí)時(shí)航速和軸系總重量由式(5)可計(jì)算出瞬時(shí)的轉(zhuǎn)船離心加速度值以及轉(zhuǎn)船離心慣性力，見圖9和圖10。

轉(zhuǎn)船離心加速度與螺旋槳軸承力、柴油機(jī)激勵(lì)力等相比，其瞬態(tài)變化頻率小幾個(gè)數(shù)量級(jí)，因此,假設(shè)時(shí)間微元內(nèi)船舶航速、位置不發(fā)生變化即轉(zhuǎn)船離心力保持不變，據(jù)此可將瞬態(tài)過(guò)程分解成n個(gè)時(shí)間微元且在時(shí)間微元內(nèi)轉(zhuǎn)船離心加速度保持不變而螺旋槳軸承力和船舶主機(jī)激勵(lì)力周期變化。由于計(jì)算結(jié)果數(shù)據(jù)量非常大，根據(jù)轉(zhuǎn)船離心加速度瞬態(tài)變化區(qū)間分別選擇4個(gè)轉(zhuǎn)船離心加速度0.029 4 m/s2、0.022 7 m/s2、0.122 1 m/s2、0.694 m/s2進(jìn)行左滿舵、右滿舵工況下的瞬態(tài)響應(yīng)計(jì)算，對(duì)每個(gè)加速度取0.75 s的作用周期。

4.3 仿真結(jié)果分析

對(duì)左滿舵、右滿舵操縱過(guò)程中轉(zhuǎn)船離心加速度為0.122 1 m/s2時(shí)的船舶推進(jìn)軸系幾何形態(tài)瞬態(tài)響應(yīng)仿真結(jié)果進(jìn)行比較分析，其軸頸中心偏心率和偏轉(zhuǎn)角計(jì)算結(jié)果分別見圖11和圖12。

a)右滿舵

b)左滿舵

圖11 軸系軸頸中心偏心率瞬態(tài)變化曲線 (a=0.122 1 m/s2)

a)右滿舵

b)左滿舵

圖12 軸系軸頸中心偏轉(zhuǎn)角瞬態(tài)變化曲線 (a=0.122 1 m/s2)

從軸系軸頸中心偏心率、偏轉(zhuǎn)角瞬態(tài)變化曲線的統(tǒng)計(jì)特征進(jìn)行具體分析見表3和表4，根據(jù)表3和表4中數(shù)據(jù)分析可得：在相同轉(zhuǎn)船離心加速度影響下從右滿舵至左滿舵變化過(guò)程中1號(hào)、2號(hào)軸承偏心率呈現(xiàn)逐漸增加、波動(dòng)相對(duì)減弱趨勢(shì);4號(hào)～7號(hào)軸承也有類似變化規(guī)律，而其余軸承變化規(guī)律正好相反；從右滿舵至左滿舵變化過(guò)程中5號(hào)、8號(hào)軸承偏轉(zhuǎn)角呈現(xiàn)逐漸增加、波動(dòng)相對(duì)減弱趨勢(shì)，其余軸承變化規(guī)律正好反之。

表3 軸系各軸承偏心率波動(dòng)特征值(a=0.122 1 m/s2)

表4 軸系各軸承偏轉(zhuǎn)角波動(dòng)特征值(a=0.122 1 m/s2)

軸系運(yùn)轉(zhuǎn)工況中后尾軸承在所有軸承中的工作環(huán)境最為惡劣也最容易發(fā)生磨損，本文著重對(duì)尾軸承的運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行分析，尾軸承負(fù)荷瞬態(tài)響應(yīng)隨加速度變化發(fā)生明顯變化：在左滿舵時(shí)隨加速度增加，尾軸承瞬態(tài)負(fù)荷隨之減小，而右滿舵時(shí)正好相反，左、右滿舵之間的負(fù)荷差值越來(lái)越大(見圖13)，這表明船舶不同操舵行為對(duì)船舶推進(jìn)軸系運(yùn)行狀態(tài)產(chǎn)

圖13 尾軸承軸承負(fù)荷瞬態(tài)響應(yīng)曲線

生顯著影響，其中右滿舵向性狀惡化的方向發(fā)展，左滿舵有利于改善運(yùn)行狀態(tài)。

離心加速度的變化對(duì)于軸系軸頸中心偏心率和偏轉(zhuǎn)角響應(yīng)規(guī)律也產(chǎn)生顯著影響,分別見圖14和圖15。在右滿舵時(shí)軸頸偏心率隨著離心加速度增大明顯減小，軸頸偏轉(zhuǎn)角隨加速度增大而增大，而在左滿舵工況下瞬態(tài)響應(yīng)的變化規(guī)律相反。

圖14 尾軸承軸頸中心偏心率瞬態(tài)響應(yīng)曲線

圖15 尾軸承軸頸中心偏轉(zhuǎn)角瞬態(tài)響應(yīng)曲線

5 結(jié)束語(yǔ)

船舶推進(jìn)軸系操舵過(guò)程將產(chǎn)生軸系軸承負(fù)荷、軸頸中心偏心率和偏轉(zhuǎn)角、軸頸-軸承間隙等方面的瞬態(tài)響應(yīng)變化，右舵與左舵操縱對(duì)船舶推進(jìn)軸系運(yùn)行狀態(tài)瞬態(tài)響應(yīng)影響不同：左舵操縱過(guò)程改善船舶推進(jìn)軸系運(yùn)行狀態(tài)，而右操舵過(guò)程使船舶推進(jìn)軸系運(yùn)行狀態(tài)向軸承異常磨損趨勢(shì)發(fā)展，使得軸系故障概率明顯增大。根據(jù)以上趨勢(shì)，當(dāng)轉(zhuǎn)船離心力增大到某個(gè)臨界值時(shí)或安全間隙值較小時(shí)，則容易發(fā)生右滿舵時(shí)尾軸承異常磨損發(fā)熱而左滿舵時(shí)正常的故障現(xiàn)象。