11船体变形对主轴承负荷的影响

第２４卷第４期２０１０年８月江苏科技大学学报（自然科学版）

ＪｏｕｒｎａｌｏｆＪｉａｎｇｓｕＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＳｃｉｅｎｃｅａｎｄＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ（ＮａｔｕｒａｌＳｃｉｅｎｃｅＥｄｉｔｉｏｎ）Ｖ０１．２４Ｎｏ．４Ａｕｇ．２０１０

船体变形对主轴承负荷的影响肖建昆１，周海港１，陆金铭１，顾卫俊２（１．江苏科技大学船舶与海洋工程学院，江苏镇江２１２００３）（２．新世纪造船有限公司，江苏靖江２１４５１８）

摘要：船舶载荷变化产生的船体变形可导致大型船用二冲程柴油机主轴承载荷变化及损坏，因此有必要对轻载与满载时船体变形对主轴承负荷造成的影响进行研究．以机舱后隔舱壁的相对变位量作为参数８。，提出了一种主轴承失去载荷时对应变形量占ｎ的计算方法，与允许变形量６明进行比较，可判断主轴承因船体损坏的可能性．以某１７６０００ＤＷＴ散货船为例进行计算验证，表明该方法切实可行．关键词：船体变形；轴系校中；轴承反力；等效影响系数；吃水状态中图分类号：Ｕ６６４．２１文献标志码：Ａ文章编号：１６７３—４８０７（２０１０）０４—０３１９—０４

Ｉｍｐａｃｔｏｆｈｕｌｌｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔｏｎ

ｍａｉｎ

ｂｅａｒｉｎｇｌｏａｄ

ＸｉａｏＪｉａｎｋｕｎｌ，ＺｈｏｕＨａｉｇａｎ９１，ＬｕＪｉｎｍｉｎ９１，Ｇｕ

Ｗｅｉｊｕｎ２

（１．ＳｃｈｏｏｌｏｆＮａｖａｌＡｌ℃ｈ“ｅｃｔｕｒｅａｎｄＯｃｅａｎＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＪｉａｎｇｓｕＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＳｃｉｅｎｃｅａｎｄＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｚｈｅｎｊｉａｎ８Ｊｉａｎｇｓｕ２１２００３，Ｃｈｉｎａ）

（２．ＮｅｗＣｅｎｔｒｙＳｈｉｐｂｕｉｌｄｉｎｇＣｏ．Ｌｔｄ．，ＪｉｎｇｊｉａｎｇＪｉａｎｇｓｕ２１４５１８，Ｃｈｉｎａ）

Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｍａｉｎｅｎ舀ｎｅｂｅａｒｉｎｇｓｏｆｌａｒｇｅ２－ｓｔｒｏｋｅｃｙｃｌｅｄｉｅｓｅｌｍａｙｂｅｄａｍａｇｅｄｂｙｈｕｌｌｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｃａｕｓｅｄｂｙｈｕｌｌｇｉｒｄｅｒｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎ．Ｔｈｅｒｅｆｏｒｅ，ｉｔｉｓｉｍｐｏｒｔａｎｔｔｏｒｅｓｅａｒｃｈｔｈｅｉｍｐａｃｔｏｆｒｅｌａｔｉｖｅｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｈｕｌｌｏｎｍａｉｎｂｅａｒ－ｉｎｇｌｏａｄｗｈｅｎｔｈｅｓｈｉｐｉｓ，ｒｅｓｐｅｃｔｉｖｅｌｙ，ｗｉｔｈｌｉｇｈｔｄｒａｕｇｈｔａｎｄｗｉｔｈｆｕｌｌｄｒａｕｇｈｔ．Ｔａｋｉｎｇｔｈｅｈｕｌｌｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎａｔｔｈｅａｆｔｍｏｓｔｂｕｌｋｈｅａｄｏｆｔｈｅｅｎｇｉｎｅｒｏｏｍｐａｒａｍｅｔｅｒ艿Ｂ，ａｍｅｔｈｏｄｗａｓｐｒｏｖｉｄｅｄｔｏｃａｌｃｕｌａｔｅｔｈｅｐａｒａｍｅｔｅｒ氏ｗｈｅｎ

ｍａｉｎｂｅａｔｉｎｇＷａｓｕｎｌｏａｄｅｄ．Ｄａｍａｇｅｐｏｓｓｉｂｉｌｉｔｙｏｆｔｈｅｍａｉｎｂｅａｔｉｎｇｃｏｕｌｄｂｅａｓｃｅｒｔａｉｎｅｄｂｙｃｏｍｐａｒｉｎｇｔｈｅａｌｌｏｗａ－

ｂｌｅｌｏｗｅｒｌｉｍｉｔ艿ＢＭ．Ｔｈｅｃｏｍｐｕｔｉｎｇｏｆ１７６０００ＤＷＩ＇ｂｕｌｋｃａｒｒｉｅｒｓｈｏｗｓｔｈａｔｔｈｅｍｅｔｈｏｄｉｓｆｅａｓｉｂｌｅ．

Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｈｕｌｌｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ；ｓｈａｆｔｌｉｎｅａｌｉｇｎｍｅｎｔ；ｂｅａｔｉｎｇｒｅａｃｔｉｏｎ；ｅｑｕｉｖａｌｅｎｔｉｎｆｌｕｅｎｃｅｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ；ｄｒａｕｇｈｔ

ｃｎｎｆ｜ｉｔ；ｎｎ

大型船用二冲程柴油机主轴承损坏的事故报道逐年增加，原因之一是现代柴油机主轴承设计负荷增加，主轴承间距缩小，使得轴承间的负荷影响系数增加，轴系对轴承变位更敏感…．在报道的事故中，大部分是由于轴承温度变化及船体变形引起轴承变位造成的，因此有必要对轻载与满载时船体变形对主轴承负荷造成的影响进行研究拉。５Ｊ．倒数第２，３主轴承产生损坏的事故报道较多【６—７］，故重点对倒数第２，３主轴承进行研究．文中以机舱后隔舱壁的相对变位量作为参数艿。，提出了一种主轴承失去载荷时对应变形量艿。的计算方法，与允许变形量８ＢＭ进行比较，以此来判断主轴承因船体损坏的可能性．１等效影响系数Ｓ；的计算在船用推进轴系安装时，普遍采用曲线安装方法，即将主机安装位置调到参考线以下，同时调整中间轴承的垂向位置，使轴系呈曲线状态．当船体因吃水增加时，轴系各轴承问相对位置会产生变化（图１）．

图ｌ因船体变形引起的轴承变位变化Ｆｉｇ．１Ｃｈａｎｇｅｉｎｂｅａｒｉｎｇｏｆｆｓｅｔｓｄｕｅｔｏｈｕｌｌｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ

收稿日期：２００９—０６—２５作者简介：肖建昆（１９７９一），男，江西新于人。讲师，研究方向为船舶动力装置设计仿真、柴油机故障诊断等．Ｅ－ｍａｉｌ：ｘｊｋ０７＠ｓｉｎａ．ｅｏｍ

万方数据３２０江苏科技大学学报（自然科学版）第２４卷为了确定轻载与满载时主轴承以外各轴承位置的相对变化，假没主机机座下船体相对变位均匀一致，即各主轴承问无相对变位，如图２建立形坐标系，以主机最后主轴承支承点作为坐标原点，水平方向为石轴，表示轻载时轴线相对位置，以垂直方向为Ｙ轴，表示轻载与满载时垂向相对变位．相对图２轴承变位计算模型Ｆｉｇ．２Ｃａｌｃｕｌａｔｅｍｏｄｅｌｏｆｂｅａｒｉｎｇｏｆｆｓｅｔｓ用有限元方法计算轻载与满载时主机最后主轴承至隔舱壁轴线方向船体的相对变位６，发现大致与至主机最后轴承支点距离的厅次方成比例，由此可简化给定轴相对变位的计算过程．图３ＦＥ分析和几条ｒ曲线的比较Ｆｉｇ．３ＣｏｍｐａｒｉｓｏｎｂｅｔｗｅｅｎＦＥａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｓｅｖｅｒａｌｒｃｌｌｒｖｅ￥图３为某３０００００ＤＷＴ油轮在轻载与满载时。主机最后主轴承至机舱最后隔舱壁间的船体相对变位，对ＦＥ分析结果和几条Ｆ曲线的比较表明，ｎ等于１．５时与ＦＥ分析结果吻合最好．对其它不同类型船舶进行计算分析，也有相似的结果．因此，主机最后轴承至机舱最后隔舱壁间轴的相对变位可由ｘ。５的曲线近似．机舱最后隔舱壁以后轴段包含刚度很大的艉管结构，这部分的船体变形可近似看作线性变化，可由曲线ｘ１’５在最后隔舱壁处的切线代替．因此，船体轻载与满载时引起的船体相对变位为．ｆ艿Ｂ（Ｘ／Ｌ）“’（Ｘ≤Ｌ）【占Ｂ｛１．５（Ｘ／Ｌ）－０．５｝（ｘ≥Ｌ）式中，６为相对变位量，三为主机最后轴承支点至机舱最后隔舱壁的间距（ｍｍ），氐为机舱最后隔舱壁的相对变位量（ｍｉｌｌ），因此，艿。可作为确定船体变位曲线的参数．通常采用反力影响系数（某个轴承产生单位变位时，引起各轴承负荷的相对变化）进行轴系校中计算，例如，当轴承Ｂ（１）至轴承Ｂ（３）变位时，引起主轴承２负荷的相对变化量，如图４，可由反力影响系数Ｃ。．。表示△Ｒ２＝Ｃ２．Ｂ（Ｉ）艿Ｂ（”＋Ｃ２。Ｂ（２）６Ｂ（２）＋Ｇ，Ｂ（３）艿Ｂ（３）。∑ｃ２’Ｂ（。）６吣）（２）

式中，民（。）为轴承Ｂ（ｎ）的变位量；Ｃ：．阶）为Ｂ（ｎ）轴承向下变位１ｍｍ，引起主轴承２的反力变化量．

图４等效影响系数Ｓ：的计算Ｆｉｇ．４Ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｏｆｅｑｕｉｖａｌｅｎｔｉｎｆｌｕｅｎｃｅｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ＆

式（２）可改写成

ＡＲ２＝艿ＢＳ２（３）

ｓ２＝∑ｃ２’Ｂ（。）｛１．５（Ｘ。／Ｌ）一ｏ．５｝＋

∑ｃ２，Ｂ（ｎ）（ｘ。／Ｌ）。５（４）式（３）中，△马由晶与是的乘积表示，式（２）中ＡＲ２由岛（。）和ｃ２，Ｂ（。）表示，＆和６Ｂ（。）都表示相对变位，所以ｓ：与ｃ：．啪）一样都表示反力影响系数．如果６。均由氐来表示，ｓ：可看成是ｃ：．Ｂ（。）（总＝ｌ～３）的等效影响系数（图４）．等效影响数Ｓｉ表示机舱最后隔舱壁向下变位ｌｍｍ时主轴承ｉ的反力增加量，Ｓ；的一般式可表

示如下

Ｓｊ＝∑Ｃ柚㈤｛１．５（ｘ．／Ｌ）一０．５｝＋

∑ｃｊ，Ｂ（∞（ＸＪＬ）。５（５）式中，口为机舱最后隔舱壁至桨间的总轴承数；６为主机输出端至桨问的总轴承数；Ｘ。为最后主轴承至轴承Ｂ（凡）的距离；Ｃ讪（。）为Ｂ（ｒ１．）轴承向下变位ｌｍｍ引起ｉ主轴承的反力变化（ｉ＝ｌ～ｍ，ｍ为主轴承总数）．

２主轴承失去载荷时的６Ｂ计算计算使第ｉ主轴承失去载荷时的机舱最后隔舱壁船体相对变位量６。，分弹性支承与刚性支承２种情况．

万方数据第４期肖建昆，等：船体变形对主轴承负荷的影响３２１

２．１刚性支承情况刚性支承情况下（图５ａ）），６。可简单地计算如下：设詹ｉ为船体变形前主轴承ｉ的支承反力，船体随载荷增加而变形，当使主轴承ｉ的支承反力为零时，船体在最后隔舱壁处的变位为６。ｉ，６砒可由下式计算

艿ｍ＝一Ｒ；／Ｓｉ（６）在多数情况下，因船体变形导致失荷的主轴承主要为第２，３后的主轴承，即需计算６。：和如，确保其在允许范围内．

ａ）剐性支承ｂ）弹性支承圈５主轴承初始条件Ｆｉｇ．５Ｉｎｉｔｉａｌｃｏｎｄｉｔｉｏｎｏｆｅｎｇｉｎｅｂｅａｒｉｎｇｓ

２．２弹性支承情况考虑均０度影响，各支承点在负荷作用下有一向下轻微变位（图５ｂ）），这些变位也会使各轴承的负荷产生一定变化．考虑轴承刚度，不计尺ｉ的相应变化，在负荷作用下轴承变位量可计算如下ｈｉ＝Ｒｆ／Ｋ（７）参考线Ｒ—虿一图６船体变形引起的主轴承变位量Ｆｉｇ．６Ｅｎｇｉｎｅｂｅａｒｉｎｇｏｆｆｓｅｔｓｄｕｅｔｏｈｕｌｌｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ图６表示船体变形前后引起的主轴承变位量变化情况．设主轴承数为５，机舱最后隔舱壁的相对变位为＆，各轴承的反力变化可表示为Ｒ’ｉ—Ｒｉ＝ｓｉ６。＋∑Ｃｉ＾，ｉ＝ｌ～５（８）式（８）中，置，冗’ｉ分别为船体变形前后的ｉ主轴承反力；盈为第ｉ主轴承弹性变位量；Ｃ“为．『主轴承向下变位１ｍｍ引起ｉ主轴承的反力变化．另一方面，由关系式Ｒ’ｉ—Ｒｉ＝硒。，式（８）可改写成ｓｉ６Ｂ＋∑［ｃｆＪ＋（一１）”Ｋ］岛＝Ｏ，ｌ：ｆ１，＂，ｉ：１～５（９）ｔＯ，ｌ≠＿『考虑船体变形后最后第２主轴承负荷为零，６：＝一ｈ２＝一Ｒ：／Ｋ．这表明，最后第２主轴承向上移动ｈ：，轴承恢复到船体变形前的初始状态，即轴承弹性力（负荷）为零．考虑８。＝＆，即倒数第２主轴承负荷为零，由方程组（１０）可解６眈，８。，占，，６。，瓯．式中，Ｋ＝５０００ｋＮ／ｍｍ（定值）．Ｓ１６８２＋（Ｃ１。ｌ—Ｋ）８ｌ＋Ｃｌ，３岛＋Ｃｌ，４６４＋Ｃ１．５６５＝ＣＩ．２Ｒ２／ＫＳ２６８２＋Ｃ２，ｌ６ｌ＋Ｃ２．３８３＋Ｃ２。４瓯＋ｃ２．５艿５。（ｃ２．２一Ｋ）Ｒ２／ＫＳ３艿Ｂ２＋Ｃ３．Ｉ艿ｌ＋（Ｃ３，３一Ｋ）８３＋Ｃ３，４瓯＋Ｃ３．５６５＝Ｃ３．２Ｒ２／ＫＳ４８８２＋Ｃ４，１６Ｉ＋ｃ４，３８３＋（ｃ４，４一Ｋ）８４＋ｃ４．５瓯＝Ｃ４．２Ｒ２／ＫＳ５６８２＋Ｃ５．１６１＋Ｃ５。３６３＋Ｃ５，４６４＋（Ｃ５．５一Ｋ）８５２

Ｃ５．２Ｒ２／Ｋ（１０）同样可计算站．

３计算实例图７为某１７６０００ＤＷＴ散货船的轴系布置图，

用上述方法计算＆和６∞．动态时轴系以设计转速旋转，静态时转速为零．冷态时主轴承温度为２０℃，热态时为５５℃．表１为热动态与热静态时的轴承反力，表２为等效影响数ｓ；，表３为热动态与热静态时的％和站．