水润滑球面艉轴承振动试验研究
水润滑橡胶艉轴承动态性能的试验与分析
ｎ ｎ ｌ ｅ ｈ ｕ ｈ ｔ ｕｓ ｖ ａ ｏ ｌ ｉ ｐａ ｏｍ． ｈｏ ｇ ｔｅａ ｌ ｉ ｏ ｒｔ ｎ ｓｅｔ ｇａ ａｄ ａ ａ ｚｄ ｔ ｏｇ ｅ Ｐ ｌ ｉｒｔ ｎ ａ ａ ｓ ｌｔ ｒ Ｔ ｒｕ ｈ ａ ｓ ｆｔｅｖｂａｏ ｐ ｃ ｏ ｒｍ，ｉ ｉ ｙ ｒ ｈ ｅ ｂ ｉ ｎ ｙｓ ｆ ｈ ｎ ｙｓ ｈ ｉ ｉ ｒ ｔｓ
Ｓｅ ａｉｇＢａ ｅ ｎＶｉｒｔ ｎＡｎ ｌｓｓ ｔｍ Ｂｅ ｒｎ ｓ ｄｏ ｂ ａｉ ａｙ ｉ ｏ
Ｊ Ｎ Ｙ ａ ， ＬＩ Ｚｈ ｎ ｌｎ ／ ｏｇ Ｕ ｅ ｇ－ｉ （ ｅ ｏ ｌ ｆ ｏ ｒ ｎ ｎ ｒｙ Ｓｈ ｏ Ｐ ｗｅ ｄＥ ｅｇ ，Ｗｕ ａ ｎｖ ｒｉ ｆ ｅｈ ｏ ｇ ， ｈ ３ ０ ３ ｈｎ ） ｏ ａ ｈ Ｕ ｉｅｓｙｏ Ｔ ｃ ｎ ｌｙ Ｗｕ ａ ４ ０ ６ ，Ｃ ｉａ ｎ ｔ ｏ ｎ
种分 析 ， 少 了测试 所 需 时间 。 减 ｌ３ 试验 台架 振动特 性 －
２ 试 验工 况 ）
试 验 充分 考 虑 舰 艇 常 用 的工 作 转 速 和 负荷 ， 设
定工 况 为 ：
（） １ 负荷 ： Ｐ＝０１ ０２ ０４ＭＰ 。 ．、 ．、 ． ａ
根据 转 子 系 统 的 振动 理论 ， 舶 轴 试 验 台架 在 船 运行 过程 中产 生振 动可 能有 以下情 况 ： Ｉ 电机 的风机 振 动 ， ） 这是 风 机 叶片 的拍 频振 动 ， 其振 动频 率 一般 为旋 转轴 的基频 和 风机 叶 片数 的乘
【CN109883700A】水润滑橡胶尾轴承摩擦振动测试系统及其方法【专利】
(19)中华人民共和国国家知识产权局(12)发明专利申请(10)申请公布号 (43)申请公布日 (21)申请号 201910239279.1(22)申请日 2019.03.27(71)申请人 武汉理工大学地址 430070 湖北省武汉市洪山区珞狮路122号(72)发明人 周新聪 左后秀 唐新旺 沈宏宇 (74)专利代理机构 武汉开元知识产权代理有限公司 42104代理人 胡镇西 张敏(51)Int.Cl.G01M 13/04(2019.01)G01M 13/045(2019.01)(54)发明名称水润滑橡胶尾轴承摩擦振动测试系统及其方法(57)摘要本发明公开了一种水润滑橡胶尾轴承摩擦振动测试系统及其方法，该系统包括基座，基座上设置有安装支架，安装支架上设置有垂向滑动架，垂向滑动架的上方设置有用于对其加载垂向压力的加载装置，垂向滑动架的下方设置有与其横向滑动连接的夹持装置，夹持装置内夹持设置有橡胶块，橡胶块的下方设置有与其摩擦接触的有机玻璃轴，有机玻璃轴的后方设置有用于驱动其旋转的电动机，有机玻璃轴的下方设置有水箱，水箱内设置有潜水泵，潜水泵通过水管将水箱中的水导入橡胶块与有机玻璃轴的接触面。
本发明能够模拟不同温度条件和压力条件的工况，实现水润滑橡胶尾轴承摩擦振动测试。
权利要求书3页 说明书6页 附图6页CN 109883700 A 2019.06.14C N 109883700A权 利 要 求 书1/3页CN 109883700 A1.一种水润滑橡胶尾轴承摩擦振动测试系统，包括基座(1)，其特征在于：所述基座(1)上设置有安装支架(2)，所述安装支架(2)上设置有垂向滑动架(3)，所述垂向滑动架(3)的上方设置有用于对其加载垂向压力的加载装置(4)，所述垂向滑动架(3)的下方设置有与其横向滑动连接的夹持装置(5)，所述夹持装置(5)内夹持设置有橡胶块(6)，所述橡胶块(6)的下方设置有与其摩擦接触的有机玻璃轴(7)，所述有机玻璃轴(7)的后方设置有用于驱动其旋转的电动机(8)，所述有机玻璃轴(7)的下方设置有水箱(9)，所述水箱(9)内设置有潜水泵(10)，所述潜水泵(10)通过水管(11)将水箱(9)中的水导入橡胶块(6)与有机玻璃轴(7)的接触面。
船舶水润滑尾轴承研究进展
近年来,随着环保意识逐渐深入人心及石油资源的日渐枯竭,以水代替传统润滑油作为润滑剂的水润滑尾轴承逐渐走进了人们的视野。
由于水润滑尾轴承具有无污染、低成本及材料来源丰富等优点,因此其一直是各国在船舶领域内争相研究的热点。
目前国内外对于水润滑尾轴承的研究主要集中在尾轴承材料选择与改性、振鸣音分析及结构优化这3个方面。
传统的油润滑尾轴承往往以金属为衬套,以润滑油为润滑介质,不仅消耗了润滑油和金属资源,而且由于尾轴密封技术的复杂性导致大量润滑油泄露,严重污染了航行水域,随着人们环保意识的增强,少数工业发达国家投入了巨额资金及大量精力投入其治理技术和装备研究[1-3]。
除此之外,油润滑尾轴承具有的无功能消耗较大、可靠性不高及振动噪音等问题也难以解决[4-5]。
相比以油作为润滑介质,以水作为润滑介质具有环境友好及来源丰富等优点,因此具有广阔应用前景的水润滑逐渐受到人们的关注和青睐,成为国内外相关领域竞相研究的热点。
该文总结阐述了水润滑尾轴承的研究进展,对于其在发展过程中存在的问题及解决方法进行了总结,并对接下来的发展趋势进行了展望。
1 尾轴承材料的选择与改性水润滑尾轴承材料的使用主要经历了3个阶段[6]:第一阶段:以铁犁木为代表的木质材料阶段。
铁犁木性能优异,但资源日渐稀少,价格昂贵。
第二阶段:天然、丁腈、氯丁等单体橡胶材料应用阶段。
但是因其一些无法克服的缺点限定了其使用范围,催动了飞龙、尼龙复合性材料的研发和使用。
第三阶段:SPA、赛龙、BTG 等以橡胶为基体,添加其他材料的复合材料使用阶段。
表1列出几种水润滑尾轴承材料优缺点[7],可以看出,复合材料SPA的性能优于单一材料。
总体来看,通过材料改性得到的复合材料由于综合了各自的优点使其性能更加优异,作者认为未来的尾轴承材料发展趋势将会以性能优异的高分子及改性复合材料为主,而传统的铁梨木尾轴承材料将逐步被替代。
①基金项目：国家自然科学基金项目(项目编号：51509195)和武汉理工大学国家级大学生创新创业训练计划项目(项目编号：20161049705003)。
水润滑橡胶艉轴承模态分析研究
１ 水 润 滑橡胶 艉 轴承
图 １所示 为 整体 式 水 润 滑橡 胶 轴 承 ， 轴 承 内 衬 为丁 腈橡 胶 层 ， 硫 化在 衬 套 上 。 内衬 上 均匀 分 布 １ ０条 轴 向水槽 ， 水 槽 结 构 为 ｒ＝８ ｍ ｍ 的半 圆 形 。其 尺寸参 数 见表 １ ， 材 料参 数见表 ２ 。
ｏ ｆ ｍ ｏ ｂ ｉ ｌ ｅ ｊ ａ ｃ ｋ — ｕ ｐ ｕ ｎ ｉ ｔ ｅ ｓ ［ Ｍ］ ．Ｒ ｅ ｖ ． ２ Ｊ ｅ ｍ ｅ ｙ Ｃ ｉ ｔ ｙ ，Ｎ Ｊ ：
Ｓ ｏ ｃ ｉ ｅ ｔ ｙ ｏ ｆ Ｎａ ｖ ａ ｌ Ａｒ ｃ ｈ ｉ ｔ ｅ ｃ ｔ ｓ ａ ｎ ｄ Ｍａ ｒ ｉ ｎ ｅ Ｅｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｒ ｓ ，
轴 承 的结 构 模 态 分 析 中 ， 仅 分 析 了艉 轴 承 衬 套 的影 响 ， 没 有 深 入 探 讨 内衬 材 料 如 橡 胶 等 的 影
响。
本 文 以水 润 滑 橡胶 艉 轴 承 为 研 究对 象 ， 应 用 Ａ ｎ ｓ ｙ ｓ 有 限元 软 件 进 行 建 模 和 理 论 模 态 分 析 ， 预 测 艉轴 承结 构 的 固有频 率 和振 型 。然后根 据分 析 结 果确 定模态 试 验 的悬 挂 点 、 激 励 点 和信 号 采 集 点， 通 过力锤 提供 瞬态 激励 信号 ， 得 到橡胶 轴 承 的
算与对 比。结果表 明， 在计算模态 与试验模态相 似对应 的模态振 型中 ， 两者 的板条振型弯 曲趋势相似 ； 计算模 态与试验模态数值接近 ， 两者 相关 性 良好 ， 有 限元结构模 型可 以反 映实 际结构模型 。 关键词 ： 有 限元法 ； 水润滑橡胶艉轴承 ； 模态
中图 分 类 号 ： Ｕ ６ ７ ５ ． ７ 文献标志码 ： Ａ 文章编号 ： １ ６ ７ １ － ７ ９ ５ ３ （ ２ ０ １ ３ ） ０ ２ － ０ ０ ９ ４ － ０ ４
船舶水润滑尾轴承异常振动自适应控制方法
船舶水润滑尾轴承异常振动自适应控制方法
冯进成;唐继武
【期刊名称】《舰船科学技术》
【年(卷),期】2024(46)8
【摘要】为避免因船舶水润滑尾轴承异常振动导致的严重机械故障,威胁船舶运行安全,研究船舶水润滑尾轴承异常振动自适应控制方法。
依据水润滑尾轴承的异常振动产生原因,设计水润滑尾轴承异常振动控制结构。
利用位移传感器采集实际水润滑尾轴承转子位移信号,使用滑膜观测器观测水润滑尾轴承的不平衡扰动力,将其作为惯性主轴位置校正器的输入,得到扰动引起位移偏差的补偿量。
结合水润滑尾轴承转子理想位移值,计算轴承转子位移信号偏差值,将其作为PID控制器的输入控制量,输出轴承异常振动控制量,实现其异常振动自适应控制。
实验结果表明,该方法可有效控制船舶水润滑尾轴承异常振动,提高轴承的工作稳定性。
【总页数】5页(P65-69)
【作者】冯进成;唐继武
【作者单位】大连海洋大学应用技术学院
【正文语种】中文
【中图分类】TP391
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液体动力润滑径向滑动轴承承载能力测试实验
实验二 液体动力润滑径向滑动轴承承载能力测试实验一、实验项目名称实验项目名称：液体动力润滑径向滑动轴承承载能力测试实验二、实验目的（1） 了解滑动轴承中形成流体动压润滑；（2） 掌握测定油膜压力分布曲线，并用图解积分求油膜承载能力的方法；（3） 了解影响油膜承载能力的因素；三、实验内容（1） 测定和绘制径向滑动轴承径向油膜压力曲线，求轴承的承载能力。
（2） 观察载荷和转速改变时油膜压力的变化情况。
（3） 观察径向滑动轴承油膜的轴向压力分布情况。
四、实验仪器与设备采用ZCS-Ⅱ型液体动压轴承实验台。
五、实验基本原理根据液体动压润滑的雷诺方程，从油膜起始角φ1到任意角φ的理论油膜压力为：ϕϕχϕϕχψωηϕϕϕd P ⎰+-=130*2)cos 1()cos (cos 6 式中：P φ——任意位置的压力（Pa ）；η ——油膜黏度；ω ——主轴转速（r/s ）； ψ ——相对间隙，ψ=（D-d ）/d ，D 为轴承孔直径，d 为轴径直径φ ——油压任意角φ0 ——最大压力处极角φ1 ——油膜起始角χ ——偏心率，χ=2*e/(D -d)，e 为偏心距实测油膜压力由7个压力传感器测量轴瓦表面每隔22度角处的七点油膜压力值。
六、实验方法与步骤1、 实验准备工作（1） 打开实验台系统软件，选择标定，恢复出厂标定，输入当前产品序号，如标有9的序号为100009，选择串口1；（2） 确认载荷、速度为空，打开实验台电源开关；（3） 一次实验结束后马上又要重新开始实验时，请用轴瓦上端的螺栓旋入顶起轴瓦将油膜先放干净，同时在软件中重新复位，确保下次实验数据准确；2、 油膜压力测试（1）击“自动采集”，将电机速度旋转到200r/min左右，然后慢慢加载到1800N，观察油膜压力采集七点参数值，点击“提取数据”；（2）点击“实测曲线”作出测得的7个压力值之曲线，点击“理论曲线”作出理论压力曲线，对两者进行比较；（3）点击“结果显示”，显示轴承平均压力、轴承pv值、油膜最小厚度；（4）点击“打印”，将油膜压力实验结果打印出来。
水润滑动压橡胶轴承的实验研究与误差分析
第18卷第1期V ol .18№11997青岛建筑工程学院学报 Journal of Q ingdao Institute of A rch itecture and Engineering水润滑动压橡胶轴承的实验研究与误差分析Ξ苏逢荃 王优强 杨成仁(青岛建筑工程学院机械工程系,青岛266033)摘 要 针对普通水润滑橡胶轴承摩擦系数大,承载能力低的缺点,设计制造了双水腔动压橡胶轴承新结构,通过实验与理论验证分析了形成流体动压水膜的几个制约条件,并对实验结果进行了误差分析.最后从摩擦系数的大小上定性地验证说明了流体动力润滑的形成.关键词 水润滑,橡胶轴承,摩擦系数,动压润滑中图法分类号 TH 117121引 言水润滑橡胶轴承是水下最适宜的轴承之一.近年来普通水润滑橡胶轴承在许多立式泵和某些卧式泵上得到了广泛的应用.但是由于普通水润滑橡胶轴承在结构上沟槽较多(如深井泵上的八纵向沟橡胶轴承);而且水的粘度很低(如水在20℃时的动力粘度为11005m Pa ・s ),使其形成流体动力润滑的可能很小,更不易形成连续而稳定的流体润滑膜.这使得普通水润滑橡胶轴承的摩擦系数大,承载能力低,应用范围受到很大的限制.特别是随着轴承向高速重载方向发展,普通水润滑橡胶轴承已越来越显现出其局限性.本文针对上述问题,在继承了普通结构轴承的一些优点的基础上,设计了双水腔动压橡胶轴承结构,并用实验表明了其摩擦系数图1 动压轴承结构小,承载能力大,可以形成完全动压水膜等优点.1 实验111 实验目的(1)验证理论分析与数值计算的正确性;Ξ收稿日期:1995-11-02山东省自然科学基金项目(2)观察摩擦系数的大小,定性的说明摩擦状态.112 试验轴承结构及参数图2 轴承展开图本试验轴承的结构示意图如图1,展开如图2所示.试验用动压橡胶轴承的结构参数如下:轴承宽度B =100.00mm ,轴承外径D =89.00mm 轴承内径d =64.10mm ,轴颈直径d 1=63182mm 半径间隙C 0=0.14mm ,周向尺寸Η1=0°,Η2=120°,Η3=180°,Η4=300°,Η5=330°.轴向尺寸l 1=l 2=15mm ,l 3=70mm试验轴颈采用45#钢制造,表面镀铬,表面光洁度R a 0.8;轴承外套用45#钢,厚25mm ,橡胶内层衬里厚22mm ,为SHX -2橡胶材料,表面光洁度可达R a 1.6,该橡胶材料的成分及所要求的基本技术性能与普通水润滑橡胶轴承的完全相同.113 实验装置本实验设备采用动压轴承试验台.试验台由交流电动机(3k W ,2880r m in )拖动,经弹性柱销联轴器带动试验主轴旋转.通过图3 加载装置变频器来改变电机的频率实现电机的无级变速.试验台的加载系统采用重力加载的方式,加在试验轴承上的载荷通过两个滑轮将重力载荷变向,保证了加载的稳定性.如图3所示.供水系统除使用水箱外,在轴承的上下两侧各开了一个进水腔和进水孔,进水孔通过软管与自来水系统相联接.出水主要靠端泄.由于不考虑水压的影响,因而既保证了充足的水量供应,又不致使润滑系统复杂,在现场有很大的实用性.114 实验方法实验要测量的重点是摩擦系数和偏心率,摩擦系数的测量与普通水润滑橡胶轴承的测量方法完全相同〔1〕,现将偏心率的图4 偏心率测量测量方法简述如下.由于水具有导电性,使电容式传感器无法在水中裸用,但为了达到测量偏心率的目的,本试验根据相对位移的原理,在轴承外圆上相互垂直的方向上分别放置一个电容式传感器,通过测定轴承在静止和运转两种状态下的间隙大小来近似确定偏心率.如图4所示,设轴承的半径间隙为C 0=R -r ,轴无跳动,水平方向轴承的相对位移为∆x ,垂直方向轴承的相对位移为∆y ,则由图4很容易直接推出偏心率的计算公式:因为e =∆x 2+(C 0-∆y )24 青岛建筑工程学院学报 第18卷所以Ε=eC 0=∆x 2+(C 0-∆y )2C 0(1)由此根据测得的∆x ,∆y 值即可求出Ε的大小.其中∆x ,∆y 的测量采用电容式传感器和测微仪.图5 测量系统框图图5为总的测量系统框图.115 实验过程电容式传感器一个垂直一个水平分别安装在轴承的外圆面上,拉力传感器用软绳通过轴承外的切线引出,仪器按图5连接好.将测微仪按初距调整好,通过施加一预定载荷使轴承下部与轴接触,此时为Ε=1,由光线示波器输出信号,同时记录下测微仪的数字显示;将载荷完全卸掉,并在轴承上部施加一个同样大小的载荷,使轴承上端与轴接触,此时为Ε=-1,由光线示波器输出信号,同时记录下测微仪数字显示.测微仪两次显示数字的平均值(或光线示波器记录纸输出Ε两条线的中点)为Ε=0,即同心状态.试验前先将轴承内通水,接通电源,使轴以360r m in 转动,载荷放至10kg ,稳定后测取∆x ,∆y 值,然后依次增加转速到1800r m in ,测取∆x ,∆y 值,接着依次增大载荷到100kg ,重复上述过程.为了克服仪器的漂移,在试验中需要注意标定Ε=1和力零线.116 实验结果根据试验记录曲线,通过整理得偏心率(ECC )与载荷(W )、转速(n )的关系数据见表1.摩擦系数(Λ)(W )、转速(n )关系数据见表2.2 误差估计本试验按单次测量中包含多大的偶然性误差来确定测量结果的可信度.在多次测量的误差分析中,一般把3Ρ作为极限误差.其实,它基本也就是随便选出的某次读数的最大绝对误差.所以3Ρ可以作为单次测量误差估计的标准.但是,标准误差Ρ无法从单次测量中得到,而必须由测量系统中各个测量环节所引起的标准误差按下面的标准误差公式得到: 表1 偏心率试验数据表(ECC )W (N )n (r m in )360721108214431804196019759019343019006018699018110392-0197610.95370.93450.9170588-0.99490.97620.96080.9472784--0.99000.97640.9646982--0.99990.98720.9766 表2 C 0=0.14mm 动压轴承摩擦系数表W (N )n (r m in )3607211082144318043920.01690.00480.00480.00480.00445880.03020.00480.00480.00480100487840.04960.02370.00480.00480.00489800.05280.03910.00680.00480.004814第1期 苏逢荃等:水润滑动压橡胶轴承的实验研究与误差分析 Ρ=fx2Ρx 2+f y2Ρy 2+f z2Ρz 2+…(2)式中,设u 为要测量的某一物理量,x ,y ,z …是与u 有关的直接量度的量,其关系为:u =f (x ,y ,z ,…)为便于应用,把式(2)改写为Ρ=fxΡx2+fyΡy2+fzΡz2+ (3)(3)式两边同乘以3,并令d =3Ρ,d 1=3f x Ρx ,d 2=3 f y Ρy ,d 3=3 fzΡz ,…则(3)式化为d =d 12+d 22+d 32+…(4)实际上,这里的d 可理解为所测物理量u 的测量结果的最大绝对误差,而d 1,d 2,d 3,…则分别为x ,y ,z …这些测量结果给总结果(u )所带来的最大绝对误差.将式(4)两端同除以u ,并令∆=du ,∆1=d 1u ,∆2=d 2u,…得:∆=∆12+∆22+∆32+…(5)(5)式的含义是:物理量u 测量结果的最大相对误差等于各测量环节给这个测量结果所带来的最大相对误差平方和的开方.对于本试验来说,测量系统各个环节包括:电容式传感器和电容式测微仪的误差,电阻应变仪的误差,功率放大器和滤波器的误差,光线示波器的误差和读数误差.电容式传感器和电容测微仪的测量误差主要由以下几个因素产生:(1)由于电场干扰和不完全驱动电缆杂散电容产生的运放输出误差∆1′=±1◊.(2)传感器平面与呈弯曲的被测面之间产生的误差.在用电容测头测量某一维球列时,被测面是球面,可用以下修正公式〔3〕进行误差修正;设读数值为Q ,实际值为P ,则:P =Q F (K ,Κ)(6)其中:F (K ,Κ)=1Π∫Π2co s Η2d Η1+K 1-1-Κ2sin 2Η(7)且Κ=r R ,K =R b.r ——传感器有效半径,如图6;图6 修正球面误差 图7 测量方向偏斜R ——球的半径(或圆柱的半径)本次试验数值表中的数据,已经根据此式进行了修正,为此数据误差中不再计入∆′2.(3)传感器在安装时,其中心线与被测圆柱的测量方向不平行也会产生误差,如图7.设倾斜角为 ,倾斜时测量值为V ,则由图7知其测量误差为:∃V =(1-co s ) V(8)24 青岛建筑工程学院学报 第18卷取:∆′3=±1◊另外考虑环境周围影响引起的相对误差:∆′4=±1◊,则电容式传感器与电容测微仪引起的综合累积误差为:∆传=±3◊.其他各测量环节按仪器说明所述,分别取:∆变=±1◊,∆动=±1◊,∆滤=±1◊,∆记=±3◊读数误差取为:∆读=±1◊则由式(4)得到各测量环节给测量结果所带来的最大相对误差为:∆=±(1◊)2+(1◊)2+(1◊)2+(3◊)2+(1◊)2+(3◊)2=±4.6◊图8 4号试验3 实验与理论值的比较笔者在PC A ST 486微机上进行了数值计算,发现试验数据表1(因篇幅所限,仅摘取了部分数据列于表中)与数值计算结果基本是相符的.为了便于更清楚地比较分析,将表1的数据与数值计算获得的数据取部分列于表3中进行对比分析.同时,为了使得结果更直观,还将试验结果与数值计算结果在W -Ε图中表示了出来,其中某一固定转速(n =1440r m in )的试验及其计算解如图8所示.图中曲线1为数值计算解,散点为试验值.表3 结果对比表N UM编号ECC测量值W (N )实验值W (N )计算值W计-W实W实n (r m in )转速1-20.9759196181.25747.5◊3602-20.9343196179.31538.5◊7203-20.9006196184.06686.1◊10804-20.8699196184.36835.9◊14405-20.8110196160.127318.3◊1800从表3可见,相对误差总的趋势是在载荷一定的情况下随转速的升高而减小;转速一定时,通过比较发现相对误差随载荷的增加而增大(试验数据转速一定时未在此列出,可参见文献〔1〕).这种变化趋势的主要原因是由于转速一定时,载荷越大流体膜越薄,变形反而越大,形成流体膜后测得的相对位移值越小,包含的读数误差越大造成的.当载荷一定时,转速越高形成流体膜越充分,误差相对的小些.从数值解曲线与实验散点图的比较可知,数值解与实验值基本吻合,变化趋势也完全相同,唯一不同的是数值解偏于保守.而且随偏心率的增大,W 的差别也相应地增大;随转速的增高,相对W 的差别则减小.为了进一步从摩擦系数的大小上定性地分析动压橡胶轴承的润滑状态,从表2可以明显地看出摩擦系数的变化情况:n =720r m in 时,W ≥686N 即出现摩擦系数的突变,n =1082r m in 时仅有W =980N 时摩擦系数略有变化,在n =1443r m in 及1084r m in 时摩擦系数则34第1期 苏逢荃等:水润滑动压橡胶轴承的实验研究与误差分析 基本不变.4 结论(1)试验结果表明,本文所探讨的这种轴承结构,在一定条件下可以建立起完全水膜润滑,具有一定的承载能力,作为一般泵用轴承是完全可行的.(2)通过误差估计与分析发现实验误差在允许的规定误差范围内,说明实验数据和结果是可信的.(3)通过对摩擦系数的观察与数值计算的比较,发现水润滑膜未失去承载能力的最低圆周速度为112m s,在此速度下,作用在橡胶轴承上的单位载荷不应超过510×104Pa.(4)在常温,材料及表面光洁度一定时,对形成水润滑橡胶轴承的流体动力膜的制约条件有轴承间隙,轴的转速和负载大小.在C0=0.14mm时,W m ax与线速度v通过线性拟合可得近似关系式:W m ax=53.4 vΠd (N)考虑到轴承及轴的强度和轴承的温升不能超过70℃,笔者认为:W m ax≤F K (N)式中K=215×105(Pa);F——轴承投影面积(m2);d——轴承内径(m);B——轴承宽度(m)参 考 文 献1 王优强.水润滑橡胶轴承润滑机理的研究:[学位论文].沈阳:东北大学机械工程学院,19952 关醒凡,姚兆生.泵零件强度计算.北京:机械工业出版社,1980.273～3103 郑义忠.电容传感器用于圆柱表面测量时修正值计算.仪表技术与传感器.1993,(2):18～25The Exper i m en ta l Study and Error Ana lysis of W a ter-lubr ica tedHydrodynam ic Rubber Bear i ngsSu Fengquan W ang Youqiang Yang Chengren(D epar m en t of M echan ical Engineering,Q I A E)Abstract In the p ap er,a new structu re of hydrodynam ic rubber bearing,w ith tw o cavities w as designed and m anufactu red becau se of the failings of the p lain w ater-lub ricated rubber bearing w ith h igh fricti on coefficien t and low load-capacity.B y exp eri m en tal study and the2 o retical testi m ony,several facto rs are analysed that have effect on the fo r m ati on of hydrody2 nam ic lub ricati on,and experi m en tal erro r.A t last,the po ssib ilities of the fo r m ati on of hydro2 dynam ic lub ricati on from the m agn itude of fricati on coefficien t are confir m ed.Key W ords w ater lub ricati on,rubber bearing,fricti on coefficien t,hydrodynam ic lub ricati on 作者简介 苏逢荃,男,59岁,教授44 青岛建筑工程学院学报 第18卷。
水润滑尾轴承振鸣音研究进展
水润滑尾轴承振鸣音研究进展秦红玲;周新聪;闫志敏;刘正林【摘要】Bearing noise or abnormal vibration sometimes originates in water-lubricated rubber stern bearings in marine propeller shaft systems due to operation at low-speed, overloading and poor lubrication conditions. It will affect the comfort of ships, and especially destruct the hidden nature and viability of submarines. Currently, the bearing noise can be neither predicted nor eliminated effectively. Therefore studying the mechanism of stern bearing noise has important theoretical and practical significance. In this paper, research advances of noise generation mechanism, influencing factors and vibration beep suppression technique were reviewed. It is pointed out that a comprehensive study, considering various influencing factors and combining advanced analysis means and testing methods, is necessary. On this basis, detailed design, manufacture, and installation specifications can be developed, bearing performance can be improved and bearing vibration and noise can be reduced.% 水润滑橡胶尾轴承在低速、重载、润滑不良状况下，会出现异常振动与鸣音，影响舰船的隐蔽性与生存能力以及乘员的舒适性。
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１ ３ ２ 中频 区间 （ ０ ．． ２ ０—１０ ０ Ｈ ） ０ ｚ １ 垂 向振 动对 比。 ）
型的数 据采集 前 端 ， 前端 中模 块 能依 据客 户 的测 量 和分 析选择 任 务 ， 其 中必 须 包 含 一个 网络 接 但
口模块 ， ７ ３ ７ ３ 如 ５ ６、５ ７或 ７ ３ ５ ９型模块 。其 中 Ｂ型 前端 （ ５通 道 ） Ｉ Ｘ 前 端 （ 和 ＡＮ Ｉ ６通 道 ） 体 积 最 是 小 的便 携式机 箱 。
图 ２ 球 面 艉 轴 承 试 验 台布 置
试验 台 中轴 系分 为 ３段 ： 力轴 、 推 中问轴 和艉 轴 。轴 系 的基 本 外 径 ２ ｍ， 长 ８ ５ ｍｍ。艉 ５ｍ 总 ７ 轴： 外径 ３ ｍ， ８ｍ 内径 １ ｌ ， ３ ０ｍ 中间轴 ： ５ｔ ｎ 长 ７ ｍ； ｉ ｉ
面为一 对 ， 用脂 润滑 ； 采 内圈 中的普通艉 轴承 与艉 轴为 一对 ， 用水 润滑 ， 图 １ 采 见 。
＼ ，
１ 外 圈 ：２一 一 内 ３ 背 通 艉 轴 承 一
１ 球 面艉 轴承
１ １ 船舶 水润 滑球面 艉轴 承 ．
图 １ 球 面 艉 轴 承
球 面艉 轴 承 的主要技 术性 能如下 。 １ 倾角 范 围为 ３ 一１ 。 ） 。 ５。
Ｅ － ａｌ： ｗｅ＠ Ｃ Ｓ ｏ ｇ ｃ ｍ ｉ ｙｃ ｉ Ｃ ． ｒ． ｎ
匀 地施 于所 配合 的套 圈 上 ， 或用 加 热 等 其 它辅 助
方 法进 行无 载荷装 卸 。本实 验 台中设计 了一 对拆 卸架 ， 以球 面艉 轴 承 的拆 卸 。 用
１３ ２
第 ４期
船
海
工
程
（ ） 相 同 的转 速 下 ， 面艉 轴 承 的振 动 幅 １在 球
值小 于普通 艉轴 承 ， 速越 高 ， 差越 大 。 转 相 （） ２ 随着 转 速 升高 ， 通艉 轴 承 振 动 幅 值 出 普
水润滑球面艉轴承振动试验研究——魏颖春 ， 李传平 ， 常
５０ ４５
宁
：
？
中 图分 类 号 ：６ ４ ２ ；Ｐ ９ ． Ｕ ６ ． １Ｔ ３ １９ 文献标志码 ： Ａ 文章 编 号 ：６ １７５ （０ ２ ０ －１３０ １７ —９ ３ ２ １ ） ０ ２ － ４ ３
艉 轴承 是船 舶 推进 轴 系 的关键 部件 ， 着 支 起
撑 艉 轴 的作 用 。轴 系 运 转 时 ， 由于螺 旋 桨 的悬 臂 作用 或轴 系校 中不 良等 因 素 的影 响 ， 致 艉轴 承 导 上 的径 向压 力分 配不 均 ， 出现 局 部过载 ， 而产生 从 较大 的振动 和 噪声 ， 严重影 响船 舶安 全 ¨ 。水 会 润滑 球面艉 轴承 由关 节轴 承与普 通水 润滑艉 轴承 组成 ， 具有 自调 心功能 。因此 ， 它来代 替普 通水 用 润滑 艉轴 承 ， 以增加 艉轴 承接 触面积 ， 小艉轴 可 减 承振 动 。为 了评 价 水 润 滑球 面 艉 轴 承 的减 振 效 果 ， 自行 研制 的艉轴 承 试 验 台进 行 球 面 艉 轴 承 在 和普 通艉 轴承 振 动试 验 ， 量 和评 价 两 艉 轴 承 的 测 振动 特性 与减振 效果 。
水 润滑 球 面 艉 轴 承 振 动试 验 研 究
魏 颖春 李传 平 常 ， ， 宁
（． １ 中国船级社 武汉规 范研 究所 ， 武汉 ４０ ２ ；． 州口岸船舶有 限公 司， ３０２２泰 江苏 泰 州 ２５ ２ ； ２ ３ １ ３ 武汉理工大学 能源与动力工程 学院， ． 武汉 ４ ０ ６ ） ３０ ３ 摘 要： 组合关节轴承与普通水润滑艉轴承 ， 制成一种 可调心水润 滑球面艉轴 承 ， 代替普 通艉轴 承， 以增
第 ４ 卷 第 ４期 １ ２１ ０ ２年 ０ ８月
船 海 工 程
Ｓ Ｐ ＆ ＯＣ ＡＮ Ｅ ＨＩ Ｅ ＮＧＩ ＥＥ ＮＧ Ｎ ＲＩ
Ｖｏ ． Ｎｏ ４ １４１ ． Ａｕ ． ０１ ｇ２ ２
ｄｉ１ ．９ ３ ｊｉ ｎ １７ －９３ ２ １ ．４ ０ ４ ｏ：０ ３ ６ ／． ｓ ．６ １ ５ ．０ ２ ０ ．３ ｓ ７
现 ３个 极大 值点 （ Ｐ 、 ， 面 艉 轴 承振 动 幅 Ｐ 、 Ｐ ） 球 值 出现 了 ２个极 大值 点 （ 、 ） Ｐ Ｐ 。见 ４ 。
行 实 时 、 通 道 、 Ｆ Ｃ Ｂ、 级 值 等 分 析 。 多 Ｆ Ｔ、 Ｐ 总
Ｐ Ｉ Ｅ 系统 的平 台包 括软 件和硬 件两 个部 分 。 Ｕ Ｓ 软 件部 分 是 ７ ０ ７ ０型 的平 台软 件 及应 用 软件 （ ７ ０型分 为 ７ ７ ７０ ７ ０型Байду номын сангаасＦ Ｔ分 析 与 ７ ７ Ｆ ７ １型 Ｃ Ｂ Ｐ 分析） 。硬 件 部 分 是 ３ ６ Ｃ／ Ｅ／ Ｌ Ｎ Ｉ ５ ０ Ｂ／ Ｄ／ Ａ Ｘ
４ ０ ０ ３０ ５ ３０ ０ 。２ Ｏ ５ 县 ２０ ０ １０ ５
罂 ｔ０ Ｏ
５Ｏ
转速／ ｒ ｒ ｎ ） （ － ｉ。 ａ
图 ８ 高频 区 间横 向振 动 对 比
２ 结 论
１ 在相 同转 速下 ， 面艉 轴 承振 动 幅值 小 于 ） 球
普通 艉轴 承振 动幅值 ， 且转 速越 高 ， 差越大 。 相 ２ 随着 转 速增加 ， 面 艉 轴 承优 于 普 通 艉轴 ） 球
外径 ３ ｌｌ长 １０ｆｍ； 力 轴 ： 径 ３ ｍ， ５ｌ Ｉ ｌ ， ０ ｌ 推 Ｉ ｉ 外 ５ ｍ 长
８ Ｉｌ 、 ０ ＩＩ ｌｌ
图 ３ 低 频 区 间 垂 问 振 动 对 ．ｇｇ 一比
４ ４ ５ ０ ３ ５ ３ ０
一 ＼
● ５ ● ０ ５
合和 等级 的选 择必 须 根 据 载荷 大 小 、 承 形 式及 支 轴承类 型等 条件 来决 定 。
４ 装配 和拆 卸 时施 加 的拆 装 力 不 能 直 接 通 ）
润滑 轴承多 一对 。其 内圈 的外球 面与外 圈的 内球
收 稿 日期 ：０ １— ３— ８ ２ １ ０ ０ 修 回 日期 ：０ １ ４ —１ ２ １ —０ ２
１ ３ 艉轴承 振动试 验对 比 ．
（ ） 相 同转 速 下 ， 面艉 轴 承 振 动 幅 值 小 １在 球
于普 通艉 轴承 振动 幅值 ， ． 速越 高 ， 差越 大 。 且转 相 （） ２ 随着 转 速 升 高 ， 通 艉 轴 承 振 动 幅值 出 普 现 ４个极 大值 点 （ Ｑ 、 Ｑ ） 球 面艉 轴 承振 ｐ 、 ：Ｑ 、 ， 动 幅值 出现 １个极 大值 点 （ ） Ｑ 。见图 ５ 。
１ ２ ２ 振 动信 号采集 ．． 振动信 号 的 采集 采 用 Ｂ ＆Ｋ公 司 的 ４ ０ Ｂ型 ５８ 加速 度传感 器 。考虑 将传感 器 布置在试 验 台艉轴 承外 壳上 ， 因为艉 轴 承与 艉 轴 承外 壳 之 问 无减 振 阻尼 材料 ， 号 损失 很 小 。选 取艉 轴 承 的横 向 和 信 垂 向为振 动测试 点 ， 别安 装加 速度传 感器 。 分 １２ ３ 振 动信 号 的处 理 ．． 振 动信号 处理选 择 Ｐ ［ Ｅ 系统 ， 以同时进 Ｕ Ｓ 可
２ 横 向振 动对 比。 ）
在艉 轴 承振 动试 验 中 ， 轴 系转 速 为 １０～ 在 ２ ７ ０ ｒｒｉ（ 速度 为 ０ ２ １ ４ ／ ） ， 别测 ５ ／ ｎ 线 ａ ．４～ ．９ｍ ｓ 时 分 量 球 面艉轴 承 和普通艉 轴承 的垂 向和横 向振 动 。
１４ ２
水润滑 球 面艉 轴 承 的调 心功 能取决 于关 节轴
承 。关 节轴 承是 一 种 特 殊 结构 的滑 动 轴 承 ， 由一
个有 外球 面的 内 圈和 一 个 有 内球 面 的 外 圈组 成 ， 外 圈 内孔 中安装 有普 通水 润滑艉 轴承 。 由于关 节 轴承 内外 圈具有 球 面 滑 动 表 面 ， 因此 球 面 艉 轴 承 可在 一定 角度 范 围内作调 心运 动Ｎ５。 － １ 水润 滑球 面艉 轴 承有 两 对 摩擦 副 ， 比普通 水
第 ４ 卷 １
１ ２ 艉轴 承试 验 台 ．
１ ２ １ 艉轴 承试 验 台组成 ．．
１３ １ 低频 区 间（ ０ ～ ２ ０Ｈｚ ．． １ ０ ） １ 垂 向振 动对 比。 ）
艉轴承 试验 台主要 由 电机 、 速 器 、 系 （ 调 轴 推 力轴 、 中间轴 和艉 轴 ） 轴 承 （ 力轴 承 、 、 推 中间轴 承 和球 面艉轴 承 ） 螺旋 桨 、 承 支架 、 力传 感 器 、 、 轴 压
过球 形面来 进行 传递 ， 应使 用辅 助性拆 装工 具 ， 如 拆 卸 器 、 筒等 ， 外 界所 施 加 的拆 装 力 直接 、 套 把 均
第 一作 者 简 介 ： 魏颖 春 （９２ ， ， １８ ）男 硕士 ， 工程 师 助理 研 究方 向 ： 舶 推 进 轴 系 振 动 与 校 中 船
２ 允许 的工 作 温度 主要 由艉 轴 承 滑 动 面 问 ）
配对 的材 料决 定 ， 般 均 可在 一 ０ ～ ＋８ 一 ３ ０℃范
围 内使用 ， 能够保 持正 常的承 受能力 。 并 ３ 在任 何情 况下 ， 面艉 轴 承所 选 用 的配合 ） 球 均不 得使套 圈 发 生不 均 匀 的 变形 ， 面艉 轴 承 配 球
ｌ 验 ｝ 机 ：２ － 接 法 ；３ 摊 力轴 ；４推 力轴 承 一 试 Ｕ 、６连 ． ． ５ 中 轴 承 ；７艉 轴 ；８Ｊ型 密 封 压 盖 ；９球 嘶 艉 轴 承 一 一 ． ｌ－ 滑 水 稀 ： ¨ － 润 ０ 琏 ； ｌ ． 庳 ； ｌ 、 １ 、 １ 座 ： 底 ２ ３ 支 ６ ７ ｌ ． 力 传 感 器 ： ｌ ． 钢 ４、１ 压 ５ 槽 ８
２ ２ ５ Ｏ
２ 横 向振动 对 比。 ）
Ｏ Ｏ ０ Ｏ Ｏ Ｏ Ｏ Ｏ Ｏ ０ Ｏ ０ Ｏ Ｏ Ｏ ０ ０ Ｏ Ｏ