渔政船推进长轴系轴承布置分析\轴承支架加工方式改进

1000吨渔政船推进长轴系轴承布置分析

　　摘　要：本文介绍了1000吨渔政船18米推进轴系设计和轴承的布置情况，通过合理校中方法对几种轴承方案进行比较，优化轴承设计和布置，探讨了船舶推进长轴系设计的流程和要点。
　　关键词：可调桨；齿轮箱；长轴系；合理校中；回旋振动

　　1　引言
　　公务执法船主机一般布置船舶中部或艏部，大型公务执法船推进轴系较长，配置的轴承数目较多，需要通过合理校中计算进行方案比较，优化轴承数量和布置。本文通过实际项目的分析探讨了船舶推进长轴系的主要设计要点。
　　2　主要参数
　　1000吨渔政船布置形式采用两台中速柴油机并车，通过双机单出齿轮箱驱动可调桨。轴系由艉轴、中间轴一和中间轴二组成，轴系全长约18米。轴系布置图见图1。

　　主要参数：主机功率：2x2720kW；螺旋桨转速初定为203rpm。
　　3　推进轴系和轴承布置方案论证分析
　　3.1推进轴系初步设计
　　按照本船总体性能和机舱布置要求，螺旋桨中心和柴油机位置已经确定，因此轴系长度基本上确定在18米左右。按照船规要求计算艉轴和中间轴的最小直径。初步计算出最小轴径[1]。

　　其中，柴油机驱动F=100，Ne为柴油机额定功率（kW），特性系数C=1.22（艉轴），C=1（中间轴），ne=额定转速（rpm），Rm=轴的抗拉强度（MPa）。通过计算螺旋桨最小计算直径为329mm，实际轴径取345mm；中间轴最小计算直径为270mm，实际取280mm。
　　3.2轴承的初步布置

　　轴承主要承受轴系的重力、水流对可调桨的径向力和运转过程中的不平衡径向离心力等。由于结构的原因，本船的艉管很短，前后艉管轴承的跨距比较小。中间轴承一、中间轴承二和艉管前轴承之间的跨距值根据船舶设计实用手册的推荐公式[2]：

　　式中，l/d为轴承跨距与轴径的比例，d为轴径（cm）。
　　计算出中间轴轴承之间的跨距比为：8.3
　　方案一：由于船体结构限制，艉管前后轴承的跨距比（l/d）仅为7.8，跨距比偏小，初步考虑取消艉管前轴承，两根中间轴上设置两个中间轴承，中间轴承一与艉管前端面跨距2100mm，中间轴承一和中间轴承二之间的l/d=22.5。
　　方案二：保留艉管前轴承，两根中间轴上设置两个中间轴承，中间轴承一与艉管前轴承跨距比l/d=15，中间轴承一和中间轴承二之间的l/d=19。
　　方案三：保留艉管前轴承，两根中间轴只布置一个中间轴承，大概布置在两根中间轴中间，跨距比l/d=26。
　　3.3合理校中设计和回旋振动计算
　　（1）合理校中模型建立和计算。可调桨比定距桨多出了桨毂部分，螺旋桨部分比较重，艉管后轴承作用点偏向后方1/7处。通过三弯矩理论建立的轴系的校中模型，计算出冷态情况下的轴承负荷和回旋振动频率，见表1。

　　（2）方案分析。首先考核三种方案的回旋振动频率，第三种方案和第二种方案四叶可调桨叶频不满足船规要求的不在0.85倍螺旋桨额定转速范围内，存在振动的风险。
　　方案一取消了前轴承，各轴承之间的跨距比比较合理，轴承负荷均满足设计要求，回旋振动也满足要求。但是取消艉管前轴承后，艉轴在安装时缺少固定的前支点，艉轴轴线无法定位。需增加相应的工装进行调整，不仅增加安装难度，而且缺少前轴承对前密封安装和密封性能有一定影响。此外，两个中间轴承的负荷偏大，实际使用中易出现轴承发热的现象。
　　方案二保留了前轴承，由于跨距比较小，艉管前轴承负荷比较小，存在轴承脱空的风险。通过合理校中的方法，将中间轴承一高度降低，增加了艉管前轴承的负荷。该方案虽然比方案一多了艉管前轴承，但是艉轴穿入艉管后，前后两个轴承可以保证定位整个轴线，降低了安装难度。但是回旋振动无法满足要求，通过改变轴承跨距或轴径也没有得到根本改善，因此只有改变螺旋桨的叶数，采用五叶可调桨。
　　方案三不仅回旋振动不满足要求，而且轴承负荷过大，该方案明显不合理。

轴承支架加工方式改进

　　一、项目问题
　　零件轴承支架系列在加工过程中由于零件似菱形，无法定位且要保证孔距及两孔平行，加工中，时常按压弯线减去槽距所得尺寸定位，再以两孔到折弯刀之间的距离检测是否平行，多次卡尺测量，调试平行后，再进行压弯，耗时且两孔到边距经常高低不平，孔距超差达不到要求。
　　二、改善思路及创新
　　自制简易模具，用压弯线尺寸减去槽距算出模具尺寸，激光割割出外形，以最上面圆孔为基准，车定位销镶入简易模具里，这样以圆孔定位压型。

改善效果
　　轴承支架系列自制简易模具后，已大批量使用简易模具，节省加工时间，并减轻工作劳动强度。

(运转世界大国龙腾龙出东方腾达天下龙腾三类调心滚子轴承刘兴邦CA CC E MB MA)

SL系列胶辊轴承径向游隙的探讨

朱兴学　曹恒坤　李强
（无锡二橡胶股份有限公司；江南大学）

　　纺纱胶辊是由胶辊轴承和丁腈橡胶匹配，与牵伸罗拉握持实现稳定牵伸，理想的成纱质量除要求丁腈胶管具备优越的性能外，对胶辊轴承同样有很高要求。生产实践证明：胶辊轴承作为纺纱设备的重要牵伸部件之一，胶辊轴承的径向游隙、制造工艺、选材等因素直接关系到纺纱质量的稳定性及轴承的使用寿命。

　　1　SL系列胶辊轴承不同径向游隙的应用分析
　　1.1胶管结构的变化
　　随着胶辊技术的不断发展，经历了单层胶管、双层胶管到铝衬胶管的发展过程。由于胶管结构的不同，对胶辊轴承的抱合力也不同。单层胶辊采用2mm~3mm的套差，双层胶辊采用1mm的套差，通过压圆等工序使胶管包覆紧固在轴承表面;铝衬胶辊利用铝管的延展性（过盈配合）抱合在轴承表面。由于不同的胶管结构使得轴承外壳的收缩量有了很大的变化，为此，控制胶辊轴承径向游隙的大小显得尤为重要。目前大多纺织企业仍存在使用铝衬胶管要求轴承“紧游隙”的误区。本试验各取10套径向游隙一致的SL-6819A型轴承。不同胶管结构套制后的芯壳收缩量试验见表1。

　　从表1中可以看出，单层胶管、双层胶管套制后外壳收缩量较小，但是铝衬胶管套制后外壳收缩量相对较大，实际径向游隙缩小的程度较大。
　　1.2不同径向游隙的试验分析
　　无锡瑞普斯纺机轴承有限公司，针对套制铝衬胶管轴承外壳存在收缩量的问题，专门在浙江某纺织厂做了跟踪试验，采用两种方案各取400套SL-6819A型轴承，径向游隙控制在0.003mm~0.008mm和0.008mm~0.01mm之间，套制WRC-965型铝衬胶辊，胶辊外径30mm，纺纱品种JC9.84tex，采用DTM139型细纱机，摇架压力为130N/双锭，罗拉隔距18mm×30mm，牵伸型式为“V”型牵伸，采用气动加压。试验情况见表2。

　　从表2中可以看出，方案一套铝衬辊后外壳收缩量为0.003mm，套铝衬辊后实际径向游隙0mm~0.005mm，回转不灵活、打顿、润滑油颜色变黑、有明显磨损的现象。方案二径向游隙控制在0.008mm~0.010mm，运转一年时间轴承的径向游隙还是没有变化。完全避免了套制铝衬胶管后造成卡死、打顿、磨损现象。从生产实践中可知，轴承留有一定的径向游隙，是保证轴承充分润滑的必要条件，使得润滑脂油膜具有一定的厚度。这层油膜嵌于滚动体、芯壳和芯轴的固体表面，极大地降低了表面接触应力值，延长了轴承的使用寿命。若轴承没有径向游隙，即胶辊轴承在运转时，滚动体间的固体表面就难以产生油膜，而不能满足上罗拉轴承在环锭纺中连续不间断工作的润滑条件，严重影响成纱条干均匀度，使轴承的使用寿命成倍地降低，影响纺织企业的正常生产和消耗。

　　在南通海安某纺织厂采用两种方案各10套SL-6819A型轴承、20个锭子进行跟踪试验，径向游隙控制在0.003mm~0.008mm和0.008mm~0.01mm之间，套制WRC-965型铝衬胶辊，胶辊外径为30mm，纺纱品种JC14.8tex，采用FA507型细纱机，摇架压力为130N/双锭，罗拉隔距为17mm×30mm，牵伸型式为平面牵伸，采用气动加压。试验情况如下。

　　从试验可以看出，方案二径向游隙控制在0.008mm~0.010mm的条干数据明显优于“紧游隙”轴承。成套轴承的径向游隙过小，对运转的灵活性、条干数据、均造成不同程度的影响。由于轴承径向游隙控制在0.008mm~0.010mm之间，加之套铝衬辊后外壳收缩量，套铝衬辊后实际径向游隙控制在0.005mm~0.007mm，充分保证了轴承的回转状态一致，所有胶辊粗磨、细磨加工时，与砂轮接触表面线速度一致，保证了回磨加工无轴承原因的同档同批胶辊大小规格上的差异。为满足客户的纺纱要求，结合国内外胶管的发展趋势，针对“紧游隙”轴承的种种问题。本公司制定和实施较为严格的《SL系列胶辊轴承的内控企业标准》，以适应国内外用户的需要。SL系列胶辊轴承成套技术要求与行业标准对比情况见表3。