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考虑船舶结构灵活性和变形的轴线对准分析
摘要
正确的轴线对齐是推进系统设计过程中最重要的动作之一。 通常，动力传动系统的梁模型与船体隔离。 因此，确定边界条件的正确性是海洋轴线对齐计算过程中最重要也是最困难的问题之一。 作者认为轴承轴承油膜，船体和轴承框架的刚度和阻尼特性应予以考虑。 还分析了船体在不同载荷条件和规则海浪条件下的变形情况。 所提出的数值分析方法通过实船测量进行比较和验证。
关键词：
轴线对齐; 船体刚度; 船体变形; 油膜刚度和阻尼; 轴承特性; 轴线对齐的测量方法
1.简介
轴线对齐包括确定主发动机驱动轴线，中间轴承轴线和尾轴承轴线的位置。推进系统轴承通常在垂直平面内相互移动。轴线在水平面上的对齐很少应用（仅在特殊船舶或海军舰艇上）。轴线和曲轴轴承的适当装载是轴线对准的主要目标[1]。首先，在所有推进器的使用条件下，尾管和中间轴承的反应不必太高或太小。在低静态轴承反应的情况下，应考虑可能对侧向振动（动态反应）的影响。如果静态反应类似于动态反应，则加载方向可能是可变的。冲击负荷可能是轴承快速退化的原因。所有的轴承应该同样负载。 Sommerfeld数值（见方程（1））可能是表征轴承载荷的一个很好的参数。特别是对于中间轴承来说，低轴承载荷是危险的（船体变形可能是减少相对较小反应的原因）。因此，中间轴承的Sommerfeld数量有时比其他轴承大30-50％是合理的
其中S是索默菲尔德数，R是轴承的载荷单位力，Z是润滑油绝对粘度，U是圆周速度，d是轴颈直径，c是轴承松弛度。s管轴承的载荷分布是另一个重要问题，应予以考虑。 s管轴承是最重的负载轴承，因为它相对较长。更重要的是，装载强烈不对称（由于螺旋桨的力量），因此部分卡住轴承是一种危险。因此，应该检查反应分布，例如通过比较两个轴承边缘上的反应（即使动态分量，两个反应都应该是正的）。检查轴颈线和管轴之间的相对偏差是另一种方法。在这种方法中，轴线的变形以及船体必须确定。
曲轴的剪切力和来自轴线的弯曲力矩必须合适。所有的船用发动机生产商都定义了曲轴负载的允许范围。瓦锡兰最近就改变计算要求的方法进行了讨论。旧的要求应该改成另一个发动机主轴承的反应，来自轴线上的负载。在这种情况下，曲轴的型号必须更加详细。螺旋桨推力的计算包括由推力轴承的偏心引起的力矩。根据这种新方法，螺旋桨推力最大值的计算可以为大多数主轴承提供低负载或零负载，此时驱动端处于对准状态（即未考虑船体变形）。发动机主轴承的热升高不足以避免主轴承a.m.实际负载降低。这是可以接受的，因为牵引船只相关的船体弯曲，直到有足够的推力时才会使静态载荷从主轴承号码转移直到最后没有。这种说法适用于典型的推进系统：即直接由较短轴线（最多两个中间轴承）和低速主发动机驱动的螺旋桨。
最后，应检查给定最终排列中轴线的弯曲应力。 通常（对于大多数典型的船用动力传动系统），这些准静态应力在所有使用条件下都不是很高。 相对较大的轴线直径由扭转振动要求决定。
用于轴线对齐计算的最常用方法是有限元法，即轴线由线性梁单元建模。根据世界上的船用发动机生产商的说法，曲轴的模型被简化了：在生产线布置中有较少的梁（在模型中没有曲柄的几何形状）。螺旋桨和轴的重量，作用在螺旋桨上的水动力以及来自推进系统的其他力由静态节点力和力矩模拟。主机体的热膨胀被模拟为主轴承的垂直运动。这种运动的价值是由发动机制造商规定的。
必须对所有典型的船舶推进系统服务条件进行计算。在标称条件下工作的动力传动系统（具有标称推进速度的流体动力和“热”主机）是最重要的变型。还必须检查带有“热”和“冷”主引擎的非工作推进系统的参数。还必须为断开的电力传输系统（安装期间）准备计算。必须定义轴颈的偏移（SAG和GAP）。
轴线对准和横向振动分析对适当的边界条件的确定特别敏感。如今，仍然很难找出所有轴线基础特征的实际数据。通常采用点状轴系，理想的轴颈轴承刚性模型。在第2节中，在介绍轴线对齐分析之前，将显示确定边界条件的方法。
2.承受基础刚度
船体梁通常比轴线更有弹性。因此，正确确定轴承安装位置的刚度特性非常重要。船体刚度（与主机身一起分析）是推进系统边界条件的主要组成部分。静态和动态分析的计算方法类似。因此将确定静态和动态刚度特性。在侧向（旋转）振动分析过程中，动态特性是必不可少的。
介绍了s管轴承，中间轴承和发动机主轴承典型基础的刚度计算。对于动态强迫振动分析，已经应用了模态叠加法，因此首先要确定固有频率和模式。在这种计算过程中，必须考虑到加水量。在典型的船用动力传动系统中，主要的激励频率范围不超过15-20Hz。计算仅限于此频率级别
Patran-Nastran商业软件（有限元法）已经进行了计算。已经分析了几种不同型号的不同船型。根据作者的经验，对船体的船体部分进行建模足以分析轴承基础刚度。轴承基础的刚度特性主要取决于当地的船体（双层底）结构;甚至用漏斗建模上层结构也是没有必要的。集装箱船的典型有限元模型（2000 TEU，长188 m）如图1所示。该模型包含19,000个自由度。激振力位于尾管轴承，船尾防撞舱壁（k16）和中间轴承（k20）的船尾（k8）和船首（k11）边缘。轴承基础的动态，垂直刚度特性如图2所示。
动力传动系统的有限元模型由多个具有刚度和阻尼特性的独立有限元单元支持，这些单元正在模拟轴承。在这种情况下，船体的连续性被省略。双层底的连续性是当力作用在另一个轴承上时一个轴承移动的原因。在某些情况下考虑替代刚度可能很重要。耦合刚度定义在公式（2）。 kij代表作用在轴承“j”上的力与由该力引起的“i”轴承位移之比
其中kij表示耦合刚度，Rj表示对轴承“j”的反应，Dij表示反应作用于轴承“j”的轴承的“i”位错。在确定所有轴承的刚度后，可以计算刚度。 由于使用替代刚度（作为独立的边界条件），同样的轴线和曲轴偏差应与整个船体模型一样。
图1.容器2000 TEU船尾部件和动力装置舱的型号。
图2.集装箱船体的垂直动态刚度。
其中ksi代表轴承“i”的替代刚度，Dsi代表总结轴承的“i”偏差和n轴承的数量。
对于替代刚度计算，静态和动态轴承反应的分布必须是已知的。 因此，轴线对齐和横向振动计算应作为迭代过程执行。 已经分析了上述集装箱船的替代刚度。 图3显示了s管轴承基座后端的耦合垂直刚度特性的一个例子。所有类型的垂直刚度都在表1中列出。动态刚度的确定为7.92 Hz - 第一螺旋桨的谐波频率（ 95转/分，5刀片）。 垂直到水平的耦合非常弱，不需要考虑。不幸的是，具有不同推进系统的不同类型的船舶必须单独计算。 刚度值仅适用于相对较小修改的姊妹船。
3.中间轴承架的刚度
中间轴承架是动力传动系统基础的另一种灵活元件。它的硬度也应该被分析。该中间轴承框架重且坚硬。最低轴承的固有频率通常高于100 Hz。从船舶推进系统的主要激振力（高达20 Hz）中剔除是非常好的。因此，只有静态计算必须执行。加载力的方向和分布应根据油膜压力分布来确定（见第4节）。介绍了典型中间轴承框架的刚度分析。计算由Patran-Nastran程序执行。根据标称主发动机转速的油膜计算假设压力负荷（图7）。水平和垂直变形被定义为轴承（轴）轴的平均位移。白色金属和金属之间的区别，钢材特性被省略。
已经分析了几种不同的轴承尺寸（用于从f430到f620 mm的轴）。图4显示了轴承架静态变形的一个例子介绍的有限元模型包含近5万个元素和20万个自由度。表2列出了分析的轴承框架的静态刚度。
图3. s管轴承后端的垂直耦合刚度。
表格1垂直集装箱船体刚度列表刚度#39;轴承的类型
图4.中间轴承架的变形，f520 / f540 mm型。
表2中间轴承座静态刚度
4.Journal轴承油膜特性
通常，油膜的静态刚度比船体刚度。油膜的刚度和阻尼特性计算仍然非常重要。特征的纵向分布（特别是对于s轴承）决定了轴线的支撑点。而且，只有油膜在输电系统中具有很强的非线性特性。除了增加水的特性之外，只有油膜具有显着的阻尼特性。不考虑它们可能会导致严重的错误[3]。与第2部分类似，静态特性也被分析以及动态特性。
动力传动系统的船用轴颈轴承相对较宽，旋转缓慢。在进行轴线对齐分析时，应检查油膜压力的正确分布。特别是在旋转慢的轴颈期间，轴的支撑可能是逐点的，并且局部油压过高。轴承轴和管的相对变形应特别考虑到尾管轴承[4]（不是螺旋桨力的中心载荷）。在作者所知的文献中，没有关于海洋轴承轴承油膜特性的可靠数据[5]。没有广泛使用的计算机程序来确定油膜的刚度和阻尼。
基于有限差分法的专业软件，以确定轴承轴承的非线性润滑油刚度和阻尼特性。雷诺兹和Stefan的原理[6]被应用于算法中。在所提出的算法中，油膜的压力分布是由一个准静态轴承的工作参数决定的[7]。动态特性是基于静态平衡位置周围的小运动来计算的。考虑轴承轴颈和管的相对变形进行分析。必须知道船体和轴线的弯曲线以及静态和动态轴承反应的分布。因此，轴线对齐和横向振动计算应作为迭代过程执行。确定轴承特性的算法基于有限长轴承理论。因此，需要解决雷诺理论的全二维偏微分方程。
分析了来自集装箱船的尾轴承润滑油膜。刚度和阻尼特性被确定为轴线对齐和旋转功能。最佳s管轴承的升降机设计为距动力传动系统轴 1.75 mm。这种配合在其开发过程中已在多艘船上得到验证。在设计的轴线对准和最小主发动机转速-30rpm，开采转速为50rpm和标称转速-95rpm时，油膜的压力分布如图1和2所示。 5-7。图纸的假设如下：0 m轴承尾部边缘，01轴承顶部点。
图5.尾轴管轴承的压力分布为最小转速-30 rpm。
图6. S管轴承的开采速度为50 rpm时的压力分布。
图7. S管轴承的额定速度-95 rpm的压力分布。
图8. S管轴承的垂直刚度分布作为一个旋转函数。
图9. S管轴承的垂直刚度分布作为对齐功能。
表3集装箱轴承特点
图8显示了润滑油膜沿the轴承的垂直刚度分布作为轴线旋转的功能。垂直刚度 - 轴线对准（轴承的相对垂直位移）依赖性也显示在图8和8中。 8和9.计算第一螺旋桨叶片（五叶片螺旋桨）谐波激励频率7.9 Hz的动态特性。
在典型的船舶推进系统中，有一个或两个中间轴承。 它们的载荷在纵向上是对称的，并不是很高。 油膜压力分布以及刚度 - 阻尼特性是对称的。 发动机主轴承相对较窄，但其负载仍然是对称的。 因此，将中间轴承和主轴承建模为逐点支撑是可以接受的。 表3列出了集装箱动力传动系统轴承的刚度和阻尼绝对值。
5.轴线对准的计算方法
我们的目标是确定正确的推进轴承的位移。基于有限元法，为轴线制作对齐分析。一个船舶动力传动系统是由具有非线性边界条件（例如润滑油膜刚度）的线性梁单元建模的。在轴承的非物理，负面，垂直反应的情况下，模型必须改变。轴线的数学模型应该省略这种“负”的方位。因此，轴线对齐分析作为迭代过程来执行。船舶动力传动系统通常由双节点梁单元建模。尾轴承应该建模为弹性连续支撑。中间轴承和发动机主轴承可以建模为具有弹性的逐点支撑。
讨论了不同边界条件对轴线对齐分析的影响。分析了容器2000TEU的动力传输系统（在标称条件下工作）。轴线的模型如图10所示。已经完成了以下五种计算变量：
（1）经典模型 - 所有轴承都被模拟为点状，理想的刚性支撑;
（2）类似于经典的模型 - s管轴承是连续的，但仍然是理想的刚性;
（3）所有轴承都被模拟为具有弹性的逐点支撑（船体结构和油膜的非耦合刚度）;
（4）s管轴承模拟为连续支撑，其余假设与变型号相同。
（5）使用了船体结构的替代刚度，其余假设与变型号相同。
对于上面提到的变型，轴线垂直绝对变形和轴承的静态反应在图3和4中示出。 11号和12号。1号和2号标记尾轴管轴承（船尾和尾部边缘），第3号中间轴承，第4,5和6号主轴承中的第一个。曲轴冲击负荷可能会出现特别大的分析假设影响。曲轴的弯矩从119 kNm（对于理想的刚性点支撑）变为30 kNm。剪切力从72变为83kN。
图10.集装箱船的轴线对齐。
图11.不同分析假设下的轴线变形。
图12.轴承在不同分析假设下的反应。
6.影响轴线对齐时的船体变形
船体是薄壁结构。在第2部分中，只考虑了双层底的局部弹性。在船舶发射期间船体梁的整体变形出现，改变了船舶的载荷以及海浪的影响。计算分析轴线对齐，适用于目前的造船业，通常在受到载荷条件以及海浪运动的影响下不考虑船体变形。一些研究人员强调，在某些情况下（对船舶而言）弹性船体和/或长轴线），所有这些船体变形可能会影响推进工作参数[8]。最后的对准通常在非常轻的通风或干船坞中完成。船舶吃水对发动机主轴承载荷的影响需要在对中计算中考虑。一般来说，主轴承的加载1（驱动结束）在从轻变为全吃水期间增加。装载轴承编号2和3减少。 s管，中间轴承和发动机主轴承之间的距离较大时，轴承负荷变化会变小。应将更大的轴承距离（即推进轴轴承的数量减少）作为船体和推进轴设计的目标。
作者研究了平静水面上不同载荷条件下船体变形以及给定
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