在理想的工作状态下，舰船推进轴系尾管滑动轴

承内孔的中心线和轴系轴颈的中心线应该重合，即两

者之间不存在夹角。我国的船舶行业标准[1]CB/Z 338-

2005 中则建议尾管后轴承支承点处的轴颈截面转角

好不超过 3.5×10– 4 rad（约 0.02°）。如果超过此值则需

要对轴承进行斜镗孔处理，使轴承转角符合轴颈转

角；如果不超过此值，轴承沿直线基准布置，轴系校中计算轴系计算软件，即忽略

轴承和轴线之间的夹角。

但是在实际轴系校中安装时，由于轴段和螺旋桨

的重力以及校中工艺的限制等多方面的影响，轴承孔

和轴颈中心线之间往往存在一定的不对中夹角误差，

其中可分解为铅垂面内的倾角误差和水平面内的摆角

误差。

夹角误差的存在使得尾管轴承尤其是尾管后轴承

处产生了严重的单边载荷，常常伴随着轴承的边缘磨

损，严重影响轴承寿命。轴承自身的偏磨还显著影

响轴承的承载性能，并对轴系的动态校中性能和舰船

振动造成影响。

扭转振动计算模块

根据轴的尺寸生成计算方案。可以开展部件之间角位移变形计算，轴系部件中的振动扭矩和应力计算，齿轮啮合产生的锤击效应分析，柔性元件和阻尼器的功率损耗计算，柴油机正常运行以及停机状态的计算分析。***的冰区加强和短路分析功能可提供时域的瞬态分析功能，支持各船级社提出的标准。

扭转振动的计算依靠由图形编辑器制作的质量-弹性模型来进行，而且也包括自由和受迫振动（图5）。其结果显示在呈现不 同旋转速度下振动情况的图形和共振表中。然而就扭转振动而言，手动输入数值将更有效率，而不是依靠基本模型，因为扭转振动需要具体的数据。互藕振动应用计算直接耦合的柴油发动机装置的轴向-扭转振动参数。所有这些计算都集成在单一的解决方案中。

这些计算结果都以XML文件定制成详细的报告，便于导出为各种不同的格式：

轴承在工作时处于复杂的受力状态，除了承

受轴系重量外，还需承受因螺旋桨重量不平衡所

引起的惯性力和船体变形所产生的附加力，以及

处于弯曲状态的轴系回转时产生的多种力和力

矩。轴承油膜支承力将随轴系回转速度的变化而

变化，同时将会改变船舶推进轴系的支承状态，从

而改变轴系对外载荷的振动响应特性、油膜轴承

的流体力学特性以及各向异xing，交叉耦合等复杂

结构特性。

对于船舶推进轴系中所使用的大型油膜轴

承，常根据有限元法、传递矩阵法和三弯矩方程法

对轴承在校中状态下所受的负荷进行计算，进而

依据雷诺方程，根据具体的负荷输入，计算油膜轴

承偏心率、欧克魏克数，以求解其刚度矩阵、阻尼

矩阵等动力学特性; 根据负荷变化的近似解，代入

轴系回旋振动数学模型，研究轴承状态对回旋振

动的影响。

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