水润滑橡胶轴承自1840年用于船舶尾管轴承以来，已有170多年的历史，它大多数都用在替代昂贵稀有的铁梨木［1］。二战期间，水润滑橡胶轴承在潜艇上的应用，显示出其独特优势［2］。橡胶作为水润滑轴承材料，优点很突出，如吸震、抗冲击性能好，对舰船的隐蔽性好;在水润滑的条件下，摩擦因数小，且抗泥沙性能优良，是一种廉价环保的轴承材料。但它的缺点也很突出，如由于水的黏度小，在常温下约为油的1/64，承载能力低;为了润滑、冷却、排沙，在轴承内表面开有纵向或螺旋槽，使其承载能力逐步降低，很难形成流体动压润滑状态;在启动和低速运转时，摩擦因数大，还伴随着振鸣音，对水下潜器这是致命的弱点;为了更好的提高承载能力，长度与油润滑轴承相比，加长了一倍［3］，也带来了安装、载荷计算等一系列问题。因此，在进行船舶尾管水润滑橡胶轴承结构设计时，合理地选取结构参数，以扬长避短，很重要。本文作者主要探讨船舶尾管水润滑橡胶轴承结构设计中几个主要参数的确定原则，包括长径比(l/d)、摩擦面形状、水槽形式、橡胶层的厚度和硬度等，以为工程应用提供理论与技术支持。

  橡胶层的厚度，取决于轴径、载荷、转速等。Daugherty等［13］认为橡胶层以薄为好。美国B F Goodrich公司指出橡胶层最小厚度为2.39～7.95 mm时轴承摩擦因数最低［1］。考虑轴承正常工作时悬浮于水中的沙粒尺寸，水槽尺寸及结构设计时为满足水润滑橡胶轴承和旋转轴颈表面之间建立弹－塑流体动压润滑所要求的最小楔形角，建议橡胶层最小厚度为6 mm［14］。可按经验值选取，d=25～75 mm时，δ=7～10 mm;d=80～250 mm时，δ=10～15 mm;d＞250 mm时，δ=15～20 mm。

  摩擦面形状有凹面型、平面型、凸面型。日本EVK公司认为凹面型优于平面型和凸面型，日本舰船使用凹面型。苏联使用凸面型。美国B F Goodrich公司的实验表明，平面型板条的动摩擦因数显著地小于凹面型［1］，因为凹面型板条的方形边缘角更易刮掉旋转轴上携带的润滑剂。段芳莉［10］认为在轻载或者低速工况凹面型的摩擦性能显著优于平面型。随着载荷或者速度的增大，凹面型轴承的优势逐渐减小，达到中等载荷、中等转速时，两者的摩擦性能已相差不大。且凹面型轴承的摩擦性能对速度和载荷的变化更为敏感。戴明城［11］的试验与仿真研究表明，平面型优于凹面型或凸面型，在于它更易形成弹－塑流体动压润滑，具有更加好的启动性和低速运转性能。故从降低尾管轴承振鸣音发生的临界速度和摩擦因数的角度，推荐使用平面型。

  日本的统计资料指出，计算比压p≤0.15 MPa时，轴承可安全运转，同时也指出，局部最高比压p≥0.55 MPa是不安全的。因此在设计上，轴承负荷Q的正确计算显得很重要。当螺旋桨轴径大于300 mm时，一定要通过合理校中计算确定轴承负荷，还必须计算局部比压的最大值及螺旋桨的下沉角 (水润滑轴承的下沉角不允许大于3.0×10－4rad)。轴承负荷Q计算出来后，长径比也就确定。建议:0.15 MPa≤p≤0.25 MPa时，取l/d=4;p≤0.15 MPa时，可以适当降低l/d，取l/d=3～3.5∶1。为降低计算比压，取长径比大于4是不对的，会导致轴承安装困难、散热差、工作状况恶化等一系列问题。

  另外水槽的棱边如果成尖角，在运转时会像雨刷一样刮掉轴上的润滑剂，所以，建议制成圆角。

  橡胶的传热性差，且温度达到65～70℃时，就易老化失效。通常来说橡胶尾管轴承的工作时候的温度不能超过60℃。为了润滑、冷却、排出泥沙，水润滑橡胶尾管轴承工作表面一般都开有水槽，且以U型轴向槽最为通用。刘宇等人［12］对于轴向开槽水润滑尾管轴承的润滑性能进行了数值计算与分析，根据结果得出:开槽后轴承周向压力分布不连续，水槽处压力降低为0，轴承的承载能力降低;且槽的宽度越大，个数越多，轴承的承载能力也就越小。但水槽的数量不能太少，以免轴承摩擦副中局部温度过高，导致润滑状况恶化、摩擦因数升高、橡胶层老化加速。为此，当轴径小于120 mm时，推荐槽道数G=8;轴径大于120 mm时，由下列经验公式计算:G=(d－120)/308，计算结果向上取偶整数。水槽的深度的确定仍以保证有足够的冷却和润滑水量为原则。同时，为保证橡胶轴承工作的可靠性，避免橡胶层与背衬黏结不牢时，橡胶层被摩擦力矩切断，需保证水槽底部橡胶层厚度在3 mm左右。水槽宽度，对平面型摩擦面型结构，一定要保证在负荷作用下，仍有一段接触面，以保证水楔。

  长径比是由尾管轴承的负荷决定的。由于橡胶为高弹性体材料，从理论上讲，在水润滑条件下能建立弹－塑流体动压润滑［7］。因此，几个主要造船国家规定，尾管轴承的设计比压根据式(1)计算:

  目前，水润滑尾轴承普遍采用开式水润滑系统，如图1所示。前端轴承靠水泵压力供水，水经过滤后，由水泵打进轴承前部，从后部流至船外。供水压力根据船舶吃水深度决定，要求大于舷外水深的自然压力，并能冲走轴承槽道中沉积的泥沙。长江船舶水润滑的供水压力一般为0.05～0.1 MPa。供水量要求能带走轴承运转时产生的摩擦热量。后端轴承依靠船舶航行时水的相对流动，水从前部进，后部出，以达到润滑和冷却的目的［6］。

  【作者单位】武汉理工大学能源与动力工程学院可靠性工程研究所 湖北武汉430063;三峡大学水电机械设备设计与维护湖北省重点实验室 湖北宜昌443002;武汉理工大学船舶动力工程技术交通行业重点实验室 湖北武汉430063;武汉理工大学能源与动力工程学院可靠性工程研究所 湖北武汉430063;武汉理工大学船舶动力工程技术交通行业重点实验室 湖北武汉430063;武汉理工大学能源与动力工程学院可靠性工程研究所 湖北武汉430063;武汉理工大学船舶动力工程技术交通行业重点实验室 湖北武汉430063;武汉理工大学能源与动力工程学院可靠性工程研究所 湖北武汉430063;武汉理工大学船舶动力工程技术交通行业重点实验室 湖北武汉430063

  尾轴承是舰船推进系统的重要组成部分，其作用是支承螺旋桨轴或尾轴。由于螺旋桨轴悬伸布置且螺旋桨质量大，随着船舶吨位的增大，螺旋桨轴在螺旋桨重力的作用下发生挠曲，给尾轴承造成非常大的边缘负荷。另外，舰船尾轴承在工作时，除了承受尾轴和螺旋桨的自身重力以外，还要承受因螺旋桨的重力不平衡所引起的惯性力和船体变形所产生的附加力，以及当螺旋桨在不均匀流场中运转时，所产生的多种不同性质的力和力矩。这使尾轴承处于恶劣的润滑状态，由此产生严重的摩擦、磨损，致使密封失效。如果采用的是油润滑的尾轴承，密封失效，则油泄漏。在一些特殊的工况下，如低速、重载、启动、停机等，恶劣的润滑状态会导致轴颈与轴承摩擦副产生噪声，影响舰船的乘坐舒适性。这种噪声对水下航行器的危害更大，会严重威胁其安全性、隐蔽性及生存能力［4－5］。

  随着船舶向大型化、高速化、轻型化方向发展，人们对船舶尾管轴承运行的可靠性、摩擦学性能、承载能力提出了更高的要求。与此同时，为了更快地推进绿色船舶的发展进程，国际海事组织 (IMO)、欧盟以及各国船级社纷纷出台各种规范、标准，从制度上确保全球海洋环境或区域海洋环境尽可能地免受污染。因此，在舰船尾管中，具有资源节约与环境友好特点的水润滑轴承取代油润滑轴承，是必然趋势。军事领域要求水下航行器具有更高的便捷性、安全性、隐蔽性和生存能力，橡胶以其优良的减振降噪，抗冲击性能而成为舰艇尾轴承瓦材料的首选。科学技术的发展也对水润滑尾轴承的结构和材料设计提出了更高的要求。水润滑橡胶尾轴承要在这些领域保持着相对油润滑轴承的竞争力，必须在结构和材料设计方面做更多的理论和实践探索，使之具有更高的承载能力，更低的摩擦、系统磨损和更低的噪声。

  Orndorff等［2，8］认为使用新型超高分子量聚乙烯/橡胶轴承合金，能大大的提升轴承设计比压，降低长径比到1甚至更低。这或许忽略了另外一个问题:对橡胶轴承而言，比压增大黏－滑现象诱发的振鸣音的临界转速也会提高［9］。无论是对橡胶轴承还是其他非金属水润滑轴承，振鸣音产生的临界转速也是衡量材料能否在大比压下工作的主要的因素之一。

  应用于船舶上的水润滑橡胶尾轴承主要有套筒式(Cylindrical bearing)和板条式 (Stave bearing)2种。背衬可以是金属的 (一般为黄铜)，也可以是塑料的。套筒式橡胶轴承，其橡胶的工作表面呈凸起形状，形如梅花，故又叫梅花橡胶轴承，多用在中小型船舶上。加工时，在背衬内圆面车正反丝，用专用模具将橡胶硫化压制成型。板条式橡胶轴承，加工时先将橡胶硫化在攻有螺孔的金属条上，然后再将此金属橡胶条用埋头螺丝固定于背衬上。板条式轴承中某根板条损坏或过度磨损后可直接更换，维修成本低。但板条式轴承安装工艺复杂，各板条很难保证同心，故一般用在轴径大于300 mm，不便采用模压成型的情况下。影响尾轴承承载能力和摩擦学性能的主要结构参数有:长径比 (l/d)、摩擦面形状、水槽形式、橡胶层的厚度和硬度等，如图2所示。现探讨各结构要素在设计时的参数选取范围。

  Daugherty等［13］以平面型板条式完全轴承为研究对象，研究了不同橡胶层硬度等对其静、动摩擦因数的影响，认为硬度对动摩擦因数的影响不大。美国B F Goodrich公司认为降低橡胶层的硬度能够更好的降低轴承的摩擦因数［1］，因为软的橡胶层表面不易刺破水膜。但为满足水润滑轴承和旋转轴颈表面之间建立流体动压润滑所要求的最小楔形角，限制轴颈陷入橡胶层的深度，建议轴径d≤300 mm时，取硬度为邵尔A70～75;d≥300 mm时，取硬度为邵尔A78～88。