在舰船轴系中，轴承是其至关重要的组成，确保轴系在各种工况下正常运行，并且应具有隔音、减振、减噪等功能。目前舰船上多使用水润滑橡胶轴承，但是这种轴承存在鸣音问题，并不适用于隐蔽性较高的舰船，特别是常规潜艇。轴承由于具有无接触、无需润滑、高精度、高转速、功耗小等优点翻，在舰船上的应用已经得到了越来越多的重视。对于轴承部件而言，轴承的刚度是影响电机系统可控性和稳定性的重要因素，这在必须考虑水下爆炸冲击作用的舰船转动设备中显得尤为重要。按照现有的经验和规范，轴承如要应用到舰船上的主要设备，在设计上必须要保证在水下爆炸冲击作用下，轴系能够保持结构完整性，并且能够在冲击后正常工作。当前关于转子系统冲击响应的研究工作十分有限。关岱杉等㈧采用有限差分法求解动载滑动轴承雷诺方程，并使用接触力学分析得到了冲击作用下油膜压力的分布，以及轴承与轴颈接触表层的应力，以此对工程设计提供参考。祝长生等采用有限元法研究了轴承失效后与备用轴承的相互碰撞。在国外，关于各种转子一轴承系统在地震载荷或者冲击激励作用下的响应和稳定性的研究已经开展了很长时间，其中大部分均基于有限元方法。最近，An Sung Iee等采用有限元方法，推导了单转子系统在冲击作用下的时程分析方程，并进行了相关的试验研究。试验表明，转子的瞬时响应与冲击载荷的作用时间关系密切，特别是当冲击频率为1／(2×冲击时间)时，转子的响应最明显，有限元计算和试验结果吻合的也相当好。在以上已经开展的轴承一转子系统的抗冲击分析研究，大都采用专门开发的程序进行计算，缺乏工程实用性，并且大都针对滑动和滚动轴承，目前少有发现关于轴承的抗冲击性能研究。另外，这些研究中采用的冲击载荷多是自定义的冲击时程，和舰船环境下规范要求使用的冲击反应谱有较大区别。因此，针对轴承在舰船环境中的抗冲击计算，必须根据舰船的特殊环境和要求进行更深入全面的研究。作者通过大型商用有限元软件ABAQUS，对某采用轴承的电机在相关规范规定的水下爆炸冲击作用下的瞬态响应分析，计算中考虑了不同轴承刚度对冲击结果的影响。
1 计算模型
1.1 有限元模型
该文旨在研究轴承刚度对电机转子一轴承系统在冲击条件下响应的影响，为轴承在舰船上的应用提供参考。如果要考虑轴、轴承、电机、基础乃至舰船本身，所需要的计算模型规模巨大，采用时程分析在现有计算条件下几乎不可能，因此在文中对轴承系统进行了一些合理的简化。不考虑在舰船中的电机系统的隔振系统，这样简化的结果将使得电机的响应比实际情况大，即结果更加保守；在转子一轴承系统中，当受到冲击后轴与轴承、保护轴承之间的碰撞简化不考虑。另外在冲击过程中，冲击载荷的作用时间一般都极短，因此在计算中忽略了系统的阻尼和轴承刚度的非线性变化。电机抗冲击分析的模型包括机座筒、端盖、支座、轴、定子和转子，如图1(a)所示。真实结构中，机座筒、端盖等均使用预紧螺栓紧密连接。如果考虑连接螺栓，就需要在电机各部件之间采用接触边界条件、施加螺栓预紧力等，这些非线性因素将大大增加计算时间和成本。因此没有考虑连接预紧螺栓的作用，将部件在相邻面处连为一体，这样建模使得结构的整体刚度变大，但是由于轴承一转子之间的刚度与电机匣相比要小得多，这样的简化不会导致电机系统前几阶自振频率有明显的变化，从而对结构在冲击载荷作用下的响应影响不大。
电机轴和轴承之间的作用采用弹簧单元模拟，轴承的刚度由控制系统调节，一般可以保持在设定值。阻尼的选择则取决于刚度，由于冲击问题中外载作用时间极短，一般可以忽略阻尼，这样的结果也同样保守。电机中共有3个轴承，其中2个为径向轴承，1个为轴向轴承，计算时考虑了不同的轴承刚度，包括106N／m、107N／m、108N／m和109N／m。电机轴材料为合金钢，电机风罩筒、风罩窗及定子等材料为Q235A，端盖、轴承外盖和内盖及机座等材料为球墨铸铁QT450-10。
根据部件的几何特点，采用实体单元建模，机座筒、端盖、支座、轴、定子、转子等均采用四面体单元描述。电机轴与轴承对应点通过弹簧单元相连，通过设置不同弹簧单元的刚度，来模拟不同轴承刚度下电机受到冲击作用后的响应，阻尼不计。电机支座通过4个地脚螺栓固定在底板上，由于计算不考虑底座和隔振器，因此计算中将4个连接螺栓所在的螺栓孔约束，并在此施加冲击载荷。这样施加边界条件忽略了电机与底座之间的接触，计算结果更为保守。有限元网格模型如图1(b)所示，整个模型共包含81812个四面体单元，22599个节点。
1.2 冲击输入
冲击载荷采用设计冲击输入谱的等效加速度时程。谱分析按照某规范所规定的冲击谱输入为：小于10Hz，按等位移谱20mm；10～160Hz，按等速度谱，受横向和垂向冲击时为1.22m／s，纵向为0.61m／s；在计算中保守取各方向均为1.22m／s；大于160Hz，按等加速度谱125g，该设计冲击谱可用于冲击谱响应分析。但是对于文中的冲击计算，由于要考虑在冲击过程中不同轴承刚度对结构响应的影响，谱响应分析并不适用，因此需要将这个冲击谱转换为合适的加速度时程谱。
根据德国BV0430―85，可以将上述三折线冲击谱简化为三角形变化历程或正弦变化历程对设备进行冲击加载输入。采用三角形变化历程简化。图2是根据设计冲击谱得到的等效加速度时程曲线，可用于时程响应分析。该冲击加速度谱由正负两个面积相等的三角形组成。
2 计算结果
2.1 系统振动模态
在进行冲击作用下的时程分析之前，首先对各个轴承刚度下电机系统的自振频率进行了计算，以此确定主要振动模式。不同轴承刚度下的电机系统模态如表1所示，当外界激励输入接近电机的各阶固有频率，将导致共振，电机响应会很大，因此在设计轴承电机的隔振器时应避开这些频率。
当轴承刚度较低时(106N／m和107N／m)，前5阶均为电机轴在电机内的摆动，电机壳体本身的振动频率为226.21Hz。当轴承刚度较大时(109N／m)，电机轴的摆动并不明显，即电机轴与电机壳体、底座之间的连接强度很大，接近于一个整体。
2.2 冲击作用下有限元计算结果
在受到沿电机轴轴向冲击时，电机与轴的相互作用主要由轴向轴承承担；对于整个电机而言，其底座处的变形和应力比较明显。当轴承刚度为106N／m时，电机最大应力如图3(a)所示。电机上的最大Tresca应力为521 MPa，该应力包含集中应力，电机底座上的应力大部分均小于150MPa。轴承刚度增加到109N／m时，电机最大应力如图3(b)所示。电机上的最大Tresca应力为788MPa，同样位于底座上，为集中应力。比较这两个结果，当轴承刚度增大，冲击条件下电机上的最大应力也有较为明显的增加，应力最大位置均位于电机端座处的结构不连续处，这一部分的应力主要是集中应力，而工程中较为关注的一次应力很小。但是当轴承刚度为106N／m时，轴向轴承上的应力较大，在设计中应注意此处的强度校核。轴承刚度为109N／m和108N／m的结果介于上述两种情况之间。
通过计算用于模拟轴承刚度的弹簧上的受力，可以得到轴与轴承的相互作用力。图4为4种轴承刚度下，在受到冲击后0.1s内各轴承和轴的相互作用力，从图4中可以看到，在轴承刚度很小(106N／m)或者很大(109N／m)的情况下，轴承与轴相互作用力较小；当轴承刚度在107N／m时，该作用力最大。
虽然在使用较小的轴承刚度时，电机和电机轴在冲击载荷作用下的应力变形均较小，但是电机轴的位移较大，计算结果显示在轴承刚度为106N／m和107N／m时，轴承与电机轴的相对位移大于实际间隙，同时也大于保护轴承与轴的间隙。在电机基础上安装隔振器将会很明显地减小轴承与轴的相对位移，在这种情况下，轴承受力与轴承刚度的关系依然保持上述规律。
3 结论
通过对某轴承电机进行一定简化，建立其实体模型，考虑不同轴承刚度的影响，在时域上对其进行冲击加载计算，分析其结果可得到以下结论：
a.不同的轴承刚度会导致不同的冲击计算结果，随着轴承刚度的增大，电机和轴上的应力也随之增大，但是轴承一转子的相对位移变形减小；另外轴承一转子的相互作用力与轴承刚度、冲击载荷形式和电机系统结构参数相关，因此舰船中的轴承设计必须采用合适的整体来考虑冲击作用的影响。
b.通过增加轴承刚度，或者在电机底座下安装隔振器的方法，可以减小轴承与轴的相对变形。在以后的工作中，应考虑保护轴承的作用和轴承刚度在冲击过程中的非线性变化；另外应选择具有合适质量和刚度的柔性基础。
