陳繁 ，李天勻 ，趙耀 ，朱翔

1華中科技大學(xué)船舶與海洋工程學(xué)院，湖北武漢430074

2高新船舶與深海開發(fā)裝備協(xié)同創(chuàng)新中心，上海200240

3船舶與海洋水動(dòng)力湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北武漢430074

0 引 言

液壓減振系統(tǒng)廣泛應(yīng)用于車輛、船舶及航空航天領(lǐng)域，相比于彈簧和橡膠減振器，其優(yōu)勢(shì)在于對(duì)低頻段的振動(dòng)可提供較大的阻尼，對(duì)高頻段的振動(dòng)可提供較大的動(dòng)剛度。

本文研究的對(duì)象為縱向減振推力軸承液壓減振系統(tǒng)。由于螺旋槳在不均勻伴流場(chǎng)中運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)會(huì)使軸系產(chǎn)生縱向振動(dòng)，故在推力軸承內(nèi)安裝了液壓減振器［1］，以吸收軸承振動(dòng)并減少突變載荷對(duì)船體帶來的影響。然而，若軸系振動(dòng)時(shí)間過長，而液壓系統(tǒng)吸收的能量不能快速得到散失，會(huì)造成液壓系統(tǒng)局部的溫度升高（以下稱“溫升”），從而對(duì)船體構(gòu)件產(chǎn)生不利影響。因此，需要預(yù)報(bào)液壓減振系統(tǒng)的產(chǎn)熱和散熱性能，以便采取相應(yīng)的溫度控制措施。

目前，計(jì)算液壓系統(tǒng)的產(chǎn)熱主要有如下方法：按元器件計(jì)算法、按系統(tǒng)輸入功率和執(zhí)行元件輸出功率的整體計(jì)算法、實(shí)驗(yàn)法［2］及有限元法［3］等。按元器件計(jì)算法的基本思路是分別計(jì)算系統(tǒng)的具體產(chǎn)熱部位，如管道接口、活塞和溢流閥等部位。牛宏杰等［4］在對(duì)滑移裝載機(jī)液壓系統(tǒng)的熱平衡研究中分別對(duì)泵、發(fā)動(dòng)機(jī)及管路損失進(jìn)行了計(jì)算。郭洪江［5］和王劍鵬等［6］在研究裝載機(jī)液壓系統(tǒng)的熱平衡時(shí)也分別用到了局部產(chǎn)熱計(jì)算方法，但這種計(jì)算需要知道各構(gòu)件的特定參數(shù)（如工作效率、油路壓差），且計(jì)算時(shí)構(gòu)件的散熱效率也要根據(jù)經(jīng)驗(yàn)值獲取。因此，此方法一般適用于油路較為簡單或尺寸較為規(guī)則的液壓系統(tǒng)，且需要知道液壓系統(tǒng)構(gòu)件的某些特定參數(shù)，以能夠較全面地呈現(xiàn)出結(jié)構(gòu)的具體產(chǎn)熱分布情況。

此外，按系統(tǒng)輸入功率和執(zhí)行元件輸出功率的整體計(jì)算法能比較準(zhǔn)確地計(jì)算系統(tǒng)整體的能量損失，其基本思路是將系統(tǒng)視為熱交換載體，系統(tǒng)總輸入功率與執(zhí)行元件總輸出功率間的差值即為系統(tǒng)總產(chǎn)熱功率。鄧永建［7］在已知泵和發(fā)動(dòng)機(jī)總效率的基礎(chǔ)上對(duì)汽車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的總體產(chǎn)熱進(jìn)行了預(yù)報(bào)。這種從整體能量角度考慮系統(tǒng)產(chǎn)熱方法的優(yōu)勢(shì)在于計(jì)算思路清晰，分析過程也較為簡單，但僅能大體評(píng)估系統(tǒng)產(chǎn)熱的等級(jí)，適用于具有完整回路的液壓系統(tǒng)。這類系統(tǒng)的油箱內(nèi)部一般設(shè)置有冷卻系統(tǒng)，液壓油流經(jīng)油箱冷卻后再次經(jīng)泵流入回路［8］，其散熱分析較為簡單。

然而，上述解析方法計(jì)算的油路均為較常見的結(jié)構(gòu)，對(duì)于一些復(fù)雜壁面結(jié)構(gòu)則無法查取散熱系數(shù)的經(jīng)驗(yàn)值，故仍需用到熱分析有限元法（如AMESim［7，9-10］，ANSYS，F(xiàn)LUENT［11］，ABAQUS［12］，CFD［13］等）或?qū)嶒?yàn)法。鄧永建等［7，9-10］利用 AMESim軟件建立了液壓系統(tǒng)的熱特性模型，并與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比，以驗(yàn)證計(jì)算結(jié)果的可靠性。前述按元器件計(jì)算法、整體計(jì)算法和有限元法大多適用于穩(wěn)態(tài)熱平衡分析，而對(duì)于瞬態(tài)產(chǎn)熱問題，神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)分析法［14］和經(jīng)驗(yàn)公式法［15］則應(yīng)用得較為普遍。

鑒于文獻(xiàn)中的研究對(duì)象基本上都具備完整的液壓回路，其依靠液壓泵提供的動(dòng)壓力來維持活塞的工作。本文將研究的活塞液壓減振器為封閉油路，內(nèi)部流體做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，外部激勵(lì)力屬于不可調(diào)控的未知載荷，無法直接運(yùn)用整體方法估計(jì)系統(tǒng)產(chǎn)熱，故采用按元器件計(jì)算法對(duì)各部分產(chǎn)熱功率進(jìn)行計(jì)算，即以內(nèi)部液壓油的往復(fù)流動(dòng)以及活塞與壁面相互運(yùn)動(dòng)的能量損耗過程為研究對(duì)象，分析結(jié)構(gòu)局部的產(chǎn)熱，并對(duì)特定活塞行程的工況進(jìn)行產(chǎn)熱計(jì)算。同時(shí)，計(jì)算達(dá)到滿行程時(shí)的激勵(lì)力所做的功，然后與總的能量耗散進(jìn)行對(duì)比，以驗(yàn)證方法的準(zhǔn)確性。兩者的計(jì)算以相同行程的活塞周期振動(dòng)為出發(fā)點(diǎn)，前者的功率輸入轉(zhuǎn)化為后者的能量耗散。在分析結(jié)構(gòu)的溫升計(jì)算時(shí)，由于模型形狀較為復(fù)雜，對(duì)于復(fù)雜壁面結(jié)構(gòu)無法查取散熱系數(shù)的經(jīng)驗(yàn)值，難以利用解析法計(jì)算系統(tǒng)的溫升，故采用熱分析有限元軟件對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行溫升計(jì)算，所施加的相應(yīng)熱載荷數(shù)值源于對(duì)應(yīng)工況下系統(tǒng)相應(yīng)部位液動(dòng)損失及摩擦損失的計(jì)算值。

1 系統(tǒng)產(chǎn)熱分析

圖1所示為一種新型活塞液壓減振軸承的結(jié)構(gòu)示意圖［16］。圖中：部件1為支撐架，部件2為柱塞，部件3為止推塊，部件4為前推力塊，部件5為推力環(huán)，部件6為后推力塊，部件7為球面支座，部件8為殼體，部件9為活塞液壓腔。在軸系旋轉(zhuǎn)過程中，推力環(huán)5和前推力塊4間形成楔形動(dòng)壓潤滑膜，以傳遞螺旋槳靜推力。前推力塊4背面設(shè)計(jì)有止推塊3，止推塊3與柱塞2接觸，可起到將推進(jìn)軸系縱向振動(dòng)傳遞至共振轉(zhuǎn)換器內(nèi)液壓油的作用。

活塞液壓系統(tǒng)產(chǎn)熱主要有2個(gè)來源：一是活塞往復(fù)振動(dòng)時(shí)與缸壁間的摩擦損失；二是液壓油流經(jīng)輸油管道產(chǎn)生的液動(dòng)損失［17］。本文所有產(chǎn)熱計(jì)算的結(jié)果均以功率來量化表征。

1.1 活塞與缸壁間的摩擦損失

分析該摩擦損失時(shí)，需要確定活塞與缸壁的間隙。根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)GB 1800-79［18］，本文選取的活塞基本公差等級(jí)為g，對(duì)應(yīng)選取H8為基準(zhǔn)孔的公差代號(hào)，g7為活塞的公差代號(hào)，即液壓缸壁的上偏差為+39 μm，下偏差為 0 μm，活塞的上偏差為-9 μm，下偏差為-34 μm，故活塞間隙h=9～73 μm。對(duì)于保證高度密性的接合表面（如活塞、柱塞缸等構(gòu)件表面），粗糙度Ra的值不大于0.05 μm［18］；如 圖 2 所 示 ，Ra=0.05 μm 與h=9～71 μm相比，影響幾乎可以忽略不計(jì)，由此可知，活塞表面非常光滑，可忽略兩者間接觸點(diǎn)的剪切作用所產(chǎn)生的摩擦力影響，油液的粘性作用構(gòu)成了活塞與缸壁間的摩擦力［19］。

假設(shè)活塞的行程為2H，即活塞在振動(dòng)過程中的最大軸向位移長度。在外部激勵(lì)力未知的情況下，假設(shè)活塞的振動(dòng)方程為

式中：x(t)為活塞的軸向振動(dòng)位移；ω為振動(dòng)角頻率；t為振動(dòng)時(shí)間。

活塞的運(yùn)動(dòng)速度u1(t)為

在分析活塞腔和輸油管道內(nèi)部液壓油的液動(dòng)損失，以及活塞壁與活塞腔壁間液壓油的摩擦損失時(shí)，需研究活塞腔體和輸油管道內(nèi)液壓油的運(yùn)動(dòng)過程。鑒于油箱體積遠(yuǎn)大于管道內(nèi)部液壓油的體積且油箱封閉，本文忽略了油箱內(nèi)部液壓油的速度，而對(duì)液壓油經(jīng)過輸油管流入油箱后的損失則不做研究。此外，液壓油的體積模量極大，難以壓縮，故忽略液壓管道內(nèi)的液體壓縮性，且假設(shè)液壓油的體積壓縮均發(fā)生在油箱內(nèi)。

本文將液壓油視為牛頓流體，即在活塞與活塞壁間的流速沿厚度方向呈線性分布。如圖3所示，兩個(gè)表面油膜厚度為h，最大相對(duì)流速為則剪應(yīng)力τl(t)與速度梯度dv1(t)/dh成正比，即

式中：μ為潤滑油的動(dòng)力粘度，則摩擦力

式中，Ar為活塞產(chǎn)生摩擦部分的名義接觸面積；D1為活塞缸橫截面直徑（式（6）中表示為D）；lh為活塞的軸向接觸長度；，為摩擦表面的粘性阻尼系數(shù)。

此外，若采用O形密封圈，活塞環(huán)與缸壁間的摩擦阻力f2還可由下式計(jì)算［22］：

式中：η為活塞密封圈與缸壁間的摩擦系數(shù)；γ為活塞密封圈材料的泊松比；N為活塞間隙中液壓油的壓強(qiáng)；d為O形密封圈的圓形截面直徑。

因此，對(duì)于活塞間隙摩擦產(chǎn)熱功率P1，可由下式計(jì)算［22］

式中：dx(t) 為式（1）的微分，即dx(t)=Hωcos(ωt) dt；T為周期。

1.2 液壓油運(yùn)動(dòng)的液動(dòng)損失

系統(tǒng)內(nèi)部液壓油通過輸油管時(shí)產(chǎn)生液動(dòng)損失，壓縮后存儲(chǔ)為彈性勢(shì)能以供復(fù)原時(shí)使用［23］。圖4所示為液壓系統(tǒng)的簡化模型［24］。圖中：D2為輸油管的橫截面直徑；u1,u2分別為活塞的運(yùn)動(dòng)速度和輸油管內(nèi)液體流速；V1和V3分別為活塞缸與油箱的體積。

對(duì)于液壓阻尼減振器的力學(xué)模型假設(shè)如下［24-25］：液壓缸為剛性，液壓油體積壓縮均發(fā)生在油箱內(nèi)，故不考慮輸油管及活塞缸體內(nèi)液壓油的體積壓縮?；钊粌?nèi)液壓油體積變化量ΔV1表示為

式中：A1為活塞缸的橫截面積；A2為輸油管的橫截面積。

將式（2）代入式（7），可得

假設(shè)流體在管道內(nèi)以層流流動(dòng)，根據(jù)達(dá)西公式［26］，液壓油被視為牛頓流體，其在活塞缸與輸油管內(nèi)流動(dòng)的水頭損失hf1和hf2之和為

式中：λ1，λ2分別為活塞缸和輸油管內(nèi)的沿程阻力系數(shù)（根據(jù)米勒公式，和Re2為雷諾數(shù)，對(duì)于圓形管道，其中υ為液壓油的運(yùn)動(dòng)粘度，g為重力加速度）；L1，L2分別為為液壓缸儲(chǔ)油部分的軸向長度和輸油管的長度。

流體在管道內(nèi)運(yùn)動(dòng)消耗的瞬時(shí)功率Pr(t)為

式中：ρ為液壓油的密度；Q為輸油管內(nèi)體積流量。流體運(yùn)動(dòng)消耗的平均功率P2則為

2 外部激勵(lì)力做功計(jì)算

在上節(jié)中的液壓油液動(dòng)損失及活塞摩擦損失功率計(jì)算中，液壓油均被視為不可壓縮流體。外部激勵(lì)力做功則需壓縮液壓油來實(shí)現(xiàn)，即在計(jì)算外部激勵(lì)力做功時(shí)，需考慮流體的壓縮性。

圖5所示為液壓阻尼減振器的力學(xué)模型［24-25］，可將該系統(tǒng)視為在周期激振力作用下單自由度的質(zhì)量—彈簧—阻尼系統(tǒng)的受迫振動(dòng)。模型所受外部激勵(lì)力F0未知，而行程2H為已知，前述能量損失計(jì)算均為活塞滿行程的運(yùn)動(dòng)，故需先根據(jù)模型的振動(dòng)方程推導(dǎo)出在活塞滿行程運(yùn)動(dòng)時(shí)所需的外部激勵(lì)力F0，然后再對(duì)結(jié)構(gòu)整體的外部激勵(lì)力輸入功率進(jìn)行計(jì)算。其運(yùn)動(dòng)方程由下式表示：

式中：M，Mb分別為被隔振物體的質(zhì)量和基座質(zhì)量，通常Mb?M，即F0ejωt為外部激勵(lì)力；均為式中各參數(shù)的表達(dá)式，其中B為液壓油的體積模量。

整理式（12），得到運(yùn)動(dòng)微分方程如下［27］：

其中ω0為振動(dòng)系統(tǒng)固有頻率，由此可求得受迫振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，即

式中，θ為相位角，

H與a0的關(guān)系如下：

則外部激勵(lì)力F0為

其平均做功功率P3為

3 算 例

本文參照具體模型計(jì)算選取的參數(shù)如下［24］：lh=85 mm，D1=48 mm，μ=0.23 Pa·s，H=1.5×10-3m，B=5×108Pa，ρ=890kg/m3，L1=0.76 m，A1=1.8×10-3m2，A2=5×10-5m2，V3=0.007 5 m3，d=4.8×10-4m，γ=0.5，M=1.54×103kg。

計(jì)算時(shí)，式（5）中的摩擦系數(shù)η的選取與液壓油壓力有關(guān)。在帶液壓油潤滑條件下，O形橡膠密封圈可形成潤滑水膜。流體壓力越高，液壓液體（例如，水）越容易滲入接觸面，潤滑狀態(tài)也就越好，摩擦系數(shù)也越低［28］。取活塞間隙中液壓油的壓強(qiáng)N=5 MPa，并按文獻(xiàn)［20］取O形橡膠密封圈與缸壁間的摩擦系數(shù)η=0.05。

若按最大產(chǎn)熱值計(jì)算，則應(yīng)取最小的活塞間隙為9 μm。活塞與缸壁間的摩擦產(chǎn)熱功率P1計(jì)算結(jié)果如表1所示。

表1 摩擦產(chǎn)熱功率隨振動(dòng)角頻率的變化Table 1 Variation of the friction heat power with different angular frequencies

對(duì)式（11）進(jìn)行計(jì)算，可得到流體運(yùn)動(dòng)消耗的平均功率P2隨振動(dòng)角頻率ω的變化結(jié)果，如表2所示。

表2 不同振動(dòng)角頻率下液壓油液動(dòng)損失功率Table 2 Head loss of the hydraulic oil with different angular frequencies

將上述計(jì)算所得到2種功率損失隨振動(dòng)角頻率ω的變化情況進(jìn)行對(duì)比，如圖6所示。

綜合上述結(jié)果，按照如下計(jì)算公式計(jì)算得到活塞與活塞壁間摩擦產(chǎn)熱的總產(chǎn)熱占比κ，結(jié)果如表3所示。

表3 摩擦產(chǎn)熱功率占比Table 3 Percentage of the friction heat power

由表3可知，不同振動(dòng)角頻率下活塞的摩擦散熱占總散熱的比率均低于5%，即活塞摩擦損耗占總能量損失的比重較小，活塞內(nèi)部流動(dòng)的液壓油的液動(dòng)損失是主要產(chǎn)熱來源。

利用式（16）計(jì)算外部激勵(lì)力平均做功功率P3，結(jié)果如表4所示。

表4 激振力做功功率隨不同振動(dòng)角頻率的變化Table 4 Variation of the input power of exciting force with different angular frequencies

將表2和表3中系統(tǒng)的產(chǎn)熱功率值與表4中外部激勵(lì)力輸入功率進(jìn)行比較，如圖7所示。圖中，外部激勵(lì)力輸入功率曲線系統(tǒng)的產(chǎn)熱功率接近于重合，實(shí)際上兩者的數(shù)據(jù)存在細(xì)微差別。外部輸入功率曲線相對(duì)于系統(tǒng)總輸入功率曲線偏下，這主要是因?yàn)槭剑?2）僅考慮了油箱內(nèi)液體的壓縮性，而忽略了輸油管道和液壓缸內(nèi)的油液壓縮性，此時(shí)推導(dǎo)出的活塞滿行程運(yùn)動(dòng)所需的激勵(lì)力偏小，所以利用式（16）計(jì)算所得的激振力的輸入功率相比于分步計(jì)算得到的產(chǎn)熱值偏小?？傮w上，兩者數(shù)據(jù)間的差別較小，即外部激勵(lì)力做功可近似視為活塞運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換的摩擦損失和液壓油流動(dòng)的液動(dòng)損失，這也表明忽略管道內(nèi)液壓油的壓縮性并不會(huì)對(duì)激勵(lì)力輸入功率的計(jì)算結(jié)果造成較大影響。

此外，令行程從1 mm變化到5 mm，計(jì)算在不同行程和振動(dòng)角頻率下活塞滿行程運(yùn)動(dòng)時(shí)系統(tǒng)的產(chǎn)熱功率，結(jié)果如圖8所示。

由圖8可知，系統(tǒng)產(chǎn)熱功率分別隨行程和振動(dòng)角頻率的增加而增大。當(dāng)選取的功率參考值為100 W和H=0～2.5 mm時(shí)，若要使系統(tǒng)輸入功率控制在100 W以下，則需ω＜50 rad/s。當(dāng)ω=0～200 rad/s時(shí)，若要使系統(tǒng)輸入功率在各行程下均低于100 W，則需H＜1 mm。

4 系統(tǒng)溫升分析

上述活塞及液壓油產(chǎn)生的熱量，通過缸體及管道傳遞到外部，然后分析活塞缸體部位的散熱，并計(jì)算穩(wěn)態(tài)散熱系統(tǒng)的溫升。

首先，選取ω=200 rad/s和H=1.5 mm，其他參數(shù)與上述模型一致。按照?qǐng)D9，在三維建模軟件SolidWorks中建立如圖10所示的液壓減振系統(tǒng)模型。

然后，將模型導(dǎo)入ANSYS有限元軟件中，并按上述模型設(shè)置材料屬性，取活塞、缸體及軸系的材料屬性為鋼材。表5給出了鋼材及液壓油的導(dǎo)熱系數(shù)、密度和比熱容［29］。導(dǎo)入的模型中缸體、活塞及液壓油均采用Solid 87實(shí)體單元，并進(jìn)行網(wǎng)格劃分（圖11）。因活塞尺寸較小，該部位采用細(xì)網(wǎng)格，以使計(jì)算更加精確；而缸體尺寸較大，采用粗網(wǎng)格，以縮減計(jì)算時(shí)間。

表5 材料屬性Table 5 Material property

最后，在ANSYS有限元軟件中對(duì)模型施加相應(yīng)的熱學(xué)載荷。一般情況下，外部空氣與缸體表面接觸，將缸體與外界接觸的表面溫度恒定為25℃。由上述產(chǎn)熱的計(jì)算結(jié)果可知，當(dāng)ω=200 rad/s，H=1.5 m時(shí)，流體運(yùn)動(dòng)消耗的平均功率P2=256.21 W，活塞間隙摩擦產(chǎn)熱功率P1=9.10 W。

假設(shè)摩擦產(chǎn)熱的熱源位于活塞相對(duì)運(yùn)動(dòng)的壁面上，分析時(shí)在活塞相對(duì)運(yùn)動(dòng)接觸面上施加9.10 W的熱流載荷，其液動(dòng)損失發(fā)生的部位位于缸壁及管道處，而油路為兩端封閉、不循環(huán)的雙向往復(fù)流動(dòng)，這時(shí)液壓油熱量會(huì)再次帶入液壓缸和油箱內(nèi)（對(duì)于外部油箱中的液壓油溫升，這里不做研究）。為計(jì)算活塞部位的最高溫升以及簡化溫度載荷施加過程，本文在活塞的缸壁面上均勻施加256.21 W的熱流均布載荷，即為通過該面的總熱功率。圖12所示為具體載荷示意圖。

由于所有實(shí)體部件間按水密性要求的粗糙度進(jìn)行了配合，各裝配件實(shí)體間的接觸被視為無其他介質(zhì)的完整面接觸，所以忽略各部件間的粗糙度（即介質(zhì)帶來的接觸熱阻影響）。另外，由于所有實(shí)體材料均取相同的材料參數(shù)，并將各部件實(shí)體單元整體建模，從而省去了復(fù)雜表面的接觸熱阻設(shè)置。本文將熱流載荷面施加在流體與結(jié)構(gòu)的交界面處，僅設(shè)置了通過分界面處的熱流功率。

圖13所示為減振推力軸承部位靜態(tài)導(dǎo)熱的有限元分析結(jié)果，且可將其近似視為活塞部位穩(wěn)態(tài)熱傳導(dǎo)的計(jì)算結(jié)果。

由圖13（a）可知，液壓系統(tǒng)活塞部位的最高溫度達(dá)到25.11℃。當(dāng)ω=200 rad/s，H=1.5 mm時(shí)，有限元傳熱學(xué)模型數(shù)值計(jì)算結(jié)果表明，溫升僅在1℃范圍內(nèi)，此溫升結(jié)果并不會(huì)使液壓油的物理性質(zhì)發(fā)生顯著改變［8］；此外，得到的最高溫升部位位于液壓缸壁靠近軸中心的一側(cè)，這是因?yàn)閮?nèi)側(cè)熱量傳遞得較為集中，且內(nèi)部潤滑油導(dǎo)熱系數(shù)相較于缸體的低，故熱量傳遞效率較低。

由圖13（b）可知，沿潤滑油流動(dòng)方向的溫度梯度較大，即潤滑油靜止時(shí)的溫度傳遞比缸體的慢，從而導(dǎo)致熱量聚集。由圖13（c）可知，活塞部位的熱量容易由中部向外部傳導(dǎo)，這是因?yàn)橹胁可嶂行牟课坏纳嵝阅鼙戎車糠值娜?，熱量無法得到很快的散失，從而造成中部溫度高，熱量向四周傳導(dǎo)。

綜上所述，在實(shí)際工況中，若要避免液壓系統(tǒng)發(fā)生局部溫升，首先需使缸體和基座具備良好的外表面散熱性能，保持中部的潤滑油處于流動(dòng)狀態(tài)，使活塞部位的熱量向中部傳導(dǎo)，并針對(duì)液壓油建立循環(huán)冷卻系統(tǒng)。

5 結(jié) 語

本文對(duì)新型活塞推力軸承液壓減振系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式、工作原理、產(chǎn)熱及散熱進(jìn)行了較為全面的分析，對(duì)具體模型的活塞摩擦產(chǎn)熱和液動(dòng)損失以及外部擾動(dòng)的輸入功率進(jìn)行了計(jì)算。為分析液壓系統(tǒng)溫升和散熱，建立了軸承部位的熱學(xué)有限元模型，將特定振動(dòng)角頻率和活塞行程下計(jì)算得到的產(chǎn)熱功率以熱流載荷的形式等效施加到有限元模型上，然后計(jì)算結(jié)構(gòu)的穩(wěn)態(tài)溫升及熱梯度分布，并簡要提出了降低系統(tǒng)局部溫升的可行措施。由圖13（b）可知，活塞內(nèi)部的潤滑油傳熱導(dǎo)熱系數(shù)較低，若不發(fā)生流動(dòng)則會(huì)造成熱量堆積。在實(shí)際軸系運(yùn)行時(shí)，輸油管道內(nèi)的潤滑油處于循環(huán)流動(dòng)狀態(tài)，從而將所吸收的熱量帶出，達(dá)到冷卻的目的。總體上，液壓系統(tǒng)在結(jié)構(gòu)表面散熱良好的情況下，計(jì)算結(jié)果顯示的系統(tǒng)溫升在1℃范圍內(nèi)，此溫升的量級(jí)幾乎不會(huì)對(duì)液壓油的物理性能產(chǎn)生影響，故沒有必要為軸承設(shè)置冷卻系統(tǒng)，而依靠潤滑油的自帶冷卻即可滿足散熱要求。當(dāng)然，也可根據(jù)船舶的特殊工況，針對(duì)軸承縱向液壓減振系統(tǒng)進(jìn)行具體設(shè)計(jì)，必要時(shí)，可在軸承部位安裝溫升監(jiān)控裝置，實(shí)時(shí)監(jiān)控載荷和油溫，并形成反饋機(jī)制。