本發(fā)明屬于機(jī)械設(shè)計(jì)領(lǐng)域，涉及滑動(dòng)軸承軸套安裝時(shí)，軸承端蓋與機(jī)體間初始間隙值的設(shè)計(jì)，特別是涉及船用柴油發(fā)動(dòng)機(jī)滑動(dòng)軸承安裝時(shí)初始間隙值的設(shè)計(jì)。

背景技術(shù)：

發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中，滑動(dòng)軸承多采用整體軸套式結(jié)構(gòu)，軸套安裝在軸承孔中，實(shí)現(xiàn)滑動(dòng)軸承的工作。對(duì)于軸孔配合公差的選取，傳統(tǒng)中多根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)來(lái)確定，沒(méi)有理論計(jì)算的方法，然后采用冷套的方式，完成軸套與機(jī)體軸承孔的盈裝配，來(lái)保證軸套的固定作用。由于采用了冷套的過(guò)盈裝配方法，滑動(dòng)軸承的軸套在拆裝維修時(shí)非常麻煩然而對(duì)于軸承端蓋的安裝間隙設(shè)計(jì)的技術(shù)未見(jiàn)報(bào)道。

技術(shù)實(shí)現(xiàn)要素：

本發(fā)明的目的是提供一種滑動(dòng)軸承端蓋安裝固定軸套時(shí)軸承端蓋與機(jī)體間初始間隙的計(jì)算方法，具體技術(shù)方案包括以下步驟：

步驟1：建立軸承端蓋安裝組件的有限元模型并求解

根據(jù)cad三維模型，建立軸承端蓋與箱體安裝的有限元模型，其中端蓋螺栓、軸套和軸套合金層采用一階六面體單元，單元類(lèi)型為c3d8i，軸承端蓋和箱體部分采用二階四面體單元，單元類(lèi)型為c3d10m；將模型底面采用固定約束，軸承端蓋與箱體之間初定2mm的初始間隙值，計(jì)算的載荷為端蓋螺栓的預(yù)緊力作用，預(yù)緊力為173kn；

步驟2：提取變形值與螺栓載荷的關(guān)系曲線并計(jì)算斜率

從計(jì)算結(jié)果中提取軸承端蓋與箱體變形結(jié)果，根據(jù)計(jì)算結(jié)果得到軸承端蓋與箱體接觸面的間隙值與螺栓預(yù)緊載荷之間的規(guī)律，從計(jì)算結(jié)果得到失圓度、 偏心度以及接觸面的間隙值與螺栓載荷基本呈線性關(guān)系，變形量與螺栓載荷的關(guān)系方程如下：

a圓度與螺栓預(yù)緊載荷的斜率：

b縱向偏心度與螺栓預(yù)緊載荷的斜率：

c最小間隙值減少量與螺栓預(yù)緊載荷的斜率：

d最大間隙值減少量與螺栓預(yù)緊載荷的斜率：

步驟3：確定安裝工況下螺栓預(yù)緊力載荷范圍

根據(jù)滑動(dòng)軸承安裝公差、齒輪安裝公差、軸套安裝最小過(guò)盈量和軸承端蓋與箱體壓緊的要求得到軸套的失圓度、縱向偏心度、端蓋與箱體接觸面最大間隙值的減少量以及最小間隙值的減少量的要求：

a圓度：f1(x)≤a1

b縱向偏心度：f2(x)≤a2

c最小間隙值減少量：f3(x)≥c1

d最大間隙值減少量：f4(x)≥c2

e同時(shí)需滿足在安裝最小過(guò)盈量要求時(shí)，即時(shí)，接觸面兩側(cè)區(qū)域不發(fā)生接觸：

式中：a1為安裝公差確定的失圓度限定值；

a2為安裝公差確定的縱向偏心度限定值；

c1為初始間隙值；

c2為軸套與軸承孔安裝最小過(guò)盈量要求

得到安裝工況下螺栓的預(yù)緊載荷應(yīng)滿足：

步驟4：確定運(yùn)行工況下螺栓預(yù)緊力載荷范圍

齒輪箱軸承蓋在工作過(guò)程中軸套不會(huì)發(fā)生縱向開(kāi)口，螺栓預(yù)緊載荷滿足：n·x≥fn

齒輪箱軸承蓋在工作過(guò)程中軸套不會(huì)發(fā)生切向滑移，螺栓預(yù)緊載荷滿足：n·μ·x≥fτ

式中：n為齒輪箱端蓋螺栓個(gè)數(shù)；

fn為軸承載荷縱向分力；

μ為軸承蓋與螺母接觸面摩擦系數(shù)；

fτ為軸承載荷水平分力

得到安裝工況下螺栓的預(yù)緊載荷滿足：

步驟5：根據(jù)步驟3和步驟4綜合確定端蓋螺栓預(yù)緊力

根據(jù)安裝工況以及滑動(dòng)軸承運(yùn)行工況的要求，得到齒輪箱端蓋螺栓預(yù)緊載荷的范圍為：

根據(jù)有限元計(jì)算得到各變形值與螺栓預(yù)緊力的關(guān)系曲線，對(duì)曲線求斜率得：

k1＝0.00014mm/kn，k2＝0.00025mm/kn，k3＝0.003mm/kn，k4＝0.00057mm/kn

根據(jù)軸承力計(jì)算得到軸承水平方向載荷為fτ＝10.5kn，豎直方向載荷為fn＝0，其中，豎直方向?yàn)槁菟ㄟB接的方向；

根據(jù)計(jì)算結(jié)果并依據(jù)經(jīng)驗(yàn)和參考機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，確定各變形量的要求為a1＝0.013mm，a2＝0.022mm，c1＝0.132mm，c2＝0.025mm，將以上數(shù)據(jù)帶入公式計(jì)算得出螺栓的預(yù)緊載荷范圍為：44kn<x<88kn

參考該軸承安裝配合要求，螺栓預(yù)緊載荷取80kn；

步驟6：確定端蓋與箱體間安裝間隙值

根據(jù)步驟3和步驟4的要求，確定螺栓載荷的大?。桓鶕?jù)確定的螺栓載荷 計(jì)算安裝間隙值的范圍為：

帶入計(jì)算數(shù)據(jù)得初始安裝間隙值的范圍為：0.132mm<c1<0.24mm

參考該軸承安裝配合要求，初始安裝間隙值取0.2mm。

有益效果：采用此計(jì)算方法能夠合理的設(shè)計(jì)出滑動(dòng)軸承端蓋與機(jī)體間的安裝的初始間隙，限制滑動(dòng)軸承的軸套變形量以滿足軸承配合公差的要求，并保證軸套在工作過(guò)程中不會(huì)發(fā)生滑移。另外采用軸承端蓋固定軸套的方式使拆裝變得方便。

附圖說(shuō)明

圖1是本發(fā)明對(duì)軸承端蓋安裝間隙值計(jì)算方法的流程圖。

圖2是本發(fā)明軸承端蓋安裝間隙值計(jì)算的齒輪箱端蓋安裝的cad模型。

圖3是本發(fā)明軸承端蓋安裝間隙值計(jì)算的有限元模型。

圖4是軸承端蓋安裝間隙值計(jì)算的軸套合金層變形云圖(單位為mm)。

圖5是軸承端蓋與箱體間隙值的結(jié)果(單位為mm)。

其中，1為滑動(dòng)軸承端蓋，2為端蓋連接螺栓，3為軸套，4為軸套合金層，5為箱體。

具體實(shí)施方式

下面我們結(jié)合附圖和具體的實(shí)施例來(lái)對(duì)本發(fā)明對(duì)某船用低速柴油機(jī)齒輪箱軸承端蓋與箱體間安裝間隙值的計(jì)算方法做進(jìn)一步的詳細(xì)闡述，但不能以此限制本發(fā)明的保護(hù)范圍。

本發(fā)明對(duì)某船用低速柴油機(jī)齒輪箱軸承端蓋與箱體間安裝間隙值的計(jì)算采用cae技術(shù)對(duì)齒輪箱軸承端蓋和安裝模型進(jìn)行力學(xué)分析，根據(jù)有限元計(jì)算的結(jié)果得到各零部件對(duì)變形量，主要包括圓度、偏心度和軸承端蓋與箱體之間的間隙值。根據(jù)安裝公差的要求對(duì)各變形量值進(jìn)行限定，得到所需要的初始安裝間 隙值。按照以下步驟來(lái)進(jìn)行：

步驟1：建立軸承端蓋安裝組件的有限元模型并求解

根據(jù)圖2所示的cad三維模型，滑動(dòng)軸承軸孔配合的基本尺寸為按照分析要求建立軸承端蓋與箱體安裝的有限元模型，建立的有限元模型如圖3所示，其中端蓋螺栓、軸套和軸套合金層采用一階六面體單元，單元類(lèi)型為c3d8i，軸承端蓋和箱體部分采用二階四面體單元，單元類(lèi)型為c3d10m。模型單元數(shù)約為33萬(wàn)，節(jié)點(diǎn)數(shù)約為46萬(wàn)。計(jì)算過(guò)程將模型底面采用固定約束，軸承端蓋與箱體之間初定2mm的初始間隙值，計(jì)算的載荷為端蓋螺栓的預(yù)緊力作用，預(yù)緊力初定為173kn。

步驟2：提取變形值與螺栓載荷的關(guān)系曲線并計(jì)算斜率

附圖4為合金層的變形云圖，從計(jì)算結(jié)果中提取其內(nèi)圈的變形數(shù)據(jù)，根據(jù)傅里葉變換得到軸套變形的失圓度、偏心度與螺栓預(yù)緊載荷之間的規(guī)律。從計(jì)算結(jié)果中提取軸承端蓋與箱體變形結(jié)果，附圖5為計(jì)算得到的軸承端蓋與箱體接觸面的間隙值計(jì)算結(jié)果，根據(jù)計(jì)算結(jié)果得到軸承端蓋與箱體接觸面的間隙值與螺栓預(yù)緊載荷(x)之間的規(guī)律。從計(jì)算結(jié)果得到失圓度、偏心度以及接觸面的間隙值與螺栓載荷基本呈線性關(guān)系。變形量與螺栓載荷的關(guān)系方程如下：

a圓度與螺栓預(yù)緊載荷的斜率：

b縱向偏心度與螺栓預(yù)緊載荷的斜率：

c最小間隙值減少量與螺栓預(yù)緊載荷的斜率：

d最大間隙值減少量與螺栓預(yù)緊載荷的斜率：

步驟3：確定安裝工況下螺栓預(yù)緊力載荷范圍

根據(jù)滑動(dòng)軸承安裝公差、齒輪安裝公差、軸套安裝最小過(guò)盈量和軸承端蓋與箱體壓緊的要求得到軸套的失圓度、縱向偏心度、端蓋與箱體接觸面最大間隙值的減少量以及最小間隙值的減少量的要求。

a圓度：f1(x)≤a1

b縱向偏心度：f2(x)≤a2

c最小間隙值減少量：f3(x)≥c1

d最大間隙值減少量：f4(x)≥c2

e同時(shí)需滿足在安裝最小過(guò)盈量要求時(shí)，即時(shí)，接觸面兩側(cè)區(qū)域不發(fā)生接觸：

式中：a1為安裝公差確定的失圓度限定值；

a2為安裝公差確定的縱向偏心度限定值；

c1為初始間隙值；

c2為軸套與軸承孔安裝最小過(guò)盈量要求。

可以得到安裝工況下螺栓的預(yù)緊載荷應(yīng)滿足：

步驟4：確定運(yùn)行工況下螺栓預(yù)緊力載荷范圍

齒輪箱軸承蓋在工作過(guò)程中應(yīng)能夠保證軸套不會(huì)發(fā)生縱向開(kāi)口，螺栓預(yù)緊載荷應(yīng)滿足：n·x≥fn

齒輪箱軸承蓋在工作過(guò)程中應(yīng)能夠保證軸套不會(huì)發(fā)生切向滑移，螺栓預(yù)緊載荷應(yīng)滿足：n·μ·x＞fτ

式中：n為齒輪箱端蓋螺栓個(gè)數(shù)；

fn為軸承載荷縱向分力；

μ為軸承蓋與螺母接觸面摩擦系數(shù)；

fτ為軸承載荷水平分力。

可以得到安裝工況下螺栓的預(yù)緊載荷應(yīng)滿足：

步驟5：根據(jù)步驟3和步驟4綜合確定端蓋螺栓預(yù)緊力

根據(jù)安裝工況以及滑動(dòng)軸承運(yùn)行工況的要求，可得齒輪箱端蓋螺栓預(yù)緊載荷的范圍為：

根據(jù)有限元計(jì)算得到各變形值與螺栓預(yù)緊力的關(guān)系曲線，對(duì)曲線求斜率得：

k1＝0.00014mm/kn，k2＝0.00025mm/kn，k3＝0.003mm/kn，k4＝0.00057mm/kn

根據(jù)軸承力計(jì)算得到軸承水平方向載荷為fτ＝10.5kn，豎直方向載荷為fn＝0，其中，豎直方向?yàn)槁菟ㄟB接的方向。端蓋螺栓個(gè)數(shù)為2，摩擦系數(shù)μ＝0.15。

根據(jù)計(jì)算結(jié)果并依據(jù)經(jīng)驗(yàn)和參考機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，確定各變形量的要求為a1＝0.013mm，a2＝0.022mm，c1＝0.132mm，c2＝0.025mm。將以上數(shù)據(jù)帶入公式計(jì)算得出螺栓的預(yù)緊載荷范圍為：44kn<x<88kn

參考該軸承安裝配合要求，螺栓預(yù)緊載荷取80kn。

步驟6：確定端蓋與箱體間安裝間隙值

根據(jù)步驟3和步驟4的要求，確定螺栓載荷的大小。根據(jù)確定的螺栓載荷計(jì)算安裝間隙值的范圍為：

帶入計(jì)算數(shù)據(jù)得初始安裝間隙值的范圍為：0.132mm<c1<0.24mm

參考該軸承安裝配合要求，初始安裝間隙值取0.2mm。