以厚壁圓筒理論為基礎,分析艉管軸承壓裝過程中的應力和應變,推導總過盈量和接觸壓力的計算公式,并對比國內(nèi)船標和各國外廠家計算公式的差異。以某項目為例,進行對比計算,并給出相關建議。 

【文章來源】：船舶設計通訊. 2020,(01)

【文章頁數(shù)】：5 頁

【圖文】：

厚壁圓筒模型的幾何關系

圖1 厚壁圓筒模型的幾何關系尾管后軸承的壓入計算可以簡化為組合厚壁圓筒，一般是先給定尾管軸承和尾管結(jié)構之間的過盈量，然后考慮軸承的壓入力是否在合理的范圍內(nèi)。如圖2所示，內(nèi)厚壁圓筒的內(nèi)外直徑分別為r1和r2材料的泊松比為v1，彈性模量為E1，外厚壁圓筒的內(nèi)外徑為r2和r3，材料的泊松比為v2，彈性模量為E2，內(nèi)外厚壁圓筒之間的壓力相等p1=p2都為p。圖3表示的是只有內(nèi)壓和只有外壓厚壁圓筒中徑向應力和周向應力與半徑r的變化關系。外厚壁圓筒僅受均勻內(nèi)壓p1=p，即p2=0；內(nèi)厚壁圓筒僅僅受均勻外壓p2=p，即p1=0。因此，可以得到內(nèi)外厚壁圓筒接觸面的總過盈量與接觸面壓力的關系，如式（3）和式（4）所示，式中δ=2u，為直徑過盈量。當材料特性確定后，軸承外表面和尾管內(nèi)表面的接觸壓力只與兩者之間的過盈量成正比，其比例系數(shù)與圓筒的直徑大小有關。

尾管后軸承的壓入計算可以簡化為組合厚壁圓筒，一般是先給定尾管軸承和尾管結(jié)構之間的過盈量，然后考慮軸承的壓入力是否在合理的范圍內(nèi)。如圖2所示，內(nèi)厚壁圓筒的內(nèi)外直徑分別為r1和r2材料的泊松比為v1，彈性模量為E1，外厚壁圓筒的內(nèi)外徑為r2和r3，材料的泊松比為v2，彈性模量為E2，內(nèi)外厚壁圓筒之間的壓力相等p1=p2都為p。圖3表示的是只有內(nèi)壓和只有外壓厚壁圓筒中徑向應力和周向應力與半徑r的變化關系。外厚壁圓筒僅受均勻內(nèi)壓p1=p，即p2=0；內(nèi)厚壁圓筒僅僅受均勻外壓p2=p，即p1=0。因此，可以得到內(nèi)外厚壁圓筒接觸面的總過盈量與接觸面壓力的關系，如式（3）和式（4）所示，式中δ=2u，為直徑過盈量。當材料特性確定后，軸承外表面和尾管內(nèi)表面的接觸壓力只與兩者之間的過盈量成正比，其比例系數(shù)與圓筒的直徑大小有關。對于油潤滑形式的白合金尾管軸承而言，白合金通過離心法鑄造在鑄鐵本體上，但白合金的強度遠低于鑄鐵的強度，且白合金和鑄鐵粘接處比較薄弱。一般要求白合金軸瓦和金屬軸承襯套的粘合性不小于白合金軸瓦材料屈服強度的4/5，國產(chǎn)白合金的抗拉強度通常為20～30 MPa。因此，軸承內(nèi)表面的周向應力必須小于白合金與鑄鐵粘接強度，再考慮一定的安全裕量，在10 MPa以下為宜。由此可以反推出軸承壓入時最大的表面接觸壓力和最大過盈量。計算出內(nèi)外厚壁圓筒之間的過盈壓力，乘以接觸面積和摩擦系數(shù)，就可以得到軸承的軸向推入力。


本文編號：3025840