CN113513574A - 一种大功率船用齿轮箱的离合器部件 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，包括弹性扭力轴、空心轴齿轮、离合器座、离合器和油缸轴，所述弹性扭力轴和空心轴齿轮联接，弹性扭力轴通过轴承支撑在离合器法兰上，所述弹性扭力轴和离合器座联接，所述离合器包括离合器座、离合器法兰、离合器外壳齿轮和油缸轴，离合器法兰、离合器外壳齿轮和油缸轴通过螺栓连接成为一个整体。本发明的离合部件整体鲁棒性好，结构稳健，减小了轴承和齿轮的偏载，减小了离合器的附加动载荷，所以提高了离合器部件轴承和齿轮及摩擦片的使用寿命，从而提高了齿轮箱的使用寿命，也降低了齿轮箱的维护成本。各参数的优化，降低了齿轮箱的体积，提高了齿轮箱的功率密度。

Description

一种大功率船用齿轮箱的离合器部件

技术领域

本发明涉及船用齿轮箱领域，具体涉及一种大功率船用齿轮箱的离合器部件。

背景技术

对于大型船舶的使用寿命一般是15到20年，有的甚至到30年，配套的大型柴油机功率大且转速相对较低，而船用齿轮箱的使用寿命往往不到15年，有的甚至只有连续使用的几千小时的设计寿命。而实际使用寿命低通常由于设计、制造的原因，和使用不当的缘故，实际情况是齿轮箱的使用寿命远没有达到船舶使用寿命。

船用大齿轮箱GWC系列的离合器部件在离合器接排后是轴承支撑是超静定结构，同一轴线上有4个轴承布置。离合器部件轴齿轮两端轴承的轴承滚子在出厂试验后，滚子上的损伤痕迹明显比例比较高，尤其是功率越大的齿轮箱损伤越是明显，影响使用寿命。而离合器部件离合器外壳上调心滚子轴承无任何损伤。船用大齿轮箱GWC系列齿轮箱有个先天的硬伤或者隐患，对箱体加工精度很敏感，即鲁棒性差。

对于大型船舶齿轮箱，顺、倒车离合器部件离合器轴承孔轴心线和轴齿轮轴承孔轴心线同轴度过大，超过了轴承允许倾斜角度；而离合器座和齿轮传动轴是过盈连接，是一个刚体（也有方案是：两者是用花键联结的，但是离合器座两端和齿轮传动轴是用圆柱面配合定位的。也可以看做是一个刚体）。离合器接排前，离合器和轴齿轮是各自独立的，轴承就没有受到附加动载荷。离合器接排后，若摩擦片没有滑动，离合器和轴齿轮可看作刚性整体，轴承就受到很大附加动载荷，使摩擦片有微量滑动（影响摩擦片使用寿命），轴承也受到相当大附加动载荷；不接排时则不受附加动载荷。同轴度差还导致轴的摆动，轴的摆动导致轴承的摆动。由于齿轮轴的刚性很大，轴变形产生对轴承的负荷也很大，使轴承产生偏载，导致轴承损坏。

船用齿轮箱滑动轴承一般用巴氏合金，巴氏合金硬度很低。所以用滑动轴承轴系，不能用过定位结构，或者轴系必须是个弹性结构。滑动轴承如果设计和使用合理，使用寿命远超过滚动轴承，制造成本会远低于滚动轴承。

同时，大型柴油机型号众多，而船舶数量有限，大型船舶齿轮箱由于制造数量少，为小批量生产，往往导致齿轮箱功率密度低，制造成本过高，所以必须进行优化设计。

发明内容

为解决现有技术中存在的上述问题，本发明提供了一种大功率船用齿轮箱的离合器部件。

本发明的技术方案如下：一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，包括弹性扭力轴、空心轴齿轮、离合器座、离合器和油缸轴，所述弹性扭力轴和空心轴齿轮联接，弹性扭力轴通过轴承支撑在离合器法兰上，所述弹性扭力轴和离合器座联接，所述离合器包括离合器座、离合器法兰、离合器外壳齿轮和离合器油缸轴，离合器法兰、离合器外壳齿轮和离合器油缸轴通过螺栓连接成为一个整体，所述空心轴齿轮上设有空心轴齿轮轴承，所述空心轴齿轮轴承为滑动轴承，离合器法兰由离合器法兰轴承支撑，所述油缸轴由离合器油缸轴轴承支撑；若所述离合器法兰轴承为滑动轴承时，所述离合器油缸轴轴承为滑动轴承；若所述离合器法兰轴承为滚动轴承时，所述离合器油缸轴轴承为滚动轴承。

所述空心轴齿轮轴承为径向滑动轴承，所述空心轴齿轮的左侧设有空心轴齿轮推力轴承，所述空心轴齿轮推力轴承为推力瓦或滚动轴承。

所述空心轴齿轮轴承为径向单向止推滑动轴承，所述空心轴齿轮两端各带止推挡肩。

若所述离合器油缸轴轴承为径向滑动轴承时，所述油缸轴的右端设有离合器油缸轴推力轴承，所述离合器油缸轴推力轴承为推力瓦或四点接触轴承；若所述离合器油缸轴推力轴承为径向双向止推滑动轴承时，所述径向止推滑动轴承通过承推轴承套设置在油缸轴上。

若所述离合器油缸轴轴承为圆柱滚子轴承时，所述离合器法兰上轴承为圆柱滚子轴承，所述油缸轴的右端设有离合器油缸轴推力轴承，所述离合器油缸轴推力轴承为推力瓦或四点接触轴承；当所述离合器油缸轴轴承为双列调心滚子轴承时，所述离合器法兰轴承为圆柱滚子轴承。

所述弹性扭力轴和离合器座通过花键或锥度带键或圆柱带键过盈联接；所述空心轴齿轮和弹性扭力轴通过骑缝销相互联接或通过传动销和螺栓固定或者花键联接 ，所述弹性扭力轴通过轴承支撑在离合器法兰的内孔上，所述轴承为滚动轴承或滑动轴承。

所述离合器法兰轴承，空心轴齿轮轴承和离合器油缸轴轴承为偏载自适应滑动轴承。

所述油缸轴上设有输入从动齿轮，所述油缸轴与输入从动齿轮之间采用台阶轴液压拆装过盈连接。

离合器部件的扭矩的通过以下方式确定：

1）统计所有大功率柴油机功率和转速，按扭矩大小最优化分段区间：扭矩区间

，

，

，

，

，……

；

2）统计每个区间内的各款柴油机的年销售量，a₁+ a₂+ a₃+ a₄+ a₅+……+ a_m=1；a₁，a₂，a₃，a₄，a₅，……为该区间内某扭矩的柴油机的年产量的百分比；

3）Q= a₁Q₁+ a₂Q₂+ a₃Q₃+ a₄Q₄+ a₅Q₅+……+ a_mQ_m；Q₁，Q₂，Q₃，Q₄，Q₅，……为区间内单个柴油机扭矩，Q则为某个区间段的名义扭矩，为该区间段确定一款齿轮箱离合器的名义扭矩；

4）Q= vQ_j，v为基本型Ⅰ和基本型Ⅱ离合器部件在同中心齿轮箱中第一级变速比，Q_j即为所优化的某一挡离合器基本扭矩，也即基本型Ⅲ离合器部件的扭矩值；通过柴油机参数和船舶参数的博弈优化和反复优化迭代进行修正。

大功率齿轮箱的减速比通过以下方式确定：

对于同中心齿轮箱离合器部件，统计所有配套船型及配套大功率螺旋桨参数，统计所有功率大于等于螺旋桨的大功率柴油机；大功率柴油机转速/大功率螺旋桨转速=大功率齿轮箱减速比；离合器输出级为固定速比，同一款齿轮箱用同样的离合器、输出部件、艉轴直径和同样的箱体，离合器输入级为可变速比，通过和柴油机参数的博弈优化和反复优化迭代，一般第一级可变速比从增速比v从1.75到减速比-1.7最合理，第二级为固定速比u。

离合器部件的主动齿轮的最优模数Mn、最优齿数Z、最优齿宽b、最优螺旋角β通过以下方式确定：

；

接触强度要求，按船规要求，u为速比，σ_H为接触应力，σ_HP为许用接触应力；

弯曲强度要求，按船规要求，σ_F为弯曲应力，σ_FP为许用弯曲应力；

离合器弹性扭力轴直径d的确定，按船规要求，P为传递功率，单位为kW，n为弹性扭力轴转速，单位为rpm；σ_u为船规所规定的材料最低抗拉强度，单位为N/mm²；

空心离合器主动齿轮齿数Z的确定，d₁=Z×M_n；

h为全齿高，d_f为空心离合器主动齿轮齿根圆直径，d_n为内孔直径，x为齿轮内孔和弹性扭力轴的间隙；

b/d₁为空心离合器主动齿轮宽径比；

u为空心离合器主动齿轮减速比。

本发明减小了齿轮和轴承偏载，提高了离合器部件的离合器和轴承及齿轮的使用寿命，离合器部件整体鲁棒性好，结构稳健，从而提高了齿轮箱的使用寿命。整机轴向尺寸短，结构紧凑，速比优化合理，功率密度高。空心轴齿轮和滑动轴承的低成本降低了整个齿轮箱的生产成本，滑动轴承的长寿命，提高的整个齿轮箱的使用寿命，也降低了齿轮箱的维护成本。

附图说明

图1为本发明的基本型原理图；

图2为本发明的基本型Ⅰ原理图；

图3为本发明的基本型Ⅱ原理图；

图4为本发明的基本型Ⅲ原理图；

图5为顺车离合部件的（基本型Ⅱ）结构示意图；

图6为顺车离合部件的（基本型Ⅱ）结构示意图；

图7为顺车离合部件的（基本型Ⅱ）结构示意图；

图8为顺车离合部件的（基本型Ⅱ）结构示意图；

图9为顺车离合部件的（基本型Ⅱ）结构示意图；

图10为顺车离合部件的（基本型Ⅰ）结构示意图；

图11为顺车离合部件的（基本型Ⅰ）结构示意图；

图12为顺车离合部件的（基本型Ⅰ）结构示意图；

图13为倒车离合部件的（基本型Ⅱ）结构示意图（带自适应轴承）；

图14为顺车离合部件的（基本型Ⅲ）结构示意图（带自适应轴承）；

图15为扭力轴与空心轴齿轮的联接示意图；

图16为扭力轴与空心轴齿轮的联接示意图；

图17为扭力轴与空心轴齿轮的联接示意图；

图18为偏载自适应滑动轴承的示意图；

图19为偏载自适应滑动轴承的示意图；

图20为大功率船用齿轮箱参数优化的路线图；

图中：1-弹性扭力轴，2-空心轴齿轮，3-离合器座，4-离合器，5-油缸轴，6-离合器外壳齿轮，7-离合器法兰轴承，8-离合器油缸轴推力轴承，9-空心轴齿轮轴承，10-轴承，11-单向径向止推滑动轴承，12-承推轴承套，13-空心轴齿轮推力轴承，14-离合器油缸轴轴承，15-承推板，16-传动销，17-定位板，18-推力瓦，19-离合器油缸轴四点接触轴承，20-螺钉，21-圆螺母，22-偏载自适应滑动轴承，23-骑缝销，24-输入从动齿轮，25-输入法兰，26-花键，27-定位板，28-承推板，29-推力座，30-油缸轴台阶，31-摩擦层和涂层，32-离合器法兰。33-离合器法兰滚动轴承，34-离合器油缸轴滚动轴承，35-离合器法兰滑动轴承，36-离合器油缸轴滑动轴承，37-离合器法兰球轴承，38-双向径向止推滑动轴承，39-离合器油缸轴四点接触轴承，40-离合器法兰双列调心轴承，41-圆柱滚子轴承，42-双列调心轴承，43-离合器油缸轴推力瓦，44-离合器法兰偏载自适应滑动轴承，45-离合器油缸轴偏载自适应滑动轴承。

具体实施方式：

以下结合附图对本发明作进一步说明：

如图1-14所示，一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，包括弹性扭力轴1、空心轴齿轮2、离合器座3、离合器4和离合器油缸轴5，所述弹性扭力轴1和空心轴齿轮2联接，弹性扭力轴1通过轴承10支撑在离合器法兰32上，所述弹性扭力轴1和离合器座3联接，所述离合器4包括离合器座3、离合器法兰32、离合器外壳齿轮6和油缸轴5，离合器法兰32、离合器外壳齿轮6和油缸轴5通过螺栓联接成为一个整体，所述空心轴齿轮2上设有空心轴齿轮轴承9，所述空心轴齿轮轴承9为滑动轴承，离合器法兰32由离合器法兰轴承7支撑，所述油缸轴5由离合器油缸轴轴承14支撑；当所述离合器法兰轴承7为滑动轴承时，所述离合器油缸轴轴承14为滑动轴承；当所述离合器法兰轴承7为滚动轴承时，所述离合器油缸轴轴承14为滚动轴承。

空心轴齿轮2和离合器部分承受推力由三种方法，第一种用推力瓦承受前后轴向推力，第二种用径向止推滑动轴承承受轴向推力，第三种用四点接触轴承承受前后轴向推力。另外，离合器部分承受推力还可以用双列调心滚子轴承承受。

对于空心轴齿轮轴承9的布置方式：所述空心轴齿轮轴承9为径向滑动轴承，所述空心轴齿轮2的左侧设有空心轴齿轮推力轴承13，所述空心轴齿轮推力轴承13为推力瓦或滚动轴承。所述空心轴齿轮轴承9为径向单向止推滑动轴承11，所述空心轴齿轮2两端各带止推挡肩。

对于离合器上的轴承布置方式：当所述离合器油缸轴轴承14为径向滑动轴承时，所述油缸轴5的右端设有离合器油缸轴推力轴承8，所述离合器油缸轴推力轴承8为推力瓦或四点接触轴承；当所述离合器油缸轴轴承14为径向双向止推滑动轴承38时，所述径向双向止推滑动轴承通过承推轴承套12设置在油缸轴5上。当所述离合器油缸轴轴承14为圆柱滚子轴承时，所述离合器法兰32上轴承7为圆柱滚子轴承，所述油缸轴5的右端设有离合器油缸轴推力轴承8，所述离合器油缸轴推力轴承8为推力瓦或四点接触轴承。当所述离合器油缸轴轴承14为双列调心滚子轴承时，所述离合器法兰轴承7为圆柱滚子轴承。

如图1所示，图1为基本型；用于大功率或超大功率输入、输出同中心齿轮箱，空心轴齿轮和离合器两部分通过与弹性扭力轴联接传动扭矩，空心轴齿轮以两个滑动轴承支承，离合器部分以两个滑动轴承支承或者两个滚动轴承支承；空心轴齿轮和离合器两部分均通过推力瓦或者滚动轴承承受轴向推力。

如图2所示，图2为基本型Ⅰ，特点是：用于大功率输入、输出同中心齿轮箱，离合器油缸轴轴承和离合器法兰轴承均为滚动轴承，轴向推力轴承可以是推力瓦或者四点接触轴承，当离合器油缸轴滚动轴承用双列调心滚子轴承时不需要推力轴承。当空心轴齿轮用径向止推滑动轴承时不需要推力轴承。

如图3所示，图3为基本型Ⅱ，特点是：用于超大功率输入、输出同中心的齿轮箱，离合器油缸轴轴承和离合器法兰轴承均为滑动轴承，轴向推力轴承可以是推力瓦或者四点接触轴承；当离合器油缸轴滑动轴承用径向双向止推滑动轴承时不需要推力轴承。当空心轴齿轮用径向单向止推滑动轴承时不需要推力轴承。

如图4所示，图4为基本型Ⅲ，特点是：动力从输入法兰直接输入，用于输入、输出垂直异中心的船用齿轮箱，由基本型Ⅰ演化而来，即动力直接从输入法兰输入，取消输入从动齿轮，输入法兰和离合器油缸轴联接。

如图10-12、15-17所示，空心轴齿轮2和弹性扭力轴1的联接方式有两种：第一种为空心轴齿轮2和弹性扭力轴1用骑缝销16扭矩，用定位板17和螺栓固定扭力轴1位置。第二种为空心轴齿轮2和弹性扭力轴1用法兰方式联接，用传动销16和螺栓固定传递扭矩。第三种为空心轴齿轮2和弹性扭力轴1用花键联接，用定位板27和螺栓固定扭力轴1位置。

如图15所示，弹性扭力轴1空心轴齿轮2通过花键和定位板27及螺栓传递扭矩；如图16所示，弹性扭力轴1和空心轴齿轮2通过传动销16及螺栓传递扭矩；如图17所示，弹性扭力轴1和空心轴齿轮2和骑缝销16和推力座29及螺栓传递扭矩。

如图5-9所示，弹性扭力轴1和离合器座3的联接方式有三种：第一种为弹性扭力轴1和离合器座3用花键联结，第二种为弹性扭力轴1和离合器座3用锥度带键过盈联结，第三种为弹性扭力轴1和离合器座3用圆柱带键过盈联结。

图5为顺车离合部件的基本型Ⅱ结构示意图；用于超大功率输入、输出同中心的齿轮箱，离合器法兰轴承为径向滑动轴承35和离合器油缸轴轴承为双向止推径向滑动轴承38，空心轴齿轮轴承为两个推滑动轴承9。弹性扭力轴1和空心轴齿轮2通过骑缝销16和压板定位板17及螺栓传递扭矩。空心轴齿轮推力轴承（左推力轴承）为推力瓦18。弹性扭力轴1通过球轴承支承37在离合器法兰32上。

图6为顺车离合部件的基本型Ⅱ结构示意图；用于超大功率输入、输出同中心的齿轮箱，离合器法兰轴承为径向滑动轴承35，空心轴齿轮轴承9为两个径向单向止推滑动轴承11，空心轴齿轮2两端各带止推挡肩。离合器油缸轴轴承为径向双向止推滑动轴承38。弹性扭力轴1和空心轴齿轮2通过骑缝销16和压板定位板17及螺栓传递扭矩。弹性扭力轴1通过球轴承支承37在离合器法兰32上。

图7为顺车离合部件的基本型Ⅱ结构示意图；用于超大功率输入、输出同中心的齿轮箱，离合器法兰轴承35、空心轴齿轮轴承9、离合器油缸轴轴承36均为径向滑动轴承，空心轴齿轮推力轴承和离合器油缸轴推力轴承（左、右推力轴承）为推力瓦18和43，推力瓦43在承推板28上。弹性扭力轴1和空心轴齿轮2通过花键和定位压板27及螺栓传递扭矩。弹性扭力轴1通过双列调心轴承40支承在离合器法兰32上。

图8为顺车离合部件的基本型Ⅱ结构示意图；用于超大功率输入、输出同中心的齿轮箱，离合器法兰轴承35、空心轴齿轮轴承9、离合器油缸轴轴36承均为径向滑动轴承，空心轴齿轮2推力轴承为推力瓦18，离合器油缸轴5推力轴承为推力瓦43，推力瓦43在承推板28上。弹性扭力轴1和空心轴齿轮2通过骑缝销16和定位压板17及螺栓传递扭矩。弹性扭力轴1通过双列调心轴承40支承在离合器法兰32上。

图9为顺车离合部件的基本型Ⅱ结构示意图；用于超大功率输入、输出同中心的齿轮箱，离合器法兰轴承35、空心轴齿轮轴承9、离合器油缸轴轴承36均为径向滑动轴承，空心轴齿轮2推力轴承为四点接触轴承19，离合器油缸轴5推力轴承为四点接触轴承39。弹性扭力轴1和空心轴齿轮2通过传动销16及螺栓传递扭矩。弹性扭力轴通过球轴承37支承在离合器法兰32上。

图10为顺车离合部件的基本型Ⅰ结构示意图；用于大功率输入、输出同中心的齿轮箱，离合器法兰轴承为短圆柱轴承41，离合器油缸轴轴承为双列调心滚子轴承42，空心轴齿轮轴承为两个径向滑动轴承9，空心轴齿轮2推力轴承为四点接触轴承19。弹性扭力轴1和空心轴齿轮2通过传动销16及螺栓传递扭矩，由圆螺母21固定四点接触轴承19。弹性扭力轴通过滑动轴承10支承在离合器法兰32上。

图11为顺车离合部件的基本型Ⅰ结构示意图；用于大功率输入、输出同中心的齿轮箱，离合器法兰轴承为短圆柱轴承41，离合器油缸轴轴承为双列调心滚子轴承42，空心轴齿轮轴承为两个径向滑动轴承9，空心轴齿轮2推力轴承为四点接触轴承19。弹性扭力轴1和空心轴齿轮2通过骑缝销16和推力座29及螺栓传递扭矩。由圆螺母21固定四点接触轴承19在推力座29上。弹性扭力轴通过滑动轴承10支承在离合器法兰32上。

图12为顺车离合部件的基本型Ⅰ结构示意图；用于大功率输入、输出同中心的齿轮箱，离合器法兰轴承为短圆柱轴承41，离合器油缸轴轴承为双列调心滚子轴承42，空心轴齿轮轴承为两个径向滑动轴承9，空心轴齿轮2推力轴承为推力瓦18，推力瓦18在推力座29上。弹性扭力轴1和空心轴齿轮2通过骑缝销16和推力座29及螺栓20传递扭矩。弹性扭力轴通过滑动轴承10支承在离合器法兰32上。

图13为倒车离合部件的基本型Ⅱ结构示意图；用于超大功率输入、输出同中心的齿轮箱，离合器法兰轴承、空心轴齿轮轴承、离合器油缸轴轴承均为自适应径向滑动轴承，离合器法兰偏载自适应滑动轴承44、空心轴齿轮偏载自适应滑动轴承22、离合器油缸轴偏载自适应滑动轴承45，空心轴齿轮推力轴承、离合器油缸轴推力轴承（左、右推力轴承）为推力瓦18、43。弹性扭力轴1和空心轴齿轮通2过骑缝销16和定位板17及螺栓传递扭矩。弹性扭力轴1通过球轴承37支承在离合器法兰32上。

图14为顺车离合部件的基本型Ⅲ结构示意图；用于大功率输入、输出异中心的齿轮箱，离合器法兰轴承、空心轴齿轮轴承、离合器油缸轴轴承均为自适应径向滑动轴承，离合器法兰偏载自适应滑动轴承44、空心轴齿轮偏载自适应滑动轴承22、离合器油缸轴偏载自适应滑动轴承45，空心轴齿轮推力轴承、离合器油缸轴推力轴承（左、右推力轴承）为推力瓦18、43。弹性扭力轴1和空心轴齿轮通2过骑缝销16和定位板17及螺栓传递扭矩。弹性扭力轴1通过双列调心轴承40支承在离合器法兰32上。输入法兰25联结在离合器油缸轴5上。

如图18-19及图13-14所示，离合器法兰偏载自适应滑动轴承44、空心轴齿轮偏载自适应滑动轴承22、离合器油缸轴偏载自适应滑动轴承45，所述偏载自适应滑动轴承的内侧设有摩擦层和涂层31。由于齿轮箱体积很大，箱体刚度会变小，如果需要增加箱体刚度，箱体重量会大为增加。齿轮箱箱体也会随着船体的变形，滑动轴承会有偏载的可能；由于艉轴比较长，相对刚度变小，艉轴容易弯曲，造成齿轮箱输出级偏载。

偏载自适应滑动轴承与一般的滑动轴承相比内径不变，外径两边变薄，中间外径不变支承在箱体上；当载荷发生偏载时，轴微量偏斜，由于外径中间和箱体孔接触面积比较小，轴承端面比较薄，轴承会随着轴的轴线微量偏斜，轴承的端面部分也会随着轴线变形，所以称为偏载自适应滑动轴承。

当离合部件为顺车部件时，所述油缸轴5上设有输入从动齿轮24，所述油缸轴5与输入从动齿轮24之间采用台阶轴过盈联接，油缸轴台阶30（如图5-9所示）。当离合部件为垂直异中心结构齿轮箱输入部件时，所述油缸轴5的端部通过输入法兰25，油缸轴5联结输入法兰25，用锥度过盈联结或者锥度带键联结，（如图14所示）。

图20为本发明离合器部件的参数优化图，按照大功率柴油机的参数值确定船用齿轮箱的离合器部件结构，对于大功率船用齿轮箱确定最优结构，对于输入、输出同中心齿轮箱，离合器结构为基本型Ⅰ（如图1所示）和基本型Ⅱ（如图2所示）；对于输入、输出异中心齿轮箱，离合器结构为基本型Ⅲ（如图3所示）；再按市场上所有船用柴油机的参数值确定最优离合器扭矩值、确定最优离合器扭力轴直径，通过船舶参数和柴油机参数确定最优齿轮箱推力和空心离合器主动齿轮减速比和离合器从动齿轮增、减速比，最后优化出空心离合器主动齿轮最佳齿数、模数、齿宽、螺旋角。离合器和扭力轴及空心离合器主动齿轮的传递扭矩一样大，符合船规要求；符合等强度设计要求。按齿轮箱体积最小优化出齿轮箱最佳中心距（确定中心距和减速比）。

离合器部件扭矩通过以下方式确定：

1）统计所有大功率柴油机功率和转速，按扭矩大小最优化分段区间：扭矩区间

，

，

，

，

，……

；

2）统计每个区间内的各款柴油机的年销售量，a₁+ a₂+ a₃+ a₄+ a₅+······+a_m=1； a₁，a₂，a₃，a₄，a₅，······为该区间内某扭矩的柴油机的年产量的百分比；

3）Q= a₁Q₁+ a₂Q₂+ a₃Q₃+ a₄Q₄+ a₅Q₅+······+ a_mQ_m；Q₁，Q₂，Q₃，Q₄，Q₅，······为区间内单个柴油机扭矩。Q则为某个区间段的名义扭矩，为该区间段确定一款齿轮箱离合器的名义扭矩；

4）Q= vQ_j，v为基本型Ⅰ和基本型Ⅱ离合器部件在同中心齿轮箱中第一级变速比，Q_j即为所优化的某一挡离合器基本扭矩，也即基本型Ⅲ离合器部件的扭矩值；通过柴油机参数和船舶参数的博弈优化和反复优化迭代进行修正。

通过柴油机转速和螺旋桨转速统计数据优化出齿轮箱的最优减速比：对于同中心齿轮箱离合器部件，统计所有配套船型及配套大功率螺旋桨参数，统计所有功率大于等于螺旋桨的大功率柴油机；大功率柴油机转速/大功率螺旋桨转速=大功率齿轮箱减速比。离合器输出级为固定速比，同一款齿轮箱用同样的离合器、输出部件、艉轴直径和同样的箱体，离合器输入级为可变速比，通过和柴油机参数的博弈优化和反复优化迭代，一般第一级可变速比从增速比v从1.75到减速比-1.7最合理，第二级为固定速比u。这样把多款柴油机统一成配套同一款离合器部件和同一款齿轮箱，可以优化到最低制造成本和最低管理成本。

空心离合器主动齿轮参数的优化确定：得出最优模数Mn、最优齿数Z、最优齿宽b、最优螺旋角β。

公式

为通用的船规标准；

接触强度要求，按船规要求，u为速比，σ_H为接触应力，σ_HP为许用接触应力；

弯曲强度要求，按船规要求，σ_F为弯曲应力，σ_FP为许用弯曲应力；

离合器扭力轴直径d的确定，按船规要求，P为传递功率，单位为kW，n为扭力轴转速，单位为rpm；σ_u为船规所规定的材料最低抗拉强度，单位为N/mm²；

空心离合器主动齿轮齿数Z的确定，d₁=Z×M_n；

h为全齿高，d_f为空心离合器主动齿轮齿根圆直径，d_n为内孔直径，x为齿轮内孔和扭力轴的间隙；

b/d₁为空心离合器主动齿轮宽径比；

u为空心离合器主动齿轮减速比。

本发明减小了齿轮和轴承的偏载，减小了离合器的附加动载荷，由于大型柴油机功率大，转速相对较低，所以齿轮箱的减速比相对较小，齿轮宽径比较小 ，所以提高了离合器部件的离合器和轴承及齿轮的使用寿命，离合器部件整体鲁棒性好，结构稳健，从而提高了齿轮箱的使用寿命。整机轴向尺寸短，结构紧凑，速比优化合理，功率密度高。空心轴齿轮和滑动轴承的低成本降低了整个齿轮箱的生产成本，滑动轴承的长寿命，提高的整个齿轮箱的使用寿命，也降低了齿轮箱的维护成本。

Claims (10)

1.一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，包括弹性扭力轴（1）、空心轴齿轮（2）、离合器座（3）、离合器（4）和油缸轴（5），其特征在于：所述弹性扭力轴（1）和空心轴齿轮（2）联接，弹性扭力轴（1）通过轴承（10）支撑在离合器法兰（32）上，所述弹性扭力轴（1）和离合器座（3）联接，所述离合器（4）包括离合器座（3）、离合器法兰（32）、离合器外壳齿轮（6）和油缸轴（5），离合器法兰（32）、离合器外壳齿轮（6）和油缸轴（5）通过螺栓连接成为一个整体，所述空心轴齿轮（2）上设有空心轴齿轮轴承（9），所述空心轴齿轮轴承（9）为滑动轴承，离合器法兰（32）由离合器法兰轴承（7）支撑，所述油缸轴（5）由离合器油缸轴轴承（14）支撑；若所述离合器法兰轴承（7）为滑动轴承时，所述离合器油缸轴轴承（14）为滑动轴承；若所述离合器法兰轴承（7）为滚动轴承时，所述离合器油缸轴轴承（14）为滚动轴承。

2.如权利要求1所述的一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，其特征在于：所述空心轴齿轮轴承（9）为径向滑动轴承，所述空心轴齿轮（2）的左侧设有空心轴齿轮推力轴承（13），所述空心轴齿轮推力轴承（13）为推力瓦或滚动轴承。

3.如权利要求1所述的一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，其特征在于：所述空心轴齿轮轴承（9）为径向单向止推滑动轴承（11），所述空心轴齿轮（2）两端各带止推挡肩。

4.如权利要求1所述的一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，其特征在于：若所述离合器油缸轴轴承（14）为径向滑动轴承时，所述油缸轴（5）的右端设有离合器油缸轴推力轴承（8），所述离合器油缸轴推力轴承（8）为推力瓦或四点接触轴承；若所述离合器油缸轴推力轴承（8）为径向双向止推滑动轴承（38）时，所述径向止推滑动轴承（38）通过承推轴承套（12）设置在油缸轴（5）上。

5.如权利要求1所述的一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，其特征在于：若所述离合器油缸轴轴承（14）为圆柱滚子轴承时，所述离合器法兰（32）上轴承（7）为圆柱滚子轴承，所述油缸轴（5）的右端设有离合器油缸轴推力轴承（8），所述离合器油缸轴推力轴承（8）为推力瓦或四点接触轴承；若所述离合器油缸轴轴承（14）为双列调心滚子轴承时，所述离合器法兰轴承（7）为圆柱滚子轴承。

6.如权利要求1所述的一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，其特征在于：所述弹性扭力轴（1）和离合器座（3）通过花键或锥度带键或圆柱带键过盈联接；所述空心轴齿轮（2）和弹性扭力轴（1）通过骑缝销（16）相互联接、或通过传动销和螺栓固定联接、或者花键联接 ，所述弹性扭力轴（1）通过轴承（10）支撑在离合器法兰（32）的内孔上，所述轴承（10）为滚动轴承或滑动轴承。

7.如权利要求1所述的一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，其特征在于：所述离合器法兰轴承（7）、空心轴齿轮轴承（9）和离合器油缸轴轴承（14）为偏载自适应滑动轴承，所述油缸轴（5）上设有输入从动齿轮（24），所述油缸轴（5）与输入从动齿轮（24）之间采用台阶轴液压拆装过盈连接。

8.如权利要求1所述的一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，其特征在于：离合器部件的扭矩的通过以下方式确定：

1）统计所有大功率柴油机功率和转速，按扭矩大小最优化分段区间：扭矩区间

，

，

，

，

，……

；

2）统计每个区间内的各款柴油机的年销售量，a₁+ a₂+ a₃+ a₄+ a₅+……+ a_m=1； a₁，a₂，a₃，a₄，a₅，……为该区间内某扭矩的柴油机的年产量的百分比；

3）Q= a₁Q₁+ a₂Q₂+ a₃Q₃+ a₄Q₄+ a₅Q₅+……+ a_mQ_m；Q₁，Q₂，Q₃，Q₄，Q₅，……为区间内单个柴油机扭矩，Q则为某个区间段的名义扭矩，为该区间段确定一款齿轮箱离合器的名义扭矩；

4）Q= vQ_j，v为基本型Ⅰ和基本型Ⅱ离合器部件在同中心齿轮箱中第一级变速比，Q_j即为所优化的某一挡离合器基本扭矩，也即基本型Ⅲ离合器部件的扭矩值；通过柴油机参数和船舶参数的博弈优化和反复优化迭代进行修正。

9.如权利要求1所述的一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，其特征在于：大功率齿轮箱的减速比通过以下方式确定：

对于同中心齿轮箱离合器部件，统计所有配套船型及配套大功率螺旋桨参数，统计所有功率大于等于螺旋桨的大功率柴油机；大功率柴油机转速/大功率螺旋桨转速=大功率齿轮箱减速比；离合器输出级为固定速比，同一款齿轮箱用同样的离合器、输出部件、艉轴直径和同样的箱体，离合器输入级为可变速比，通过和柴油机参数的博弈优化和反复优化迭代，一般第一级可变速比从增速比v从1.75到减速比-1.7最合理，第二级为固定速比u。

10.如权利要求1所述的一种大功率船用齿轮箱的离合器部件，其特征在于：离合器部件的主动齿轮的最优模数Mn、最优齿数Z、最优齿宽b、最优螺旋角β通过以下方式确定：

；

接触强度要求，按船规要求，u为速比，σ_H为接触应力，σ_HP为许用接触应力；

弯曲强度要求，按船规要求，σ_F为弯曲应力，σ_FP为许用弯曲应力；

离合器弹性扭力轴直径d的确定，按船规要求，P为传递功率，单位为kW，n为弹性扭力轴转速，单位为rpm；σ_u为船规所规定的材料最低抗拉强度，单位为N/mm²；

空心离合器主动齿轮齿数Z的确定，d₁=Z×M_n；

h为全齿高，d_f为空心离合器主动齿轮齿根圆直径，d_n为内孔直径，x为齿轮内孔和弹性扭力轴的间隙；

b/d₁为空心离合器主动齿轮宽径比；

u为空心离合器主动齿轮减速比。

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