轴系强度计算
在推进装置中，从主机（机组）的输出法兰到推进器之间以传动轴为主的整套设备称为轴系。轴系的基本任务是：连接主机（机组）与螺旋桨，将主机发出的功率传递给螺旋桨，同时又将螺旋桨所产生的推力通过推力轴承传给船体，以实现推进船舶的使命。
当机舱位置确定，主机布置好后，即可考虑轴系设计和布置。
4.1轴系的布置
4.1.1 传动轴的组成和基本轴径
传动轴一般由螺旋桨轴(尾轴)、中间轴和推力轴，以及将它们相连接的联轴器所组成。本船因其推力轴承已放置在减速齿轮箱中，所以不设推力轴。
而且本船螺旋桨轴不分段制造，最后本船传动轴组成设计成1根中间轴和1根螺旋桨轴。
轴的基本直径d(mm)应不小于按下式计算的值（考虑到标准化的要求，各轴轴径一般取不小于计算值的整数）
d=(4.1)
100
=
100)
6.5
=191.88C m m
C=1.0——中间轴的直轴部分，
d=m m，取200m m作为设计尺寸。
191.88
C=1.27——对于油润滑的且具有认可型油封装置的，或装有连续轴套（或轴承之间包有适当保护层）的具有键的螺旋桨轴
d=?=243.69m m，设计时取250m m。
191.881.2
C=1.05——尾尖舱隔舱壁前的尾轴或螺旋桨轴的直径可按圆锥减小，但在联轴器法兰处的最小直径应不小于C=1.05计算所得的值。
191.881.0
d=?=201.47m m，即螺旋桨轴在联轴器法兰处的最小直径应不小于201.47m m。
4.1.2 轴系布置的要求
传动轴位于水线以下，工作条件比较恶劣，在其运转时，还将受到螺旋桨所产生的阻力矩和推力的作用，使传动轴产生扭转应力和压缩应力；轴系本身重量使其产生的弯曲应力；轴系的安装误差、船体变形、轴系振动以及螺旋桨的水动力等所产生的附加应力等。上述诸力和力矩，往往还是周期变化的，在某些时候表现更为突出，例如船舶在紧急停车、颠繁倒车或转弯，或是在大风大浪中受到剧烈纵摇或横摇时，使传动轴所受负荷更大，有时甚至使它产生发热或损坏。
为了保证传动轴工作可靠，且有较长的寿命，在设计时必须使其有足够的强度、刚度、有合理酌结构尺寸，并尽可能减少其长度和重量，还必须考虑怎样有利于制造和管理等问题。
4.1.3 轴系的布置
本船轴系布置从齿轮箱法兰开始，至螺旋桨为止，包括：轴承位置及间距的选择；各种辅助设备选择与位置的决定；滑油与冷却水管系的布置。具体内容如下。
1、轴线的长度、数量、位置和倾角
（1）长度的确定
这是轴系设计首先遇到的环节。
轴线长度是由两个端点来决定，一个端点为主机(或齿轮箱)输出法兰的中心；另一个端点为螺旋桨的中心，此二端点间的距离，即为轴线的基本长度。
本船轴系长度为11.47m（传动轴的实际长度尚应考虑螺旋桨中心后用来装螺旋桨的尾轴伸出和螺纹部分）。
（2）轴线的倾角
一般的，船舶纵向倾角α约在00
0~5之间。有些双轴系的船舶，容许轴线在
0~3之间。
水平投影上离开船舶的中线面向外或向内偏斜，偏斜角β在00由于轴系倾斜给主机带不良的工作状态，降低螺旋桨有效推力，而且轴系重量也产生轴向分力，该力与推力方向相反，进一步降低了螺旋桨的有效推力，所以轴线最好设计成没有纵向倾角和横向偏斜角的形式。本船轴系设计成没有纵向倾角和横向偏斜角。
（3）轴线的数量和位置
本船是双轴系拖轮，轴线数目是2。
轴线位置和主机与螺旋桨的布置位置有关。螺旋桨的布置位置“2900kW近海拖轮总布置图”中已经确定，距设计水线1.9m，而主机位置在机舱布置图中给出，距设计水线也是1.9m，故轴线位置求出如下：
轴高度： 1.9m（无纵向倾角）
轴横向位置：距船中纵剖面2.8m，平行分布其两侧（无横向偏斜角）轴前后位置：螺旋桨中心线通过3号肋骨。
2、轴承的位置、数目与间距
（1）轴承位置的确定方法
为了减少船体变形对轴承负荷的影响，一般将中间轴承尽量靠近舱壁布置，某些小型船舶甚至可以直接将轴承布置在舱壁上。
轴线的位置是靠各轴承的布置位置来保证的，对本船来说采用拉线或望光法找到各档轴承的中心位置，这样轴承沿高低及水平方向的位置也就确定了。
本船是中型船舶螺旋桨重量不重，没必要对轴线常采用曲线安装法。
（2）中间轴承的数目和间距
a、轴承的数目
本船每道轴系设计1根中间轴，采用1个中间轴承。
b、轴承的间距
轴承间距的大小，对轴的弯曲变形、柔性和应力均有很大影响。适当减少轴承的数量，增加其间距，虽会增加一些由其本身重量所引起的弯矩和轴承负荷，但由于轴系变形的牵制减少、轴系的柔性增加，轴承的附加负荷也会减少，工作更为可靠。
最小轴承的间距：
min
l=（4.2）
=24.9
=183.46cm
=1.83m
式中：
z
d—轴径，20cm
故在进行轴系布置设计时，应力求使轴承的间距l＞
min 1.83
l=m。一般轴径的轴承间距参考以下2组经验公式
苏联作者尼古拉也夫推荐的公式
l≤559cm=5.59cm（4.3）
式中：
d——中间轴直径，cm。
z
西德劳氏船级社推荐的公式
l≤m（4.4）轴承间距也不能取得太大，因为轴系布置设计受工艺与安装工艺的限制，回旋振动(包括横向振动)的限制，而且轴承的间距太大就会使相应轴段的挠度因其重量的增加有所增大，造成轴承负荷分配的不均匀性。
综合考虑以上各因素以后，本船中间轴长度设计为3.6m。
（3）轴的法兰与轴承的间距
在不影响装卸的前提下，轴承应尽量靠近法兰布置，并尽可能使轴承中心到二连接法兰中心线的距离等于0.2l=0.72m（l为中间轴长度）
3、尾轴承的数目和间距
螺旋桨轴一般均用两道尾轴承支承,本船尾轴很长，每根螺旋桨轴设计3道尾轴轴承。
在船舶设计中，对尾轴承的间距要求比中间轴承严格。通过计算和实船调查，轴承间距l和尾轴基本直径d的比值推荐采用以下数据：
d＝400~650mm l d＞12
d＝230~400mm l d≈14~ 25
d＝80~ 230mm l d≈16~40
本船d=250，设计成l d=16.8，16.816.80.25 4.2
==?=m
l d
4.2轴系设计计算
4.2.1 轴的材料
轴一般用优质碳素钢或合金钢锻造，民用船舶广泛采用优质碳素钢，快艇及小艇需要减轻重量时可用合金钢。目前国内适用于轴系的钢材牌号是25，30，35号优质钢。根据本船类型，轴系各种轴都选用优质碳素。而35号钢在同类优质钢中材料性能最好，一般民用船舶轴系材料也都选用35号优质钢，所以本船轴的材料选用35号优质钢。
4.2.2 基本轴径计算
前面已经计算出，本船选用轴系的基本轴径：
中间轴200mm；
螺旋桨轴250mm；
本船齿轮箱自带推力轴，推力轴不需要设计。
4.2.3 螺旋桨轴
它位于轴系的最后端，末端装有螺旋桨，首部则与中间轴相连。为了满足螺旋桨从船外向内安装的要求，螺旋桨轴首端接可拆联轴节。故螺旋桨轴选用两端为锥体形式。
1、轴颈
轴颈是用来直接与尾轴承相按触的部分，它除承担传递动力外，尚有磨耗损失，轴颈比轴干的直径大5~30mm。本船尾轴设计成从外向里进行安装，为了便于安装，将前后的轴颈直径制成略有5mm差值(差值取值范围约2~l0mm)，其首部轴颈直径略小。
为了避免或减少应力集中，在轴于与轴颈的连接处，采用圆弧或斜锥过渡；为了减轻轴的重量，有时可采用空心轴的结构，不过本船都是实心轴。
根据轴干取值250mm设计轴颈直径：
前轴颈直径260mm；
中轴颈直径265mm；
后轴颈直径270mm。
2、锥体与螺纹部分
轴的首、尾端制成锥体，主要为了便于装、拆和紧固联轴器或螺旋桨。在轴系工作时，锥体部分承受着螺旋桨正倒车推力产生的压缩应力和拉应力，还承受着传递扭矩及某些振动力等。在锥体上的键槽及安装在它里面的键则承受着剪切应力及压应力；螺纹部分则用来安装紧固螺旋桨(联轴器)的螺帽，它主要承受拉应力及某些冲击载荷。
为了满足强度要求，它们应有一定的结构尺寸。对于首端的结构尺寸可按以下经验数据选定(参见下图) (尾端装联轴器处的尺寸可按船标有关数据选定)；
K D -锥体大端直径；K d -锥体小端直径；K l -锥体长；j l -键(槽)长；d 纹-螺纹直径；
l 纹-螺纹长；2k α-锥角；b -键(槽)宽。
图4.1 尾端的结构尺寸
锥形部分计算 a 、锥度K
可用锥体大小两个横断面直径差值与断面间距离的比值表示：
= （4.5）
我国现有船舶轴系的锥度，以采用1：15最多，依据这点，本船轴系锥度亦采用1：15。
b 、锥长：
(1.6~3.3)K K L D ==2k D （4.6） =2.66250? =665m m 式中：k D ——尾轴直径，250mm 。
c 、小端直径：
K k k d D K L =- （4.7） =250-115?665 =205.67m m
根据“钢质海船入级与建造规范”在联轴器法兰处的最小直径，即螺旋桨轴在联轴器法兰处的最小直径应不小于
191.8
81.0d =? =201.47m m 。
式中：C=1.05
将小端直径k d 与海规要求最小直径d 作差，k d >d ，满足了条件。 d 、大端直径 k D =250m m ，前面计算得。
2K K
K K
D d K tg L α-=
=115
键的主要尺寸 a 、键长j L
(0.9~0.98)j K L L ==0.9K L （4.8） =0.9665? =598.5m m b 、键宽b （单键）
(0.2~0.3)K b D ==0.25k D （4.9） =0.25250? =62.5m m c 、键高h
(0.5~0.6)h b ==0.5b (4.10)
=0.562.5? =31.25m m
尾端锥体的键槽是引起局部应力集中的原因之一。最危险的部位往往是锥体大直径附近负载重的轴段，实际上锥体多数情况的疲劳裂纹是从键槽的锐角上开始，为了减少局部应力，键槽的棱角应做成圆角，键槽底也应有R ＝1~3mm 的圆角，首端应制成雪橇形。
螺纹部分 a 、螺纹直径
(0.75~0.90)K d D =纹=0.75K D (4.11) =0.75?250 =187.5m m b 、螺纹长度
l =纹d 纹 (4.12) =187.5m m 小端直径k d >d 纹，满足了设计条件。 3、轴干的保护层
轴套与螺旋桨常由青铜或黄铜制成，铜材与钢轴在海水中就会形成一对电极，使螺旋桨轴遭到电化腐蚀；另外，海水对钢轴也会产生化学腐蚀，故在海中运行的螺旋桨轴，必须考虑防腐措施。
为了防止腐蚀损坏，采用“阴极保护法”和海水隔离的“覆盖保护法”。前者是把锌块焊或用螺栓固紧在被保护的尾轴上，以腐蚀锌块而保护尾轴；后者是涂防腐油漆，镀金属，用玻璃钢包覆，轴上包橡胶覆盖层等方法。
4.2.4中间轴
中间轴一般设在尾轴与推力轴之间,中间轴还常被用来安装制动器、轴带发电机及转速发讯器等附件。
中间轴按其两端连接件的不同，主要有两种类型:带整锻法兰的中间轴,两端为锥体的中间轴。本船采用带整锻法兰的中间轴。
中间轴的直径由计算求得，然后向标准化直径靠拢；中间轴的长度和数目以及轴颈离法兰的间距等前面已算出。
轴颈处或在中间轴通过水密隔舱填料函处的轴段，都要适当地加粗，因该处与相应的轴承要发生摩擦和磨损的缘故，以供修理时光车之用。一般这些部位比轴干加粗5~20mm即可(按不同轴径选用)。
本船中间轴直径：200m m
轴颈等加粗部位直径：210m m
4.3.5推力轴
本船有减速齿轮箱，其推力轴已放在减速齿轮箱中，所以不设推力轴。4.3.6传动轴的强度校核
1、中间轴的强度计算
将轴看成一根自由放置在两支点上的简支梁，其所受外力如图所示。这里不考虑相邻跨距影响。取跨距最大一段。其中
G为法兰重量，a,b为法兰离支点距
离。
图4.2 中间轴受力示意图
螺旋桨推力估算：
m a x
1945.2o
s P T V η= (4.13)
=1945.21470110%
0.514
??
?
=112335.3N 式中：T —螺旋桨最大推力，N ；
max P —传递的最大功率，kW ，按110%eb P 计算； s V —船舶的航速，kn;
o η —螺旋桨效率，拖轮：o η=0.3~0.6，取0.5。 （1）由主机转距引起的剪应力：
t
w M W τ=
(4.14)
80150.601570.50
=
=51.03N cm ?
式中：t M —主机最大功率时的转距，N cm ?；
w W —中间轴抗扭截面模数，3cm 。
m a x
m a x 9550
t g
P M i n η= (4.15)
=9550 4.530.9? =80150.602cm 式中：max P —主机最大功率，kW ；
m a x n —主机最大功率时转速，r min ，根据最大功率与转速关系计算； i —减速箱的传动比； g η—减速箱的传动效率。
3
4(1)
16z d W m π=
- (4.16)
=
3
2016
π?(10)?-
=1570.503cm
式中：z d —中间轴直径，cm ；
m —中孔系数，0
z
d m d =
，实心轴m =0； 0d —中孔直径，cm 。
（2）由中间轴本身重量所产生的弯曲应力：
3
4(1)32z Mw d W m π=
- (4.17)
=
3
2032
π?
=785.253cm 式中：z d —中间轴直径，cm ；
m —中孔系数，实心轴m =0 支反力A R ：
02A q l b R G l =
+ (4.18)
=
24.5360288
438.882360
?+? =4761.10N
式中：q —轴自重产生的均布负荷，20.0062z q d ==24.5N cm 。
得最大弯距为1W M 和W M 为：
2
12A
W R M q =
(4.19) =2
4761.10224.5
?
=462614.51N cm ?
2
00()2A W R G M G a
q -=+ (4.20)
=
2
(4761.10438.88)438.8872224.5
-+?? =412856.92N cm ?
1W M ＞W M ，故选1W M 计算。
W
W MW M W σ=
(4.21)
=
462614.51
785.25
=589.122N cm （3）由螺旋桨推力产生的压缩应力：
W T
F σ=
(4.22)
=
2112335.3
10π
=357.582N cm 式中：W F ——中间轴截面积，2cm 。
（4）由安装误差引起的弯曲应力：
按经验选取21471.5~2943N cm σ=，轴系强度校核时最好取最坏情况考虑
22943N cm σ=。
（5）合成应力：
H σ= （4.23）
=3940.612N cm
安全系数：
s
H K σσ=
（4.24）
=
27440
3940.61
=6.96＞[K]=（2.5~5.4） 式中：s σ—材料屈服极限， 274402N cm ；
H σ—传动轴静强度计算的合成应力，2N cm ； 中间轴强度校核合格。 2、螺旋桨轴的强度计算
首先要确定桨轴的危险断面。对于一般船舶，桨轴的危险断面在E-E 截面，不过当桨轴两轴间距大，桨又较轻，桨轴的最大弯曲应力就可能在两轴承间的某个截面K-K 。（见图）。
图4.3 螺旋桨轴危险截面示意图
（1）桨与桨自重产生的弯曲应力： E —E 截面弯距计算： 2111(2)
()222
E E
B A l l q l c M Q c R -+=-++- (4.25)
=2
909024.5(45120)25000(120)37287.86222
+-?++?-
=-2780552.55N 式中：B Q —桨及附件的重力，N ；
q —轴自重产生的均布负荷，N cm 支点反作用力
A R =
2B ql c l
Q l ++ (4.26) =24.5420120420
250002420
?++? =37287.86 N
K-K 截面的弯距计算：
21
()2-=-+
-K K B A B M CQ R Q q
(4.27) =-12021
25000(37287.8625000)224.5
?+-?
=-81459.25N
比较，-->E E K K M M ，所以桨轴的危险断面在E-E 处，桨与桨自重产生的弯曲应力按E-E 处计算。
桨及轴自重引起的弯曲应力
（4.28） =2780552.55
1533.2
=1813.562N cm 式中： W W —轴的抗弯截面模数，3cm 。
34(1)
32
j
W d W m π=
- （4.29） =325(10)32
π
- =1533.23cm 式中：j d —桨轴直径，cm ；
m —中孔系数，0
j
d m d =
，实心轴m =0； 0d —中孔直径，cm 。
（2）由螺旋桨推力产生的拉、压应力：
y j
T F σ=
(4.30)
=
2112335.3
25()2
π
=228.96 2N cm 式中：T —桨的推力，N ；
j F —桨轴的截面积，3cm 。
WK
W
M W σ
- =
E-E
（3）由主机扭距引起的剪应力
't W
M W τ=
(4.31)
=
80150
3066.4
=26.14 2N cm 式中：t M —主机最大功率时扭距，2N cm ；
'
W
W —桨轴抗扭截面模数，3cm 。 3'
4(1)16
j
W
d W m π=
- (4.32)
=325(10)16
π
- =3066.4 3cm 式中：j d —桨轴的轴径，cm;
m —中孔系数，同前。 （4） 合成应力：
H σ= (4.33)
=2197.71 2N cm
（5）螺旋桨的安全系数
s
H K σσ=
(4.34)
=
27440
2197.71
=12.49
许用安全系数查表得[K]=2.8~5.8 则[]K K >，螺旋桨强度合格。 3、安全系数
传动轴的静强度校核计算结果应符合下式要求： 安全系数 []s
H
K K σσ=≥
船舶动力装置轴系设 计计算
轴系强度计算 在推进装置中，从主机（机组）的输出法兰到推进器之间以传动轴为主的整套设备称为轴系。轴系的基本任务是：连接主机（机组）与螺旋桨，将主机发出的功率传递给螺旋桨，同时又将螺旋桨所产生的推力通过推力轴承传给船体，以实现推进船舶的使命。 当机舱位置确定，主机布置好后，即可考虑轴系设计和布置。 4.1轴系的布置 4.1.1 传动轴的组成和基本轴径 传动轴一般由螺旋桨轴(尾轴)、中间轴和推力轴，以及将它们相连接的联轴器所组成。本船因其推力轴承已放置在减速齿轮箱中，所以不设推力轴。 而且本船螺旋桨轴不分段制造，最后本船传动轴组成设计成1根中间轴和1根螺旋桨轴。 轴的基本直径d(mm)应不小于按下式计算的值（考虑到标准化的要求，各轴轴径一般取不小于计算值的整数） d= 100 = 100 =191.88C mm C=1.0——中间轴的直轴部分， d=mm，取200mm作为设计尺寸。 191.88 C=1.27——对于油润滑的且具有认可型油封装置的，或装有连续轴套（或轴承之间包有适当保护层）的具有键的螺旋桨轴 d=?=243.69mm，设计时取250mm。 191.88 1.27 C=1.05——尾尖舱隔舱壁前的尾轴或螺旋桨轴的直径可按圆锥减小，但在联轴器法兰处的最小直径应不小于C=1.05计算所得的值。 d=?=201.47mm，即螺旋桨轴在联轴器法兰处的最小直径应191.88 1.05 不小于201.47mm。
4.1.2 轴系布置的要求 传动轴位于水线以下，工作条件比较恶劣，在其运转时，还将受到螺旋桨所产生的阻力矩和推力的作用，使传动轴产生扭转应力和压缩应力；轴系本身重量使其产生的弯曲应力；轴系的安装误差、船体变形、轴系振动以及螺旋桨的水动力等所产生的附加应力等。上述诸力和力矩，往往还是周期变化的，在某些时候表现更为突出，例如船舶在紧急停车、颠繁倒车或转弯，或是在大风大浪中受到剧烈纵摇或横摇时，使传动轴所受负荷更大，有时甚至使它产生发热或损坏。 为了保证传动轴工作可靠，且有较长的寿命，在设计时必须使其有足够的强度、刚度、有合理酌结构尺寸，并尽可能减少其长度和重量，还必须考虑怎样有利于制造和管理等问题。 4.1.3 轴系的布置 本船轴系布置从齿轮箱法兰开始，至螺旋桨为止，包括：轴承位置及间距的选择；各种辅助设备选择与位置的决定；滑油与冷却水管系的布置。具体内容如下。 1、轴线的长度、数量、位置和倾角 （1）长度的确定 这是轴系设计首先遇到的环节。 轴线长度是由两个端点来决定，一个端点为主机(或齿轮箱)输出法兰的中心；另一个端点为螺旋桨的中心，此二端点间的距离，即为轴线的基本长度。 本船轴系长度为11.47m（传动轴的实际长度尚应考虑螺旋桨中心后用来装螺旋桨的尾轴伸出和螺纹部分）。 （2）轴线的倾角 0~5之间。有些双轴系的船舶，容许轴线一般的，船舶纵向倾角α约在00 0~3之间。 在水平投影上离开船舶的中线面向外或向内偏斜，偏斜角β在00由于轴系倾斜给主机带不良的工作状态，降低螺旋桨有效推力，而且轴系重量也产生轴向分力，该力与推力方向相反，进一步降低了螺旋桨的有效推力，所以轴线最好设计成没有纵向倾角和横向偏斜角的形式。本船轴系设计成没有纵向倾角和横向偏斜角。 （3）轴线的数量和位置
船舶设计原理课程设计计算说明书 运船班 学号： 指导教师：林焰王运龙 目录
一、确定设计参数 (2) 二、母型船横剖面面积曲线（SAC） (2) 三、母型船SAC无因次化 (2) 四、用“1-Cp”法绘制设计船SAC (3) 五、型线图的绘制 (4) 1、母型船型值表无因次化 2、绘制母型船无因次化半宽水线图 3、通过在x方向的偏移量，修改出设计船的无因次化半宽水线图 4、从设计船的无因次化半宽水线图中差值得出非整数水线的设 计船横剖面型值表 5、将差值有因次化，绘制设计船横剖面图 6、从中差值得出设计船的型值表 7、根据设计船型值表绘制设计船的半宽水线图和纵剖线图 六、绘制总图 (11) 七、设计总结 (11) 一、确定设计参数 船体总长 29.80m
设计水线长 27.90m 垂线间长 27.90m 型宽 5.310m 型深 2.200m 设计吃水 1.360m 方形系数 0.450 棱形系数 0.603 水线面系数 0.774 中横剖面系数 0.751 设计排水量 93.28t -0.60m 浮心纵向坐标X b 二、母型船横剖面面积曲线（SAC） 由邦戎曲线读出母型船设计水线处（1.35m）的各站面积值，如下： 站号0 0.5 1 1.5 2 3 4 面积A/m20.0334 0.3453 0.6152 1.0285 1.5683 2.3754 2.5882 5 6 7 8 8.5 9 9.5 10 2.6428 2.4151 1.8445 1.1422 0.814 0.4824 0.2003 0 三、母型船SAC无因次化 将母型船各站面积除以最大横剖面面积，并将各站距船中的距离除以二分之 一水线间长，得到如下无因次结果： x/?L -1 -0.9 -0.8 -0.7 -0.6 -0.4 -0.2 pp 0.013 0.131 0.233 0.389 0.593 0.899 0.979 A/A m 0 0.2 0.4 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.000 0.914 0.698 0.432 0.308 0.183 0.076 0.000 绘制母型船SAC曲线 四、用“1-C p”法绘制设计船SAC 1、已知母型船C p0=0.598，设计船C p=0.603，则棱形系数变化量
船舶动力装置课程设计 一、设计目的 1、进一步掌握舰船动力装置的基本概念和基本理论； 2、掌握船机浆设计工况选择的理论和方法； 3、掌握工况船舶采用双速比齿轮箱速比优先选计算方法； 4、掌握主机选型的基本步骤方法； 5、初步掌握船机浆工况配合特性的综合分析方法。 二、基本要求 1、独立思考，独立完成本设计； 2、方法合适，步骤清晰，计算正确； 3、书写端正，图线清晰。 三、已知条件 1、船型及主要尺寸 (1) 船型：单机单桨拖网渔船 (2) 主尺度 序号尺度单位数值 1 水线长M 41.0 2 型宽M 7.8 3 型深M 3.6 4 平均吃水M 3.0 5 排水量T 400.0 6 浆心至水面距离M 2.5 (3) 系数 名称方形系数Cb 菱形系数Cp 舯刻面系数数值0.51 0.60 0.895 (4) 海水密度ρ =1.024T/M3 2、设计航速 状态单位数值 自航KN 10.4 拖航KN 3.8 3、柴油机型号及主要参数 序号型号标定功 率(KW) 标定转速 (r/min) 柴油消耗率 （g/kw·h） 重量（kg） 外形尺寸（L× A×H）mm 1 6E150C-1 163 750 238 2500 2012×998× 1325 2 6E150C-1 220 750 238 3290 2553×856× 1440 3 8E150C-A 217 1000 228 2700 2065×1069× 1405 4 8E150C-A 289 1000 228 3500 2591×957× 1405
5 6160A-13 164 1000 238 3900 3380×880× 1555 6 X6160ZC 220 1000 218 3700 3069×960× 1512 7 6160A-1 160 750 238 3700 3380×880× 1555 8 N-855-M 195 1000 175 1176 9 NT-855-M 267 1000 179 1258 1989×930× 1511 10 TBD234V8 320 1000 212 4、齿轮箱主要技术参数 序号型号 额定传递能 力kw/(r/min) 额定输入 转速 （r/min） 额定扭 矩N*m 额定推 力KN 速比 1 300 0.184--0.257 750--1500 1756.2-- 2459.8 49.0 2.04,2.5,3 ,3.53,4.1 2 D300 0.184--0.257 1000-2500 1193.64- -2459.8 49.0 4,4.48,5.0 5,5.5,5.9, 7.63 3 240B 0.18 4 1500 1756 30--50 1.5,2.3 4 SCG3001 0.16--0.22 750--2300 30--50 1.5,2.3,2. 5,3.5 5 SCG3501 0.257 750--2300 1.3,2.3,2. 5,3.5,4 6 SCG3503 0.25 7 1000-2300 4.5,5,5.5, 6,6.5,7 7 SCG2503 0.184 1000-2300 4,4.5,5,6, 6.5,7 8 GWC3235 0.45--1.35 --1800 4283--12 858 112.7 2.06,2.54, 3.02,3.57, 4.05,4.95 5、双速比齿轮箱主要技术参数 序号型号额定传递能 力 kw/(r/min) 额定输入转 速（r/min） 额定推力 KN 速比 1 GWT36.39 0.42--1.23 400--1000 98.07 2--6 2 GWT32.35 0.52--1.32 --1800 112.78 2--6 3 MCG410 0.74--1.8 4 400--1200 147.0 1--4.5 4 S300 0.18--0.26 750--2500 49.03 2.23,2.36，2.52,2.56
第一章概述 1. 本船结构强度计算书根据中国船级社2009年<<钢质内河船舶建造规范>>制订 2. 结构形式：纵骨架式结构，双底双舷，单甲板。A级内河自航集装箱船 3. 计算尺度： 设计水线长：m 型宽： 型深：m 结构吃水m 实际吃水：m 方形系数： 4. 主尺度比（符合规范之规定）： L/D==<25， B/D==<4
第二章 结构计算 外板： 平板龙骨（） 船中部平板龙骨厚度应按船中部底板厚度增加1mm 。平板龙骨的宽度应不小于，且应不小于。 B ≥(m) = 实取全船平板龙骨厚δ=11mm,平板龙骨宽度2m 。 船中部底板（及） 船中内大舱口船货舱区域的船底板厚t 应不小于按下列式子计算所得： )(γβα++=S L a t mm =××+×式中:α、β、γ——系数。 由A 级航区和纵骨架式,a=; 0.066 4.50.8αβγ-＝；＝；＝ 船底板尚应不小于（）： r d s t +=8.4 mm =××= 式中： d ——吃水，m ；d= s ——肋骨或纵骨间距，m ；s= r ——半波高，m,r=（级航区选取） 船底板尚应不小于（）： )(γβα++=S L a t mm =×（×+×+）= 式中:α、β、γ——系数。 由A 级航区和纵骨架式,a=; 0.05.9αβγ＝；＝3；＝1.0 实取船底板厚10mm δ=
舭列板（） 舭列板厚度应按船中部船底板厚度增加。 即δ=+=(mm) 实取舭列板厚度10mm δ=。 注：本船采用的是圆舭，则舭列板宽度应至少超过舭部圆弧以外100mm ，并应超过实肋板面板表面以上150mm 。 舷侧外板（及） 船中部舷侧外板厚度应不小于船底板厚度的倍。 即δ≥×= (mm) 舷侧外板的厚度应与船底板厚度相同。 实取厚度为10mm 舷侧顶列板（及） 船中部舷侧顶列板的厚度应不小于强力甲板边板厚度的倍或舷侧外板厚度增加1mm ，取其大者。 货舱区域舷侧顶列板在强力甲板以下的宽度应不小于，其厚度不小强力甲板边板厚度的倍或舷侧外板厚度增加1mm ，取其大者。 舷顶列板宽度 b=×= 100.858.5mm δ=?= 10111mm δ=+= 实取舷侧顶列板厚11mm δ=，宽度900 mm 。 内舷板（） 内舷板的厚度应与舷侧外板厚度相同，应直接延伸至船底板，实取t=10mm 。 内底板（及） 载货部位内底板厚度t 应不小于按下式计算所得之值：t=×= 式中： s ——肋骨或纵骨间距，m ；s= h ——计算水柱高度，m ，自内底板上缘量至干舷甲板边线（或舱棚顶板与围壁板交线）的距离。 实取内底板厚度t=10mm 。 甲板（及） 船船长大于或等于50m 的船舶，其中部货舱区域内的甲板边板的厚度t 应不小于按下式计算所得之值： t=s mm=× = t 6.3s hmm=6.30.60.5=2.67mm =?? t==×= 式中：L ——船长，m ；
20000T近海散货船设计 设计任务书 本船为钢质、单甲板、艉机型国内航行海上散货船。常年航行于沿海航线，属近海航区；主要用于干散货运输。本船设计载重量20000t，积载因素经调研确定。按“CCS”有关规范入级、设计和建造。并满足中华人民共和国海事局有关国内航行海船的相关要求。满载试航速度不低于11 kn，续航力5000 n mile。 第一部分主尺度的确定 主要内容： 1.根据有关经验公式及图表资料初步确定船舶主尺度 2.通过重力与浮力平衡来调整船舶主尺度 3.主要性能的估算 4.货舱舱容的初步校核 1.初步确定船舶主尺度 船舶主尺度主要是指船长L（一般是指垂线间长L pp)、型宽B、型深D和设计吃水d，通常把方形系数及主尺度比参数也归为主尺度范围。 1.1 船长L 由统计公式（5.3.2）散货船（10000t
1.5基本干舷的校核 保证船舶具有足够的干舷一方面可以保证有一定的浮力，另一方面可以减少甲板上浪。如果干舷太小，航行中甲板容易上浪，从而造成的后果是船舶的重量增加，重心升高，初稳性降低，并可能冲坏甲板上的某些设备，也影响船员作业和人身安全。干舷的大小直接关系到船的储备浮力，如果甲板上浪来不及排掉，或者船体开口的封闭设施被破坏而导致海水灌入船体，此时如储备浮力不足，就容易下沉，所以发生沉没或倾覆，所以保证船舶具有足够的干舷很重要。 国际规定船舶都必须满足所规定的最小干舷。这里只进行基本干舷的计算，因为这是初步校核干舷是否满足，而且对基本干舷的修正值一般相对基本干舷都很小。 查表2.2.4 该船基本干舷是2.396m<3.1m(12-8.9),（这里也没计入甲板厚度），初步校核满足干舷的要求。 1.6排水量的初步估算 △=kpC B LBd=1.003×1.025×0.803×154×22.5×8.9=25458t 1.7空船重量L W的估算 空船重量通常将其分为船体钢料重量W H、舾装重量W o和机电设备重量W M 三大部分，即 LW= W H + W o +W M （1）W H的估算 散货船W H的统计公式（3.2.11）和（3.2.8） W H =3.90KL2 B（C B +0.7)×10-4 +1200 K=10.75-[(300-L)/100]3/2 W H =4010t （2）W o的估算 由统计公式（3.2.23）及图表3.2.5 W o=K B L查图3.2.5K=2.3得 W o=797t （3）机电设备重量的估算W M 根据统计，机电设备重量可以近似地按主机功率的平方根（P D0.5）的关系进行换算。对于主机为柴油机的机电设备重量W M可用下式初估 W M=C M（P D/0.735）0.5 主机功率可以用海军系数发估算。海军系数 C=△2/3v3/P 根据母型船可以算得海军系数C，从而可以估算出主机功率。 型船资料-海船系数如表
、设计目的 1、进一步掌握舰船动力装置的基本概念和基本理论; 2、掌握船机浆设计工况选择的理论和方法; 3、掌握工况船舶采用双速比齿轮箱速比优先选计算方法; 4、掌握主机选型的基本步骤方法; 5、初步掌握船机浆工况配合特性的综合分析方法。 、基本要求 1、独立思考，独立完成本设计; 2、方法合适，步骤清晰，计算正确; 3、书写端正，图线清晰。 三、已知条件 1、船型及主要尺寸 (1)船型：单机单桨拖网渔船 (2)主尺度 (3)系数 ⑷海水密度P =M3
2、设计航速 3、柴油机型号及主要参数
4、齿轮箱主要技术参数 5、双速比齿轮箱主要技术参数 1、船体有效功率，并绘制曲线
2、确定推进系数 3、主机选型论证 4、单速比齿轮箱速比优选，桨工况特性分析 5、双速比齿轮箱速比 6、综合评判分析 五、参考书目 1、渔船设计》 2、船舶推进》 3、船舶概论》 4、船舶设计实用手册》（设计分册） 六、设计计算过程与分析 1、计算船体有效功率 ⑴ 经验公式：EHP=（EOA E）AV L 式中：EHP ---- 船体有效马力, A 排水量（T），L 船长（M）。在式①中船长为时，A E的修正量极微，可忽略不计。所以式①可简化为EHP=EA V L。 根据查《渔船设计》 5、可知EO 计算如下：船速v= X 十=S, L=,C p=;V/(L/10)3= - /(41 - 10）3=;v/ Vgl=VX 41）=; 通过查《渔船设计》可得E0=。 (2)结果：EHP=E(O AXV L = 2、不确定推进系数 (1)公式PX C=P/ P s=n c Xn sXn pXn r 式中P E：有效马力；P s：主机发出功率；n C：传动功率；n S：船射效率；n P： 散水效率；n r :相对旋转效率。 2）参数估算 伴流分数：w=－= 推力减额分数：由《渔船设计》得t= －=
《船舶动力装置原理与设计》 说明书 设计题目：民用船舶推进轴系设计 设计者：陈瑞爽 班级：轮机1302班 华中科技大学船舶与海洋工程学院 2015年7月
一.设计目的 主机与传动设备、轴系和推进器以及附属系统，构成船舶推进装置。因此，推进装置是动力装置的主体，其技术性能直接代表动力装置的特点。推进装置的设计包括轴系布置、结构设计、强度校核以及传动附件的设计与选型等，而尾轴管装置的作用是支承尾轴及螺旋浆轴，不使舷外水漏人船内，也不能使尾轴管中的润滑油外泄，因此，尾轴管在推进系统设计中意义重大。本设计是根据指导老师给出的条件，对船舶动力装置进行设计，既是对课程更深入的理解，也是对自身专业能力的锻炼。 二,设计详述 2.1：布置设计 本船为单机单桨。主机经减速齿轮箱减速后将扭矩通过中间短轴传给螺旋桨轴和螺旋桨。本计算是按《钢质海船入级规范》（2006年）（简称《海规》）进行。 因此，我们将轴系布置在船舶纵中剖面上，其中，轴的总长为9000mm，轴系布置草图及相关尺寸，见图1。 图1 2.2：轴系计算
（一）：已知条件： 1．主机：型号：8PC2-6 型式：四冲程，直列，不可逆转，涡轮增压，空冷船用柴油机 缸数：8 缸径/行程：400/460mm 最大功率（MCR）：4400kW×520rpm 持续服务功率：3960kW×520rpm 燃油消耗率：186g/kW·h+5% 滑油消耗率：1.4g/kW·h 起动方式：压缩空气3~1.2MPa 生产厂：陕西柴油机厂 2．齿轮箱：型号300，减速比3：1。 3．轴：材料35#钢，抗拉强度530MPa，屈服强度315MPa。 4．键：材料45#钢，抗拉强度600MPa，屈服强度355MPa。 5．螺栓：材料35#钢，抗拉强度530MPa，屈服强度315MPa (二)：轴直径的确定 根据已知条件和“海规”，我们可以计算出轴的相关数据，计算列表见表3.1： 表3.1轴直径计算 考虑到航行余量，轴径应在计算的基础上增大10%。故最终取297.70 mm 根据计算结果，取螺旋桨轴直径为379.96 mm，中间轴直径为297.70mm。 上表螺旋桨直径计算中，F为推进装置型式系数
目录 13000DWT近海散货船全船说明书 (2) 1船型、航区及用途 (2) 2 载货量及积载因素 (2) 3 船级 (2) 4 主要尺度及性能 (2) 4.1 主要尺度及船型系数 (2) 4.2航速与续航力 (2) 4.3 船员定额 (2) 5 舱容 (3) 6总布置 (3) 7船体结构 (3) 8 船舶主要要素的确定 (3) 8.1 概述 (3) 8.2 确定要素的步骤 (4) 8.3 初估排水量 (4) 8.4主尺度的确定 (4) 8.5 载重量的计算 (5) 3.4 性能校核 (6) 9 总布置设计 (8) 9.1 概述 (8) 9.2 总体规划 (9) 9.3 主船体舱室划分 (9) 9.4 上层建筑 (10) 9.5 双层底 (10) 9.6 舱室及交通路线的布置（参见总布置图） (11) 9.7 纵倾调整.................................................................................................... 错误！未定义书签。
13000DWT近海散货船全船说明书 1船型、航区及用途 本船为钢质、单甲板、艉机型、柴油机驱动的海上散货船；近海航区；主要用于运输煤。本船航行于青岛港至上海港之间。 2 载货量及积载因素 本船设计载货量为13000t,积载因素不小于1.25 3 船级 本船按“CCS”有关规范入级、设计和建造，入级符号为：★CSA★CSM，Bulk Carrier,R1,BC-C。 4 主要尺度及性能 4.1 主要尺度及船型系数 垂线间长139.00m 型宽19.80m 型深10.7m 方形系数0.833 梁拱0.35m 站距7.0m 4.2航速与续航力 在设计吃水时，主机额定功率为2648千瓦，满载试航速度为12kn，续航力为5000 n mile，自持力为30天。 4.3 船员定额
轴系强度计算 在推进装置中，从主机（机组）的输出法兰到推进器之间以传动轴为主的整套设备称为轴系。轴系的基本任务是：连接主机（机组）与螺旋桨，将主机发出的功率传递给螺旋桨，同时又将螺旋桨所产生的推力通过推力轴承传给船体，以实现推进船舶的使命。 当机舱位置确定，主机布置好后，即可考虑轴系设计和布置。 4.1轴系的布置 4.1.1 传动轴的组成和基本轴径 传动轴一般由螺旋桨轴(尾轴)、中间轴和推力轴，以及将它们相连接的联轴器所组成。本船因其推力轴承已放置在减速齿轮箱中，所以不设推力轴。 而且本船螺旋桨轴不分段制造，最后本船传动轴组成设计成1根中间轴和1根螺旋桨轴。 轴的基本直径d(mm)应不小于按下式计算的值（考虑到标准化的要求，各轴轴径一般取不小于计算值的整数） d=(4.1) 100 = 100 =191.88C mm C=1.0——中间轴的直轴部分， d=mm，取200mm作为设计尺寸。 191.88 C=1.27——对于油润滑的且具有认可型油封装置的，或装有连续轴套（或轴承之间包有适当保护层）的具有键的螺旋桨轴 d=?=243.69mm，设计时取250mm。 191.88 1.27 C=1.05——尾尖舱隔舱壁前的尾轴或螺旋桨轴的直径可按圆锥减小，但在联轴器法兰处的最小直径应不小于C=1.05计算所得的值。 d=?=201.47mm，即螺旋桨轴在联轴器法兰处的最小 191.88 1.05 直径应不小于201.47mm。
4.1.2 轴系布置的要求 传动轴位于水线以下，工作条件比较恶劣，在其运转时，还将受到螺旋桨所产生的阻力矩和推力的作用，使传动轴产生扭转应力和压缩应力；轴系本身重量使其产生的弯曲应力；轴系的安装误差、船体变形、轴系振动以及螺旋桨的水动力等所产生的附加应力等。上述诸力和力矩，往往还是周期变化的，在某些时候表现更为突出，例如船舶在紧急停车、颠繁倒车或转弯，或是在大风大浪中受到剧烈纵摇或横摇时，使传动轴所受负荷更大，有时甚至使它产生发热或损坏。 为了保证传动轴工作可靠，且有较长的寿命，在设计时必须使其有足够的强度、刚度、有合理酌结构尺寸，并尽可能减少其长度和重量，还必须考虑怎样有利于制造和管理等问题。 4.1.3 轴系的布置 本船轴系布置从齿轮箱法兰开始，至螺旋桨为止，包括：轴承位置及间距的选择；各种辅助设备选择与位置的决定；滑油与冷却水管系的布置。具体内容如下。 1、轴线的长度、数量、位置和倾角 （1）长度的确定 这是轴系设计首先遇到的环节。 轴线长度是由两个端点来决定，一个端点为主机(或齿轮箱)输出法兰的中心；另一个端点为螺旋桨的中心，此二端点间的距离，即为轴线的基本长度。 本船轴系长度为11.47m（传动轴的实际长度尚应考虑螺旋桨中心后用来装螺旋桨的尾轴伸出和螺纹部分）。 （2）轴线的倾角 一般的，船舶纵向倾角α约在00 0~5之间。有些双轴系的船舶，容许轴线在 0~3之间。 水平投影上离开船舶的中线面向外或向内偏斜，偏斜角β在00由于轴系倾斜给主机带不良的工作状态，降低螺旋桨有效推力，而且轴系重量也产生轴向分力，该力与推力方向相反，进一步降低了螺旋桨的有效推力，所以轴线最好设计成没有纵向倾角和横向偏斜角的形式。本船轴系设计成没有纵向倾角和横向偏斜角。 （3）轴线的数量和位置 本船是双轴系拖轮，轴线数目是2。
船舶设计课程设计 指导老师：刘卫斌 班级：船海0701 姓名：张帅 学号：U200712588
一、 “1-Cp ”法改造。 （1） 通过计算得到母型船横剖面面积曲线 在型线图中，输入area 命令，选择从0站到20站各站区域，获得各站横剖面面积，制作excel 表格绘图。表格如下： 其中原坐标对用于在AUTOCAD 中绘制横剖面面积曲线。 （2）通过area 命令求 C pf 和 C af ，计算 δ X =()X -1a ,而 ( )C C pf pf a -=1/δ ， 列出表格，连同之前得到的数据如下。
（3）由以上δX 在无因次横剖面面积曲线上平移。 计算“1-Cp ”法后0581.0Cp =δ，满足前述Cp 增大6%的要求，“1-Cp ”法改造成功。 二、改造浮心位置——迁移法 （1）保持Cp 不变，仅移动型心位置，将横剖面面积曲线向前或向后推移，保持曲线下面积不变，使曲线型心总坐标向船尾方向移动1%L 。 步骤如下： 1） 作出横剖面面积曲线形心B 0 2） 作KB 0垂直于水平轴，BB 0垂直于KB 0，使BB 0=1%，连接KB
3）过每站作垂线与原横剖面面积曲线相交，同时过每站作平行于KB的斜线 4）依次由各站所作垂线与横剖面面积曲线的交点引垂线分别与斜线相交。 5）顺次连接各交点，即得到新的横剖面面积曲线。 改造数据及横剖面面积曲线如下
（2） 以L/2处为坐标原点，分析迁移前后无因次横剖面面积曲线形 心纵坐标；迁移前Xb= 2.43m ，迁移后Xb ’= 1.55m 。垂线间长104.1m ，则迁移前后%934.01 .104x x x ' b b =-= b δ （3） 改造前后，面积曲线下面积分别为 迁移前：A 1= 37385.4922 迁移后：A 2= 37386.3928 %0024.01 2 1 A =-= A A A δ 由此知迁移前后排水体积保持不变。 三、 面积曲线改造后型值的产生 新船Cm 与母型船相同，则新船方形系数Cb 也已满足要求，此时新船的各主尺度保持不变。则新船型值由以下步骤求的。 1） 将母型船面积曲线和改造后所得新船的面积曲线画在一张
船舶静水力曲线计算 一、船舶静水力曲线计算任务书 1、设计课题 1）800t油船静水力曲线图绘制 2）9000t油船静水力曲线图绘制 3）86.75m简易货船静水力曲线图绘制 4）5200hp拖船静水力曲线图绘制 5）7000t油船静水力曲线图绘制 6）12.5m多功能工作艇静水力曲线图绘制 2、设计任务 船舶静水力曲线的计算是在完成船舶静力学课程的教学任务下，按照静水力曲线计算课程设计的要求，在提供所设计船舶全套型线图纸的前提下，完成静水力曲线的计算和绘制。 3、计算方法 （1）计算机程序计算 （2）手工计算（包括：梯形法、辛氏法、乞氏法等）。 本课程设计计算以梯形法为例，因其原理相同，其余方法在此不做介绍，可参考教材和相关书籍。 4、完成内容 静水力曲线计算书一份及静水力曲线图一张(用A3坐标纸) 二、船舶静水力曲线计算指导书 本静水力曲线计算指导书以内河20t机动驳计算实例为例。 （一）前言 静水力曲线是表达船在静水正浮各种吃水情况下的各浮性及初稳性系数，并作为稳性计算、纵倾计算及其他计算的基础。通过计算可得到船舶的各项性能参数，其主要内容见表1。 1
表1 静水力曲线图的内容 1、设计前的预习与准备 静水力曲线计算，首先是要熟悉所计算船的主尺度及各船型参数，然后是熟悉各类计算公式，选用计算方法。其次是进行计算，按计算结果绘制曲线图，最后进行检验和修改，完成静水力曲线 2
的计算任务。 2、已知条件 20t内河机动驳型线图一套，梯形法表格一套，见静水力曲线计算书。 （三）设计的主要任务 1、计算公式 A=ι [(y 0+y 1 +······+y n-1 +y n )- 1 2 （y +y n ）] 梯形法基本式 A=ι [(y 0+y 1 )+（y 1 +y 2 ）+······+（y n-1 +y n ) ] 梯形法变上限积分式 式中：ι—等分坐标间距。注：y1表示各站号的纵坐标值（i=1，···，n）2、静水力曲线计算表格及算例 在实际的计算中，采用下述表格很方便。表中附20t内河机动驳计算实例，供同学自己推演。 静水力曲线计算书 船名：20t内河机动驳平均吃水d：1. 00m 总长 L OA ：17.70m 站距ι：0.80m 垂线间长L：16.00m 水线间距h：0.25m 型宽B：4.00m 水的密度ρ：（淡水）1t/m3 型深D：1.35m 附属体系数μ：1.006 3
《船舶动力装置原理与设计》课程教学大纲 一、课程名称：船舶动力装置原理与设计 The Principle and Design of Marine Power Engineering 二、课程编号：0802011 三、学时与学分：48h/3+3w/3 四、先修课程：船舶柴油机、船舶原理、轮机工程导论 五、课程教学目标: 1. 掌握船舶动力装置原理、特点及选型方法，学会为给定船舶选择动力装置型式。 2. 掌握船舶柴油机推进装置总体设计步骤，重点学会主要设备选型与设计的方法。 3. 熟悉船舶柴油机动力装置性能，基本具备分析动力装置的工况特性的能力。 4. 掌握船舶管路系统的原理与计算方法，学会为给定船舶配置必须的管路系统。 六、适用学科专业 轮机工程 七、基本教学内容与学时安排 ●船舶动力装置总论（4学时） 船舶动力装置的含义及组成 船舶动力装置的类型及特点 船舶动力装置的基本特性指标 对船舶动力装置的要求 ●推进装置设计（10学时） 推进装置设计的内容 推进装置型式的确定与选型分析 轴系的任务，组成与设计要求 轴系的布置设计 传动轴的组成与设计 支承轴承与轴系附件 轴系零部件的材料 轴系合理校中设计 ●船舶后传动设备（8学时） 概述 船用摩擦离合器 船用减速齿轮箱 船用液力偶合器 船用弹性联轴器
可调螺距螺旋桨装置 ●船舶管路系统（12学时） 燃油管路 滑油管路 冷却管路 压缩空气管路 排气管路 舱底水系统 压载水系统 消防系统 供水系统 机舱通风管路 船舶空调系统 管路附件，管路计算和布置 ●船舶推进装置的特性与配合（10学时） 概述 船、机、桨的基本特性 机桨匹配 典型推进装置的特性与配合 船、机、桨在变工况时的配合 ●船舶动力装置设计（4学时） 船舶动力装置设计的观点、内容与程序 船舶动力装置设计发展概况 总体设计应考虑的几个问题 机舱中机械设备的布置与规划 ●课程设计（3周） （一）题目：船舶艉轴艉管装置的设计与计算 （二）目的： 通过课程设计，熟悉船舶艉轴艉管装置的结构型式；掌握艉轴艉管装置设计与计算的方法；了解艉轴艉管装置与船舶总布置、型线和船体结构的相互关糸； 学习主要零部件材料选取及相关标准应用的方法；学习推进装置主要配套设备的. 选型步骤。 （三）要求： 1、独立完成课程设计的各项任务。
绿色船舶及其设计要点 ——绿色散货船及其特点 引言 绿色船舶是从建造、设计、营运到拆解的整个生命周期内，通过应用绿色技术最大程度上实现低能耗、低排放、低污染；高能效、安全健康的功能目标。随着全球环境形式的日渐严峻。“绿色船舶”的发展无疑会起到保护全球环境、推动船舶制造业和航运业良性发展的作用。作为目前船舶市场应用最为广泛的船舶产品，散货船的广泛绿色化将大大有利于大气环境与海洋环境的改善，本文就是针对目前绿色散货船的特点及设计要点进行简单的介绍与探讨。 Introduction Green ship is from the construction, design, operation to the dismantling of throughout the life cycle, through the application of green technology to the largest extent, realize low energy consumption, low pollution and low emission; energy efficiency, safety and health. With the global environment in the form of increasingly severe. The development of "green ship" will undoubtedly play a role in protecting the global environment and promoting the healthy development of the shipbuilding industry and the shipping industry. As the most widely used ship products to market, green bulk carrier’s development will be greatly beneficial to improve the atmospheric environment and the marine environment. This paper is aimed at the characteristics and design essentials of green bulk carrier of brief introduction and discussion. 一、绿色船舶的概况及国内外发展概况 实现船舶绿色化的目标主要是降低消耗以及减少排放，为了达成这两大目标使船舶的生产和运营更加节能清洁的手段就目前而言主要有几大类： 1.船舶动力技术 应用清洁能源与高效能源或者特殊的推进技术来达到船舶绿色化的目的。天然气制油GTL 动力技术、电气动力技术、新概念风力推进技术。 2.船舶减阻技术 三菱重工与日本邮船公司共同研发“空气润滑系统”。该系统将安装鼓风机，通过从船底输出空气产生气泡，从而有效地降低海水对船底摩擦阻力。日本中型造船企业将开始建造具有可以大大减少风的阻力的创新型船艏––SSS 型船艏（SSS bow）的2000车位的纯汽车运输船。该船采用了与传统汽车运输船常用的空气动力学效率低的正方形船艏截然不同的半球型船艏，能减少50%风的阻力。
船舶防火结构课程设计 详细说明书 班级 姓名 学号 张家港校区船建学院 2011年11月
船舶防火结构设计 课程设计任务： 1．绘制耐火分隔图。 根据基本结构图，特别是上层建筑结构图，舱室布置图等，依据SOLAS公约和规范，结合已决定采用的保护方式绘制耐火分隔图。该图应采用合适的图例标明分隔各类处所的舱壁和甲板，包括防火门应达到的等级。 2．根据耐火分隔图及相邻处所的使用要求，确定舱壁(衬板)、甲板(天花板)和防火门等具体选用的结构型式和型号等。 3．绘制隔热绝缘图、敷料图和舱室布置图。 4．绘制防火控制图。 说明： 本组选取船型为5500DWT近海化学品&油船，本说明书针对尾楼甲板（poop deck）的防火结构设计进行详细说明。 本船消防须满足国际海上人命安全公约(SOLAS)1974 incl.，1978草案，1981，1983修正案要求，也须满足所登记注册国政府的要求。 船上生活处所和服务处所采用IC法防火。 本船在尾楼和甲板室面向货油舱和距前壁板5米后的外壁板采用“A-60”级绝缘。 机舱顶上层建筑区域内上甲板和其它机器处所顶采用A－60级绝缘，满足注册要求的无严重火灾危险处只用钢板。 驾驶室，海图室和报务室下的舱室天花板采用A－60级绝缘。 机舱棚周围生活区围壁采用A－60级绝缘。除机舱棚外其它机器处所采用A－0级绝缘，机舱棚露天部分可用钢围壁。 分隔梯道，通道与机舱棚的围壁和其它有严重火灾危险的处所采用A－60级绝缘。 绝缘材料要满足船级社要求。
目录 1.船舶主尺度及各层甲板舱室布置情况 1.1 “A” deck 1.2 poop deck 1.3 main deck 2.相邻舱室和甲板耐火分隔设计 2.1各处所定义 2.2油船防火结构设计 3.隔热、隔音设计 3.1甲板敷料设计 3.2天花板敷料设计 4.脱险通道设计 参考文献： 1．《船舶造型及舱室设计》主编蒋志勇等哈尔滨工程大学出版社 2. 《Solas公约2004中文版》 3.《钢制海船入级建造规范》
某沿海单桨散货船螺旋桨 设计计算说明书 刘磊磊 2008101320 2011年7月
某沿海单桨散货船螺旋桨设计计算说明书 1.已知船体的主要参数 船长 L = 118.00 米 型宽 B = 9.70 米 设计吃水 T = 7.20 米 排水量 △ = 5558.2 吨 方型系数 C B = 0.658 桨轴中心距基线高度 Zp = 3.00 米 由模型试验提供的船体有效马力曲线数据如下： 航速V （kn ） 13 14 15 16 有效马力PE （hp ） 2160 2420 3005 4045 2.主机参数 型号 6ESDZ58/100 柴油机 额定功率 Ps = 5400 hp 额定转速 N = 165 rpm 转向 右旋 传递效率 ηs=0.98 3.相关推进因子 伴流分数 w = 0.279 推力减额分数 t = 0.223 相对旋转效率 ηR = 1.0 船身效率 0777.111=--= w t H η 4.可以达到最大航速的计算 采用MAU 四叶桨图谱进行计算。 取功率储备10%，轴系效率ηs = 0.98 螺旋桨敞水收到马力： P D = 4762.8 hp
根据MAU4-40、MAU4-55、MAU4-70的Bp --δ图谱列表计算： 项 目 单位 数 值 假定航速V kn 13 14 15 16 V A =(1-w)V kn 9.373 10.094 10.815 11.536 Bp=NP D 0.5/V A 2.5 69.013042 69.01304 69.01304225 69.013042 25 Bp 268.96548 323.7116 384.6505072 451.99967 07 MAU 4-40 δ 75.6 72.10878 64.87977369 60.744 P/D 0.64 0.667321 0.685420561 0.720498 ηO 0.5583333 0.582781 0.605706806 0.62606 P TE =P D ·ηH ·ηO hp 2863.9907 2989.395 3106.994626 3211.4377 MAU 4-55 δ 74.629121 68.63576 63.56589147 59.341025 P/D 0.6860064 0.713099 0.740958466 0.7702236 ηO 0.5414217 0.567138 0.590941438 0.6111996 P TE =P D ·ηH ·ηO hp 2777.2419 2909.156 3031.255144 3135.1705 MAU 4-70 δ 73.772563 67.77185 63.03055556 58.68503 P/D 0.69254 0.723162 0.754280639 0.7861101 ηO 0.5210725 0.54571 0.565792779 0.5828644 P TE =P D ·ηH ·ηO hp 2672.8601 2799.238 2902.2542 2989.8239 据上表的计算结果可绘制PT E 、δ、P/D 及ηO 对V 的曲线，如下图所示。
船舶结构强度第二次课程大作业 院系班级：*********** 姓名：*********** 学号：*********** 指导老师：*********** 日期：*********
图示为某船舶横剖面结构示意图。请计算当船舶船舯为波谷，且弯矩值为9.0×107N·m，考虑折减系数计算总纵弯曲应力。
解：计算过程如下面所示： 1.计算载荷 计算弯矩M=9.0*107 N·m 2.船体材料 计算剖面的所有构件均采用低碳钢，屈服极限σY= 235Mpa。 3.许用应力 （1）总纵弯曲应力[σ]= 0.5σY （2）总纵弯曲与板架局部弯曲合成应力的许用应力： 在板架跨中[σ 1+ σ 2 ]=0.65σ Y 在横舱壁处 [σ1+σ2]=σY 4、总纵弯曲正应力第一次计算 (1) 根据图示肋骨剖面计算简图，对其中构件进行编号。然后将与图中编号对应的各强力构件尺寸填入下表中。船体剖面要素及第一近似总纵弯曲应力的计算在下表中完成。 构 件编号构件 名称 构件 尺寸 构建 剖面 积Ai 距参考 轴距离 Z i （m） 静力矩 A i ·Z i 惯性矩 A i ·Z i 2 构件 自身 惯性 矩 距中 和轴 距离 （m） 总纵弯 曲应力 (N/mm2) 1 甲板 纵桁 1//2 18.4 4.26 78.384 333.91 584 0.073 2 2.646 347.392 89807 2 上甲 板 5x28 00 140 4.4 616 2710.4 不计 2.786 358.809 56609 3 上甲 板纵 骨 （80 x22x 5） x11 64.2 4 4.4 282.65 6 1243.6 864 0.028 853 2.786 358.809 56609 4 上甲 板纵 桁 8x28 0/12 x120 36.8 4.26 156.76 8 667.83 168 0.146 3 2.645 98449 215.773 76062