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船舶动力装置课程设计轴系计算说明书hy1

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华中科技大学 船舶与海洋工程学院 轮机工程专业

民用船舶动力装置课程设计

轴系计算说明书

轮机0801班 李弘扬 U200812201 一、 轴系计算 (一)、概述 本船为内河船，设单机单桨。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。考虑到长江水质较差，泥沙较多，若采用水润滑，则污物可能进入艉轴装置造成堵塞，故润滑方式采用油润滑。本计算按《CCS钢质内河船舶建造规范》（2009年）（简称《钢内规》）进行。

(二)、已知条件 2.1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 400/460 mm 最大功率（MCR） 4400×520 kW；rpm 持续服务功率 3960×520 kW；rpm 燃油消耗率 186 +5% g/kW·h 滑油消耗率 1.4 g/kW·h 起动方式 压缩空气 3~1.2 MPa 生产厂 陕西柴油机厂

2.2齿轮箱： 型号 GWC66.75 减速比 2.986：1 生产厂 杭州前进齿轮箱集团股份有限公司

2.3轴： 材料 35#钢 抗拉强度 530 MPa 屈服强度 315 MPa

2.4键： 材料 45#钢 抗拉强度 600 MPa 屈服强度 355 MPa

5．螺栓： 材料 35#钢 抗拉强度 530 MPa 屈服强度 315 MPa

(三)、轴直径的确定 根据《钢内规》8.2.2进行计算，计算列表4.1如下：

序号 名 称 代号 单 位 公 式 数 值 1 轴传递的额定功率 Ne kW 已知 4400 2 主机额定转速 n r/min 已知 520 3 齿轮箱减速比 i 已知 2.986 4 轴传递Ne时的转速 ne r/min n/i 174.15 5 中间轴系数 1K 查《钢内规》表8.2.2.1（1） 1.0 6 螺旋桨轴系数 2K 查《钢内规》表8.2.2.1（2） 1.26

7 轴材料抗拉强度 Rm MPa 已知 530 8 中间轴最小直径 d mm 3mee1)160R560(nN100Kd 274.13

9 螺旋桨轴直径 d mm 3mee2)160R560(nN100Kd 344.87

表4.1轴直径计算 根据计算结果，取螺旋桨轴直径为 350 mm，中间轴直径为 280 mm。 二、 强度校核 1. 尾轴强度验算 轴设计过程中艉轴承、密封装置、联轴节的选型如下：

a．艉轴轴承选自东台市有铭船舶配件厂，规格如下： 前轴承： 材料 白合金 内径 355 mm 全长 440 mm 质量 148 Kg 后轴承： 材料 白合金 内径 360 mm 全长 880 mm 质量 305 Kg

b．油润滑艉轴密封装置选自东台市有铭船舶配件厂，规格如下： 艉轴前密封装置： 型号 YMQ2-380 衬套外径 380 mm 最大轴径 355 mm 艉衬套长度 215 mm 艉轴后密封装置： 型号 YMH3DW-380 衬套外径 380 mm 最大轴径 355 mm 艉衬套长度 215 mm

c．联轴节采用船厂自制。 尾轴危险段面的确定根据图4-1计算如下：

图4-1尾轴管结构简图 （1）相关尺寸确定

已知La=880mm，Lb=440mm，R=350mm 螺旋桨轴尾部锥长lz=（1.6~3.3）R=2.2*R=780mm，

对于白合金轴承，支撑点到后端面的距离u=0.5L=0.5*880=440mm。而后密封装置的长度为215mm，再加上适当间距约为60mm，则： 螺旋桨轴尾部锥面中心至后轴承中心距离a为： a=780/2+440+215+60=1105mm 螺旋桨轴尾部锥面后端面至后轴承中心距离b为： b=1105+780/2=1495mm

由布置总图得后轴承的后端面距前轴承中心约为4739mm，则： 前后轴承支撑点距离l为： l=4739-440=4299mm

因为后轴承后端面距齿轮箱有约7130mm，考虑到齿轮箱的周和联轴节等，法兰端面到前轴承支撑点距离为： d=7130-4299-440-769=2391mm 因为联轴节长845mm，则法兰重心到前轴承支撑点距离为： c=2391-845=1546mm （2）双支承轴承负荷计算： a．后轴承压力

= 15873.21 N 式中：g—9.81N/kg 1—前后轴承支撑点距离，4.299m a---螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m b—桨毂后端面到后轴承支撑点距离，1.495m c—法兰重心到前轴承支撑点距离，1.546m d—法兰端面到前轴承支撑点距离，2.391m G0—法兰重量，1180kg QB—螺旋桨及附件重量，4079.51kg

qc—轴本身重量产生的均布负荷 ，qc=0.00622cd=0.0062×3502=759.5kg/m b．前轴承总压力



laQl2bqlc)(lGl2dlqgB2c02c）（BR

= 4596.65 N 式中：g—9.81N/kg 1—前后轴承支撑点距离，4.299m a---螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m b—桨毂后端面到后轴承支撑点距离，1.495m c—法兰重心到前轴承支撑点距离，1.546m d—法兰端面到前轴承支撑点距离，2.391m G0—法兰重量，1180kg QB—螺旋桨及附件重量，4079.51kg

qc—轴本身重量产生的均布负荷 ，qc=0.00622cd=0.0062×3502=759.5kg/m

1．截面E—E的弯矩 /2a2Lqg2LR2LagQM2AcAAABEE = —63745.48N·m

式中：g—9.81N/kg QB—螺旋桨及附件重量，4079.51kg a—螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m RA—后轴承支反力，15873.21 N

LA—后轴承长度，0.88m qc—轴本身重量产生的均布负荷

qc=0.00622cd=0.0062×3502=759.5kg/m 其中dc为尾轴直径，350mm 2．截面K－K的弯矩

c2BABKK2gq)Q-(RagQMg= —5093.61N·m

式中：g—9.81N/kg QB—螺旋桨及附件重量，4079.51kg a—螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m RA—后轴承支反力，15873.21 N

qc—轴本身重量产生的均布负荷

qc=0.00622cd=0.0062×3502=759.5kg/m 其中dc为尾轴直径，350mm

KKEEMM，取EEM=—63745.48N·m作为计算弯曲力矩。尾轴强度计

算如下表4.2: 表4.2尾轴强度计算 序号 名 称 代号 单位 公 式 数值

1 尾轴截面E－E直径 dc m 已知条件 0.35

2 主机最大功率 pe kW 已知条件 4400 3 主要最大转速 ne r/min 已知条件 520 4 齿轮箱减速比 I 已知条件 3 5 齿轮箱效率 η 已知条件 0.96 6 尾轴扭矩 Tt N.m inP9550T

ee

t

2.327x105

7 由扭矩引起的扭应力 τc MPa 361016ctCdT 27.642 8 螺旋桨推力 F N )1(FtVPSE 6.607x103

9 由推力引起的压应力 σY MPa 26104cYdF

6.867x10-2

10 尾轴最大弯曲力矩 ME-E N·m 根据MK-K和ME-E计算 6.375x104 11 由弯曲力矩引起的弯曲应力 σW MPa -6EEW3c32M10d 15.145 12 合成应力 σc MPa 2c2WYc3)( 50.195 13 轴材料屈服强度 σS MPa 已知条件（35号钢） 315 14 所求安全系数 Sc cScS 6.276

15 许用安全系数 [SC] 钢性直接传动的轴 2.8~5.8 计算结果所求安全系数大于许用安全系数Sc＞[SC]。故尾轴强度复合要求。 2. 尾轴承负荷计算(双支承轴承) 计算如下表4.4： 表4.4尾轴承负荷计算 序号 名 称 代号 单位 公 式 数值

1 前后轴承中心距离 l1 m 由尾轴尾管总图 4.299

2 螺旋桨重心到后轴承中心距离 a m 由尾轴尾管总图 1.105 3 桨毂后端面到后轴承中心 b m 由尾轴尾管总图 1.495 4 法兰端面到前轴承中心距离 d m 由尾轴尾管总图 2.391 5 法兰重心到前轴承中心距离 c m 由尾轴尾管总图 1.546 6 尾轴之重度 qc kg/m 已知条件 759.5 7 螺旋桨及附件重量 QB kg 已知条件 4079.51 8 法兰重量 G0 kg 已知条件 1180 9 后轴承之总压力 RA N 由轴承压力计算 15873.21 10 前轴承之总压力 RB N 同上 4596.65 11 后轴颈直径 DA mm 由尾轴尾管总图 360

12 前轴颈直径 DB mm 由尾轴尾管总图 355 13 后轴承长度 LA mm 由尾轴尾管总图 880

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船舶动力装置课程设计共23页

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船舶动力装置课程设计
1、纪律是管理关系的形式。——阿法 纳西耶 夫 2、改革如果不讲纪律，就难以成功。
3、道德行为训练，不是通过语言影响 ，而是 让儿童 练习良 好道德 行为， 克服懒 惰、轻 率、不 守纪律 、颓废 等不良 行为。 4、学校没有纪律便如磨房里没有水。 ——夸 美纽斯
5、教导儿童服从真理、服从集体，养 成儿童 自觉的 纪律性 ，这是 儿童道 德教育要知道对好事的称颂过于夸大，也会招来人们的反感轻蔑和嫉妒。——培根 22、业精于勤，荒于嬉；行成于思，毁于随。——韩愈
23、一切节省，归根到底都归结为时间的节省。——马克思 24、意志命运往往背道而驰，决心到最后会全部推倒。——莎士比亚
25、学习是劳动，是充满思想的劳动。——乌申斯基
船舶动力装置原理与设计_第5章

船舶动力装置原理与设计_第5章

武汉理工大学2007年1月7日星期日船舶推进装置的特性与配合武汉理工大学能源与动力工程学院主讲：周瑞平樊红胡义1.1功率传递过程2007年1月7日星期日1.3.1frictional resistanceFRAFig. 2: Total ship towing resistance RT = RF + RW + RE + RAPower and speed relationship for a 600 TEU container shipA R与船体线型与航行情况(装载、拖带、污底桨旋转时，叶梢顶尖划出的圆叫叶梢圆，叶梢圆的直径叫桨径1.3.2桨的特性2007年1月7日星期日1.3.2桨的特性2007年1月7日星期日1.3.2桨的特性2007年1月7日星期日1.3.3柴油机的特性柴油机的工况 发电机工况：调速器控制使n恒定（如电 力传动主机和发电副机） 螺旋桨工况：直接驱动桨的主机稳定工况 下，主机发出功率等于桨吸收功率 其它工况：功率与转速没有一定的关系， 功率由阻力决定。

（如驱动调距桨的主 机，驱动应急救火泵或应急空压机的柴油 机，变工况主机）2007年1月7日星期日1.3.3柴油机的特性柴油机的特性可认为，保持喷油量不变,柴 油机在不同转速时，平均有 效压力为常数。

故有P随供油量增加而增 大；供油量一定，P∝n2007年1月7日星期日柴油机试验台上测定，将喷油量调节机构固定在某一位 置，改变负荷，使转速变换。

全负荷速度特性：标定转速发出标定功率的供油位置，标 准试验环境（大气压p0=100kpa，相对湿度φ0=30%/无 限航区60%，环境温度T0=298K/318K）及持续功率下测 定。

超负荷速度特性：超负荷功率为标定功率的110%（对应 103%neb），并且在12h运转期内允许超负荷运转1h。

部分负荷速度特性：喷油泵油量固定在小于标定功率油量2007年1月7日星期日B—燃油消耗量 be —燃油消耗率 tr—排气温度2007年1月7日星期日2007年1月7日星期日调速特性调速器作用下柴油机的功率、转矩 与其转速的关系 全制调速器2007年1月7日星期日试验台或实船条件下测取。

船舶动力装置设计

船舶动力装置设计

螺旋桨无键连接安装工艺研究船舶在运行中，轴系起着传递主机功率和螺旋桨推力的作用，因此对轴系的设计有许多特殊的要求。

其中，对螺旋桨与螺旋桨轴之间的连接，主要有以下要求：1、工作可靠和较长的使用寿命；2、制造、安装方便；3、密封良好，以免海水对螺旋桨轴的腐蚀。

基于以上三点，传统的螺旋桨与轴之间的有键连接形式已经难以满足要求，特别是对于大型船舶的轴系。

有键连接不仅加工工艺复杂，而且拆装十分困难。

尤其键槽很容易被海水腐蚀，从而影响使用寿命。

螺旋桨无键连接(keyless propeller)是不借助于键，而是借助于用过盈或黏接方法将螺旋桨装配在螺旋桨轴配合锥面上的安装方式。

它依靠螺旋桨与螺旋桨轴的锥体结合面间足够大的过盈配合而产生的摩擦力来传递扭矩。

与传统有键螺旋桨相比较，无键连接有以下明显优点：1、制造工艺简单。

2、扭矩传递过程应力分布均匀，安装过程数据化、图表化。

3、配合紧密，使用寿命长，安装拆卸过程方便可逆。

现在，国内外远洋船舶一般采用液压无键连接的方式。

这种连接形式，主要是通过液压压力，使螺旋桨锥孔在材料弹性形变范围内，内径扩大，同时利用液压螺母的轴向压力将螺旋桨定量推入，使桨与轴的配合锥面紧紧贴合，当轴向推入到位径向液压压力释放后，螺旋桨与轴形成过盈配合，桨与轴便可靠地连接在一起。

液压无键连接具有以下优点：1、安装工艺简便，施工快捷；2、拆卸时，不会造成损坏，有利于再次使用；3、压入量可控，安装质量高；4、结构简单，机械加工方便，精度便于控制；5、避免了因开槽对螺旋桨轴产生的强度影响。

螺旋桨无键连接安装工艺主要分为以下几个步骤：1、压入准备将螺旋桨，螺旋桨接触表面，油槽及油孔清洁吹洗干净，并涂上一层液压油；将密封装置及“O”形垫圈先套进螺旋桨轴；将螺旋桨轴吊上并套在螺旋桨轴上，要求桨嗀与轴锥部的实际接触面积应不小于理论接触面积的70%，且大端接触情况较小端硬，并使位置标记对齐；旋上液压螺母；将液压油注入手动液压泵组的油箱内，至油面计上部；将一只千分表支架置于隔舱壁前的螺旋桨轴上，千分表触头与尾轴端面接触，以此来监视在压装螺旋桨的过程中，螺旋桨是否移动；另两只千分表支架分别置于螺旋桨轴锥体大端附近，与轴中心线对称安装，千分表触头与螺旋桨端面接触，以此测量螺旋桨的压入距离。

轴系

轴系


• 轴线及轴段长度的确定
轴线是一根线段， 它的长度与位置决定于两个 轴线是一根线段 ， 端点。前端点为主机（或推进机组） 端点。前端点为主机（或推进机组）的输出法兰 中心，后端点为螺旋桨的桨毂中心。 中心，后端点为螺旋桨的桨毂中心。 在轴线总长度确定之后， 在轴线总长度确定之后，统筹考虑船体尾部线型 和结构、隔舱壁位置、各轴承负荷情况、 和结构、隔舱壁位置、各轴承负荷情况、工厂的 加工能力以及轴系在机舱内的装拆要求等因素， 加工能力以及轴系在机舱内的装拆要求等因素， 决定螺旋桨轴、 决定螺旋桨轴、中间轴等传动轴的配置及各轴段 长度。 长度。
• 二、轴线最好布置成与船体基线平行 当推进机组位置较高， 而船舶吃水较浅时， 当推进机组位置较高 ， 而船舶吃水较浅时 ， 为 了保证螺旋桨的浸没深度， 了保证螺旋桨的浸没深度，不得不使轴线向尾部 倾斜一定角度。 倾斜一定角度。轴线与基线的夹角称为倾角。有 些双轴系和多轴系的船舶， 些双轴系和多轴系的船舶，为了保证螺旋桨叶的 边缘离船壳外板有一定的间隙， 边缘离船壳外板有一定的间隙，或出于机桨布置 的需要， 的需要，允许轴线在水平投影面上不与纵舯剖面 平行，向外或向内倾斜，形成夹角，称为偏角。 平行，向外或向内倾斜，形成夹角，称为偏角。 当轴线出现倾角和偏角时， 当轴线出现倾角和偏角时 ， 将使螺旋桨的推力 受到损失，因此必须对倾角和偏角加以控制。 受到损失，因此必须对倾角和偏角加以控制。 一般将倾角控制在0 之内， 一般将倾角控制在 0° ～ 5° 之内 ， 高速快艇轴 线的倾角可放大到12 12° 16° 线的倾角可放大到 12° ～ 16° ； 偏角则控制在 0°～3°之内。 之内。
• 三、主机应尽量靠近机舱后舱壁布置，以缩短轴 线长度。 • 四、应考虑主机左、右、前、底与上部空间是否 满足船舶规范，另外还需要考虑拆装与维修要求 以及吊缸的高度是否足够等因素。比如高度方向， 一般应使主机的油底壳不碰到船的双层底或肋骨， 并使它们之间留有向隙，还应留出油底壳放油所 需的操作高度。