广东海洋大学船舶动力装置课程设计指导书

1、船舶动力装置课程设计任务书1、设计内容：船舶轴系设计2、设计要求：依据给定参数，完成如下工作： 确定中间轴、螺旋浆轴以及推力轴的材料和轴径； 计算出各轴承的负荷； 进行轴系合理较中设计；（省略） 绘制轴的零件图1张，锻造图1张。02f160045-"117453、设计参数主机与螺旋浆相关数据 型式：二冲称、直列、回流扫气、废气涡轮增压低速柴油机 持续转速：124转/分；1小时转速：130转/分 主机功率、飞轮重量、螺旋浆重量：表1分组ABCDEFG持续功率（马力）25003200410053506190732090101小时功率（马力）336242635313657376508898

2、10900主机飞轮重G,（吨）0.680.901.101.281.321.451.60螺旋浆重G（吨）4.85.47.69.610.511.413.02轴系布置尺寸（mm,其余尺寸如图示）:表2分组ABCDEF尺寸a395037503650355034503250尺寸b703568356635643562356035尺寸c625062006100600059005800尺寸d6250620061006000590058004、分组：X表31AA2AB3AC4AD5AE6AF7BA8BB9BC10BD11BE12BF13CA14CB15CC16CD17CE18CF19DA20DB21DC22DD

3、23DE24DF25EA26EB27EC28ED29EE30EF31FA32FB33FC34FD35FE36FF5、说明： 轴承可根据具体情况选用或设计。 螺旋浆轴与螺旋浆的连接方式及其连接尺寸可合理设定。 对于题目中出现的不合理数据，对其加以说明，数据不必修正，对其引起的后果加以讨论。 单位必须全部采用国际单位制（遇有工程单位制的参考资料一律转换成国际单位制）！船舶动力装置课程设计参考资料一、设计参考资料： 船舶动力装置设计陆金铭主编国防工业出版社2006 船舶动力装置原理与设计朱树文主编上海交通大学出版社 船舶设计实用手册（轮机分册）中国船舶工业总公司国防工业出版社，1999.二、设计示例

4、（一）已知条件1.主机型号：6ESDZ76/160型式：二冲称、直列、回流扫气、废气涡轮增压低速柴油机气缸直径：760毫米活塞行程：1600毫米缸数：6持续功率：9000马力持续转速：115转/分1小时功率：10000马力1小时转速：119转/分主机飞轮重：1.45吨2.螺旋浆直径：5490毫米重量：13吨二）中间轴基本直径（按1983年钢质海船规范）1. 中间轴材料35优质碳素钢2. 中间轴基本直径d式中，N轴传递的额定功率（马力），取N=9000马力n轴传递的转速，取n=115转/分ob轴材料的抗拉强度，公斤力/毫米2,取ob=48公斤力/毫米2C系数，取c=1d=903900062115

5、（48+18）=377毫米因本轮按冰区级别为BII级进行加强，取增加5%d°。则中间轴基本直径d应为：d=377+18=396毫米现取d=440毫米，轴承处的轴径d=450毫米。（三）螺旋浆轴径计算仍按上述中间轴径d计算公式计算，但系数c取1.27。故螺旋浆轴的计算基本直径d为：pd=dX1.27=503毫米p（四）轴承负荷计算1. 轴承负荷图的有关数据（1）螺旋浆轴：按有关线图查得重量系数屮=1.172,则螺旋浆轴的单位长度重量:兀，d2c兀X0.518rc1q二屮亍1.17“-X7.8=L93吨力咪（2）中间轴：按有关线图查得重量系数屮=1.09。兀x044q=1.09X_x7.

6、8=1.29眉4吨力咪（3）推力轴：按图纸算得q=3.17吨力/米。2. 轴段惯性矩兀兀I=_d4=_X05148=35X1（1）螺旋浆轴：64p64米4兀兀I=_d=_x0/M=l841$（2）中间轴：6464米4兀兀I=d=x0.575.1XLQ（3）推力轴：6464米43. 轴段负荷简图：4.各轴段相对刚度计算各轴段刚度时，忽略铜套影响，取弹性模量E均相等。相对刚度分别为：I35*103k=_二=0.988103BCL3.55而3/4k=0.749-3BCk=3541925184（65红92沖乂池®cd6TT563256.5255.各节点的分配系数1.84810-3=0.297

7、810-36!T1.84810-3k=0.405403fg4.551.84.65.18k4451038=1.1250330453045k=kDEEFkGH卩BC=1（因属简支）3/4k0.7490.696Be=0.6960.74头0.358cb3/4k+kBCCDk=CDCD3/4k+kBCCDk=DE=07=0324DEk+kCDDEO'297=0.4540.3580.297EF二0.265;=0.5;r=0.423;r=0.577;FEFGR=0.735;R=0GHHG-4.2Spr<23fO6T|7各点不平衡弯矩传递分配表0.39-0.660,06-1.4604f-2.2T

8、-(h20Hp.lflHjTsb,d<二匹典玉3E"oTruToi-Otq5|-Djn60.82*-l.«3仁丽二。2THL13二仇齬40.08'*_D4Tq.14r=5foToipOs40.014tr.ozi0-02-»-0.104-6710o卫r-0.18-o.oa-23.3-Q.O1-0.01(totoTwprnri-2.280.180.54-0.U0*06-ft-011.610,449-0-040.0&-0.01-0*040.01OdJl89用"圧0O2000112.0.1.0:0.O.25.3-!37l1.474：0

9、87;二他W-1,610-2,56D.25-0.20-0.02-0,02-2-65_H其余各节点的分配系数为：R=0.5;EDRGF6.各跨距端点的固定弯矩根据材料力学或结构力学的弯矩表中有关公式求得，并将其填入“不平衡弯矩传递分配表8. 各点支反力R=27吨；R=1.97吨；R=9.39吨；R=8.04吨BCDER=4.01吨；R=5.26吨；R=5.46吨FGH9. 校核载荷总重量：W=13+1.45+1.93X7.775+1.32X23.15+3.17+1.445=64.58吨总的支承反力：R=B+C+D+E+F+G+H=27+1.97+9.39+8.04+7.46+5.26+5.46=

10、64.58吨10.轴承负荷：B点b=27000=1.97公斤力/厘米2240x57.11970C点c=0.286公斤力/厘米2120x57.49390D点d=3.86公斤力/厘米245x54E点e二-804=3.32公斤力/厘米245x5445x54F点f二上6匕=3.07公斤力/厘米25260g=45x54=2.17公斤力/厘米2式中，E=2.1X106公斤力/厘米2=2.1X107吨力/米2取676>0.3240,&460.4&402.721.47-0.060.03-1盅-D.16-1.77-3*01.0T2.T2f3.01（吨力米）:D故对各点所引起的不平衡弯矩BC

11、O.OB4ft/16_二TIB-伽*二*P-0.03003f*-+->*JIW*-0.010.423G.5TT0.265033&0010000(M3-0.31*0.210.060.03*-G.Ofi0J5+O.OB0,16pH点：H点负荷应包括推力轴前半部分重量，因此：H=5.46+3.17（2.3-1.445）=5.46+2.71=8.17吨h=里®=2.99公斤力/厘米22x57x2411.轴承负荷的调整可用以下方法调整（1）调低支承点的最高负荷。可采用使上述计算中最高负荷的支承D点的位置降低，或升高最低负荷支承点C的位置的方法。先采用降低D的方法：使D点下降0.5

12、毫米（即A=0.5X1Q-3米），并求出对各支承点所引起的不平衡弯矩:M6EI二-AL2ICD=IDE=1.84X10-3米4LCD=6.525米；LDE=6.2米6x2X10x1.8X1QM=M=6.525CDDC6525吨力米M=M:EDDE6.26x2.X1Q从84103x0.5d&3.01吨力米各点的支反力和比压：经计算求得:B1CD!丄G文艮力1M9厂MT7.02S.ti!W0点3.692.K上表计算结果表明：D点降低0.5毫米后，可使原支点D的最大比压2.86公斤力/厘米2,降为E点的最大比压2.86公斤力/厘米2,约比原来的最大比压降低4.4%。据此，如果再使支承点E降低0.2毫米，尚可使E点的反力降为8.42吨，比压降为3.48公斤力/厘米2.（2）列表反映各支承的影响数，用以判断在调整某一支承时其影响数的敏感和严重程度，如果某影响数国大，则需对其轴承位置或相邻轴承重新布置，以降低其影响数。轴承负荷及允许比压轴承负荷及轴承支反力。在轴系中，任何轴承不允许出现轴承脱空、上轴承衬承载或过载现象，轴承