船舶动力装置课程设计说明书

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。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12.2：轴系计算一）：已知条件：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）：4400kWX520rpm持续服务功率：3960kWX520rpm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轴直径计算序号名称代号单位公式数值1轴传递的额定功率NekW已知44002主机额定转速nr/min已知5203齿轮箱减速比i已知34轴传递N时的转速ener/minn/i173.335中间轴系数K查表1.06螺旋桨轴系数K查表1.157轴材料抗拉强度cbMPa已知5308中间轴最小直径dmm只98Jn/ 570、d二98K31―e( )3nc+157270.649螺旋桨轴直径dmm“FC伫(560)”nR+160e m345.42考虑到航行余量，轴径应在计算的基础上增大10%。故最终取297.70mm根据计算结果，取螺旋桨轴直径为379.96mm,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F=95,对于涡轮推进装置、具有滑动型联轴节的柴油机推进装置和电力推进装置的中间轴；F=100,对于所有其他型式的柴油机推进装置和所有螺旋桨轴；因此，计算时我们取F为100.C——不同轴的设计特性系数我们取C为1.26Ne——轴传递的额定功率,kW；ne 轴传递N的额定转速,r/min；R――轴材料的抗拉强度,MPa2.3：尾轴管装置的设计（一） ：尾轴承，密封装置，联轴节的选型根据之前的计算结果，我们对尾轴管装置的核心零件进行选型，如下所示：艉轴轴承选自武汉东盟船舶配套工程有限公司，规格如下：前轴承：材料一白合金，内径——395mm,全长——600mm,质量——260Kg后轴承：材一白合金，内径400mm,全长1000mm,质量445Kg油润滑艉轴密封装置选自东台市海鹏船舶配件厂，规格如下：艉轴前密封装置：型号--HPQ2,衬套外径一450mm,最大轴径一25mm,艉衬套长度一220mm艉轴后密封装置：型号--HPH3，衬套外径一450mm,最大轴径一25mm,艉衬套长度一245mm联轴节选自宁波龙旋传动机械有限公司，规格如下：内径一390mm,全长一300mm,质量一330kg（二） ：尾轴管装置结构设计：我们设计尾轴管装置的结构如图2所示：图2

图中，尾轴的总长度为5420mm,两尾轴轴承中心线之间的距离为2340mm,连接螺旋桨的轴端锥度ak为1:15，锥长lz为1092mm,小端直径dxz为317.2mm,大端直径dtz为390mm,螺纹直径dw为283mm,螺纹长度lw为283mm,其他具体尺寸图2已有具体的标注。其中,其锥长,小端直径,螺纹直径,螺纹长度的计算公式如下：锥长：lz=(1.6〜3.8)dtz我们取系数为2.8小端直径：dxz=dtz-aklz螺纹直径：dw=(0.75〜0.90)dtz我们取系数为0.75螺纹长度：lw=dw强度校核3.1：尾轴危险段面的确定根据图3计算如下：图中,a=1211mm,b=1757mm,l=2340mm,c=930mm,d=1030mm,La=1000mm,Lb=600mm图中,a=1211mm,b=1757mm,l=2340mm,c=930mm,d=1030mm,La=1000mm,Lb=600mm(1)确定相关尺寸由尾轴零件图草图，La=1000mm,Lb=600mm,及螺旋桨轴直径Dt=390mm螺旋桨轴尾部锥长l=(1.6〜3.3)R=2.8*Dt=1092mmz(2)双支承轴承负荷计算：a.后轴承压力宛_Jq口卄册'IG用*时孔籽鴉占- 21 1 21 』=54725.5N

式中：g—9.81N/kg1—前后轴承支撑点距离ma---螺旋桨中心至后轴承中心距离mb—桨毂后端面到后轴承支撑点距离mc—法兰重心到前轴承支撑点距离md—法兰端面到前轴承支撑点距离mG0—法兰重量，330kgQB—螺旋桨及附件重量，2200kgq—轴本身重量产生的均布负荷丄Cb.前轴承总压力q(l+d)2q(l+d)2G(l+c)qb2c +——0 —2l21—Qa— B—l=13320.3N11.截面E—E的弯矩(L(L\2—a+a/2I2丿=-19507.6N・m式中qb—螺旋桨及附件重量，a—螺旋桨中心至后轴承中心距离mR—后轴承支反力，NaL—后轴承长度，maq—轴本身重量产生的均布负荷c2.截面K－K的弯矩MK—K(R-Q-g)2MK—KA B—=54546.1N・m2gq=54546.1N・mcMk-k>Me-e，取Mk-k作为计算弯曲力矩。3.尾轴强度计算如下表2:表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dcm已知条件0.392主机最大功率PekW已知条件44003主要最大转速ner/min已知条件5204齿轮箱减速比I已知条件35齿轮箱效率n已知条件0.96

6尾轴扭矩TtN.mPT二9550~-i-nt ne232726.27由扭矩引起的扭应力TcMPa16T103T= 1 c 兀d3c19.988螺旋桨推力FNT=―PE—t V(l—t)S4992689由推力引起的压应力aYMPa4FQ=Y 兀d3c10.7210尾轴最大弯曲力矩Mk-kN•m根据MKK和M计算K-K E-E54546.111由弯曲力矩引起的弯曲应力aWMPa32MX10-6Q = E—E W 兀d3c9.36612合成应力acMPaQ=j(Q+Q)2+3t2c H Y W c40.0113轴材料屈服强度aSMPa已知条件（35号钢）31514所求安全系数ScQS=7cQc7.87315许用安全系数[Sc]钢性直接传动的轴4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。4.尾轴承负荷计算（双支承轴承）计算如下表3：表3尾轴承负荷十卜算序号名称代号单位公式数值1前后轴承中心距离11m由尾轴尾管总图2.342螺旋桨重心到后轴承中心距离am由尾轴尾管总图1.2113桨毂后端面到后轴承中心bm由尾轴尾管总图1.7574法兰端面到前轴承中心距离dm由尾轴尾管总图1.03

5法兰重心到前轴承中心距离cm由尾轴尾管总图0.936尾轴之重度qckg/m已知条件695.87螺旋桨及附件重量Qbkg已知条件22008联轴节重量G0kg已知条件3309后轴承之总压力RaN由轴承压力计算54725.510前轴承之总压力RBN同上13320.311后轴颈直径DAmm由尾轴尾管总图40012前轴颈直径DBmm由尾轴尾管总图39513后轴承长度Lamm由尾轴尾管总图100014前轴承长度Lbmm由尾轴尾管总图60015后轴承单位面积所受压力PAMpa门 RP= A—ADLAA0.136816前轴承单位面积所受压力PBMpa“ RP— B—BDLBB0.056217轴承许用单位面积压力[P]Mpa对高分子轴承0.49计算结果所求轴承单位面积所受压力均小于高分子轴承单位面积许用压力，本船采用高分子轴承，故安全。至此轴系校核全部完成。3.2:设计汇总根据以上校核结果可知，轴系的设计符合安全要求，因此我们可以绘制出其最终的图纸，该图纸以DWG格式附录，还请老师查阅。设计总结本次课程设计，在设计过程中，出现过很多的困难和设计的失误，但借助于老师上课的讲授，课本及课件