完整版船舶动力装置轴系设计计算.docx
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完整版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）
d100C3peb（-）（4.1）
“就b176.5
3~608~'
100C3（）
V170.9530176.5
=191.88Cmm
C=1.0——中间轴的直轴部分，
d191.88mm,取200mm作为设计尺寸。
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
d191.881.27=243.69mm,设计时取250mm。
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。
d191.881.05=201.47mm,即螺旋桨轴在联轴器法兰处的最小
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，船舶纵向倾角约在0°~5。
之间。
有些双轴系的船舶，容许轴线在水平投影上离开船舶的中线面向外或向内偏斜，偏斜角在0°~3。
之间。
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2o
2900kW近
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“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：
Imin24.93dJ（4.2）
=24.93201
=183.46cm
=1.83m
式中：
dz—轴径，20cm
I>Imin1.83IDo
故在进行轴系布置设计时，应力求使轴承的间距
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
式中:
dz——中间轴直径，cm。
西德劳氏船级社推荐的公式
I142dz=6.35m（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0.21=0.72m（I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1和尾轴基本直径d的比值推荐米用以下数据:
d=Ld>12
d=Ld14-25
p^n-zinnmm
d=80~230mmI.d16-40
本船d=250,设计成Ld=16.8,I16.8d16.80.254.2m
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2〜10mm）,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）；
Dk■锥体大端直径；dK■锥体小端直径；Ik■锥体长；lj-键（槽）长；d纹-螺纹直径;
I纹■螺纹长；2「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：
DkcIk々gK=iA5
7—（4.5）
Lk
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：
15o
b、锥长：
Lk（1.6^3.3）Dk=2Dr（4.6）
=2.66250
=665mm
式中：
Dk尾轴直径，250mm。
c、小端直径：
dKDkKLk（4.7）
=250-115665
=205.67mm
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
d191.881.05
=201.47mmo
式中：
C=1.05
将小端直径dk与海规要求最小直径d作差，dk>d,满足了条件
d、大端直径Dk=250mm,前面计算得。
键的主要尺寸
a、键长Lj
Lj（0.9~0.98）Lk=0.9Lk（4.8）
=0.9665=598.5mm
b、键宽b（单键）
b（0.2-0.3）Dk=0.25Dk（4.9）
=0.25250=62.5mm
C\键rWjh
h（0.5-0.6）b=0.5b（4.10）
=0.562.5
=31,25mm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二123mm的圆角，首端应制成雪橇形。
螺纹部分
a、螺纹直径
d纹（0.75~0.90）Dk=0.75Dk（4.11）
=0.75250=187.5mm
b、螺纹长度
I纹d纹（4产）
=187.5mm
小端直径dk>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。
424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：
200mm
轴颈等加粗部位直径：
210mm4.3.5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
436传动轴的强度校核
c、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。
（Jk
山」lLi一
■■■
图4.2中间轴受力示意图
螺旋桨推力估算:
1945.2电
（4.13）
式中：
T一螺旋桨最大推力，N;
Pmax一传递的最大功率,
。
一螺旋桨效率，拖轮:
szlc1470110%
=1945.20.5
14
=112335.3N
kW,按110%Peb计算；Vs—船舶的航速，kn;
。
=0.3~0.6,取0.5o
（1）由主机转距引起的剪应力:
Mi
Ww
（4.14）
80150.60
1570.50
=51.03Ncm
式中：
Mt一主机最大功率时的转距，Ncm；
Ww—中间轴抗扭截面模数，cm3
（4.15）
9550「max।
nmax
1470110%
=95504.530.9
775147010%
（4,佝
203
=16
（10）
=1570.50cm3
式中：
dz—中间轴直径，cm；
中孔系数,mdz,实心轴m=。
；do一中孔直径,cm。
（2）由中间轴本身重量所产生的弯曲应力:
dZ4、
wMw
-（1m）
32
（4.17）
203
32
=785.25cm3
式中：
dz—中间轴直径，cm；
m一中孔系数，实心轴m=0
支反力Ra:
Ra
24.5
360288
438.88-
360
（4.18）
=4761.1ON
式中：
q一轴自重产生的均布负荷，qi得最0,0062d；=24.5Ncm
大弯距为Mwi和Mwp为:
Ra
（4.19）
Mwi2q
4761.102
224.5
=462614.51Ncm
2q
（4.20）
（4761JO438.88）2
224.5
=412856.92Ncm
438.8872
mwi>mwp,故选Mwi计算。
MW
wMW
=462614.51=-785.25
=589.12Ncm
（3）由螺旋桨推力产生的压缩应力:
（4.22）
112335.3
102
=357.58Ncm2
式中：
Fw——中间轴截面积，cm2。
（4）由安装误差引起的弯曲应力：
按经验选取1471.5-2943Ncm2,轴系强度校核时最好取最坏情况考虑
2943Ncm2o
（5）合成应
（4.23）
二、（357.58589.122943产351.03,=3940.61N.cm
安全系数:
（4.24）
274403940.61
=6.96>[K]=（2.5~5.4）
式中：
s—材料屈服极限，27440Ncm2;
h一传动轴静强度计算的合成应力，Ncm2;
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：
MeeQb（Ck）2（4.25）
=25000（120^）37287.86«24.5（45120）2
2
=-2780552.55N
式中：
Qb一桨及附件的重力，N;
q一轴自重产生的均布负荷，Ncm支点反作用力
Ra=aQb字
2I24.5420—...120420=25000-2420
K・K截面的弯距计算：
（4.26）
=37287.86N
Mk
CQba-（Ra2q
2
Qb）
（4.27）
12025000
।（37287.8625000）2
224.5
=-81459.25N
比较，MeeMkk
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
!
\/1建
（4.28）
WKww
=2780552.55
=1533.2=1813.56Ncm2
式中：
Ww一轴的抗弯截面模数，cm3。
Ww卫（1
32
m4）
（4.29）
0）
=1533.2cm3
式中：
dj一桨轴直径,
cm；
m一中孔系数,
m虫，实心轴m=0；dj
d。
一中孔直径,
cmo
（2）由螺旋桨推力产生的拉、压应力:
=112335.3
二15八
2
式中：
丁一桨的推力，N；
E一桨轴的截面积,
3cm
（3）由主机扭距引起的剪应力
（4.31）
MtWw
=80150
=3066.4
=26.14Ncm2
式中：
Mt—主机最大功率时扭距，N..cm2；
皿一桨轴抗扭截面模数，cm3。
Ww卫（1m，、
（4.32）
16m，）
0）
3
=3066.4cm
式中：
@一桨轴的轴径，cm;m—中孔系数，同前。
（4）合成应力：
（4.33）
Hw-32
—（1956.53228.96）2326.142
=2197.71Ncm2
（4.34）
（5）螺旋桨的安全系数
=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K[K]
W-dA（1m4）
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