船舶动力装置课程设计说明书Word格式.docx

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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×

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

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

520

3

齿轮箱减速比

i

4

轴传递Ne时的转速

ne

n/i

173.33

5

中间轴系数

K

查表

1.0

6

螺旋桨轴系数

1.15

7

轴材料抗拉强度

MPa

530

8

中间轴最小直径

d

mm

270.64

9

螺旋桨轴直径

345.42

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1.26

N

——轴传递的额定功率,kW；

n

——轴传递N的额定转速,r/min；

R

——轴材料的抗拉强度,MPa

2.3：

尾轴管装置的设计

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：

a．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—白合金，内径——395mm，全长——600mm，质量——260Kg。

后轴承：

材料—白合金，内径——400mm，全长——1000mm，质量——445Kg。

b．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--HPQ

，衬套外径—450mm，最大轴径—425mm，艉衬套长度—220mm

艉轴后密封装置：

型号--HPH

，衬套外径—450mm，最大轴径—425mm，艉衬套长度—245mm

c．联轴节选自宁波龙旋传动机械有限公司，规格如下：

内径—390mm，全长—300mm，质量—330kg

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αk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–αklz

螺纹直径：

dw=（0.75~0.90）dtz我们取系数为0.75

螺纹长度：

lw=dw

三,强度校核

3.1：

尾轴危险段面的确定根据图3计算如下：

l

图3

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，L

=1000mm，L

=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=1092mm

（2）双支承轴承负荷计算：

a．后轴承压力

=54725.5N

式中：

g—9.81N/kg

1—前后轴承支撑点距离m

a---螺旋桨中心至后轴承中心距离m

b—桨毂后端面到后轴承支撑点距离m

c—法兰重心到前轴承支撑点距离m

d—法兰端面到前轴承支撑点距离m

G0—法兰重量，330kg

QB—螺旋桨及附件重量，2200kg

qc—轴本身重量产生的均布负荷

b．前轴承总压力

=13320.3N

1．截面E—E的弯矩

=-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m

Ra—后轴承支反力，N

La—后轴承长度，m

qc—轴本身重量产生的均布负荷

2．截面K－K的弯矩

=54546.1N·

Mk-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

单位

数值

尾轴截面E－E直径

dc

已知条件

0.39

主机最大功率

pe

主要最大转速

I

齿轮箱效率

η

0.96

尾轴扭矩

Tt

N.m

232726.2

由扭矩引起的扭应力

τc

19.98

螺旋桨推力

F

499268

由推力引起的压应力

σY

10.72

10

尾轴最大弯曲力矩

Mk-k

N·

根据MK-K和ME-E计算

54546.1

11

由弯曲力矩引起的弯曲应力

σW

9.366

12

合成应力

σc

40.01

13

轴材料屈服强度

σS

已知条件（35号钢）

315

14

所求安全系数

Sc

7.873

15

许用安全系数

[SC]

钢性直接传动的轴

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尾轴承负荷计算

前后轴承中心距离

l1

由尾轴尾管总图

2.34

螺旋桨重心到后轴承中心距离

a

1.211

桨毂后端面到后轴承中心

b

1.757

法兰端面到前轴承中心距离

1.03

法兰重心到前轴承中心距离

c

0.93

尾轴之重度

qc

kg/m

695.8

螺旋桨及附件重量

QB

kg

2200

联轴节重量

G0

330

后轴承之总压力

RA

由轴承压力计算

54725.5

前轴承之总压力

RB

同上

13320.3

后轴颈直径

DA

400

前轴颈直径

DB

395

后轴承长度

La

1000

前轴承长度

Lb

600

后轴承单位面积所受压力

PA

Mpa

0.1368

16

前轴承单位面积所受压力

PB

0.0562

17

轴承许用单位面积压力

[P]

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。

四,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PPT的研读，学生最终解决了每个问题和困难。

对于船舶轴系，学生认为其中最复杂和最棘手的，是在于尺寸的设计，如果尺寸设计的不合理，很有可能在校核的时候出现不合格的现象，那么之前的设计就基本上要重新来过了。

因此，对于尺寸的设计，不仅要进行计算上的大致估计，有时候也要借助于工程经验。

在船舶动力装置的设计中，虽然各项校核都合格，但学生的水平有限，设计之中会有很多的缺漏和不足，还恳请老师指正和包容。