船舶动力装置课程设计 苏星.docx
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船舶动力装置课程设计苏星
船舶动力装置课程设计
一、设计目的
1、进一步掌握舰船动力装置的基本概念和基本理论；
2、掌握船机浆设计工况选择的理论和方法；
3、掌握工况船舶采用双速比齿轮箱速比优先选计算方法；
4、掌握主机选型的基本步骤方法；
5、初步掌握船机浆工况配合特性的综合分析方法。
二、基本要求
1、独立思考，独立完成本设计；
2、方法合适，步骤清晰，计算正确；
3、书写端正，图线清晰。
已知条件
船型及主要尺寸
（1）船型：
单机单桨拖网渔船
（2）主尺度
序号
尺度
单位
数值
1
水线长
M
2
型宽
M
3
型深
M
4
平均吃水
M
5
排水量
T
6
浆心至水面距离
M
（3）系数
名称
方形系数Cb
菱形系数Cp
舯刻面系数
数值
（4）海水密度ρ=M3
2、设计航速
状态
单位
数值
自航
KN
拖航
KN
柴油机型号及主要参数
序号
型号
标定功率（KW）
标定转速（r/min）
柴油消耗率（g/kw·h）
重量（kg）
外形尺寸（L×A×H）mm
1
6E150C-1
163
750
238
2500
2012×998×1325
2
6E150C-1
220
750
238
3290
2553×856×1440
3
8E150C-A
217
1000
228
2700
2065×1069×1405
4
8E150C-A
289
1000
228
3500
2591×957×1405
5
6160A-13
164
1000
238
3900
3380×880×1555
6
X6160ZC
220
1000
218
3700
3069×960×1512
7
6160A-1
160
750
238
3700
3380×880×1555
8
N-855-M
195
1000
175
1176
9
NT-855-M
267
1000
179
1258
1989×930×1511
10
TBD234V8
320
1000
212
齿轮箱主要技术参数
序号
型号
额定传递能力kw/（r/min）
额定输入转速（r/min）
额定扭矩N*m
额定推力KN
速比
1
300
--1800
4283--12858
,,,,
双速比齿轮箱主要技术参数
序号
型号
额定传递能力kw/（r/min）
额定输入转速（r/min）
额定推力KN
速比
1
--1800
2--6
3
MCG410
，,
5
SD300
计算与分析内容
船体有效功率，并绘制曲线
确定推进系数
主机选型论证
单速比齿轮箱速比优选，桨工况特性分析
双速比齿轮箱速比
综合评判分析
参考书目
《渔船设计》
《船舶推进》
《船舶概论》
《船舶设计实用手册》（设计分册）
设计计算过程与分析
计算船体有效功率
经验公式：
EHP=（E0+△E）△√L①
式中：
EHP------船体有效马力,△------排水量（T），L------船长（M）。
在式①中船长为时，△E的修正量极微，可忽略不计。
所以式①可简化为EHP=E0△√L。
根据查《渔船设计》
可知E0计算如下：
船速v=×÷=S，L=,Cp=;V/（L/10）3=÷/（41÷10）3=;v/√gl=√×41）=;通过查《渔船设计》可得E0=。
结果：
EHP=E0×△×√L=
不确定推进系数
（1）公式P×C=PE/PS=ηc×ηs×ηp×ηr
式中PE：
有效马力；PS：
主机发出功率；ηc：
传动功率；ηs：
船射效率；ηp：
散水效率；ηr：
相对旋转效率。
参数估算
伴流分数：
w=－=
推力减额分数：
由《渔船设计》得t=－=
ηs=（1－t）/（1－w）=（1－）/（1－）=
取ηc=；ηp=；ηr=
结果P×C=ηc×ηs×ηp×ηr=×××=
3、主机选型论证
（1）根据EHP和P×C选主机
主机所需最小功率Psmin=PE/（P×C）==马力=
参数10%功率储备：
Ps=Psmin×（1+10%）=
查柴油机型号及主要参数表选择NT-855-M型柴油机
参数：
额定转速：
1000r/min
额定功率：
267KW
燃油消耗率：
179g/
设计工况点初选
a、取浆径为，叶数Z=4，盘面比为和
b、确定浆转速范围225r/min左右
单速比齿轮速比优选，桨工况点配合特性分析
设计思想：
按自航工况下设计
设计参数及计算：
a、螺旋桨收到的马力DHP：
DHP=EHP/（ηs×ηp×ηr）=××=马力
b、√P=√（DHP/ρ）=√（）=
c、桨径D:
D=
d、自航航速vs=
拖航航速vs`=
e、进速va=vs（1-w）=×（）=
f、估计桨转速：
225r/min
根据图谱计算
具体计算
根据桨径D=,用B4-40和B4-55图谱计算转速为200r/min，225r/min,250r/min,275r/min,300r/min,航速为时桨的螺距比H/D，敞水效率ηp，并绘制图谱求得最佳ηp和H/D。
（4）列表计算：
序号
计算项目
1
桨径D（M）
2
桨转速n（r/min）
200
225
250
275
300
3
航速VS（kn）
4
进速VA（rw）
5
直径系数δ=VA
6
功率系数Bp=n√p/
查B4-40图谱
7
ηp
8
H/D
9
H（M）
查B4-55图谱
10
ηp
11
H/D
12
H（M）
作图确定桨各项最佳参数：
（6）通过作图确定桨的各相应参数：
项目
B4-40
B4-55
桨速r/min
230
225
ηp
H/D
H（M）
D（M）
通过作图确定出此船在自航状态下即航速VS=时，桨的最佳转速，从而准确得出自航状态下的减速比。
选择单速比齿轮箱
参数：
a、主机输出扭矩Ne=9550·PN/nN=267/1000×9550=2550N·M
b、主机转速n=1000r·p·m
c、减速比i=
根据以上参数选择：
齿轮箱型号：
SCG3503
外形尺寸：
854×880×1312
传递能力：
r/min
分析自航状态下的机桨配合特性
D
图中A点为船自航状态下的设计配合点，即额定工况点，此时主机在设计负荷下工作，主机可发出额定功率，螺旋桨亦可发出设计推力，使船在自航设计航速即航行。
双速比齿轮箱速比优选、桨工况配合分析
①设计思想：
根据拖航工况选择减速比，由上面自航时的两种盘面比对应的参数求出拖网时再吸收全部主机功率情况下具有的最大推力的螺旋桨的转速及减速比。
②设计参数：
拖航航速：
vs=
进速：
va=（1-w）=s
③具体计算（查《船舶原理与推进》P186）
序号
计算项目
1
桨径D（M）
2
桨转速
200
225
250
275
300
3
航速VS（kn）
4
进速VA（rw）
5
6
7
查B4-40图谱
8
H/D
9
KT
10
ηp
11
4376
4506
4568
4638
4523
12
Te=T（1-t）
3667
3776
3828
3887
3700
查B4-55图谱
13
H/D
14
KT
15
ηp
16
4346
4431
4541
4582
4473
17
Te=T（1-t）
3642
3713
3805
3840
3659
④作图确定最佳参数
通过两种盘面比的螺距比确定桨的转速、敞水效率
项目
B4-40
B4-55
D（m）
H/D
ηp
n（r/min）
225
220
相应减速比
空泡校核
项目
B4-40
B4-55
VS（kn）
va=（1-w）
D（m）
H/D
ηp
241
ρ
12769
12689
P-PV
16511
16581
T（kg）
4506
4414
按表中的数据绘制成曲线图APMIN
根据上图可得出螺旋桨设计参数自航与拖航的减速比:
盘面比
螺距比
自航航速
螺旋桨直径
自航ηp
拖航ηp
自航时减速比
拖网时减速比
选择双速比齿轮箱
型号：
额定输入转速：
-1800（r/min）
速比范围：
2-6
自航
拖航
A
B
C
i2MPN
PePp
额定传递能力：
机桨配合工况分析
VS
如上图所示，曲线I为自航对桨推进特性曲线为拖网时推进特性曲线，A点为设计工况点，即MCR点。
自航时，机桨在设计工况下工作，即在A点工作，此时主机发足功率，桨吸收全部功率，船以设计航速前行。
拖网时，船阻力较大，
p减小，桨推进曲线上移，此时若还用第一级传动比传动，主机必须发出超出额定功率的功率，这样将不利于主机的工作和机桨的配合。
若用第二级传动比传动，可是机桨配合点在B点，这样主机能发足功率，桨可以吸收全部扭矩来运转，使船在拖航时仍在设计航速下顺利航行，此时主机转速仍未额定转速，因而船、机、桨均在设计工况（拖航）下运行。
综合评价分析：
用单速比齿轮箱传动时，拖航时主机功率不足，油耗大，经济性差，同时主机功率有大量剩余，而桨又吸收不到全部扭矩，航速将降低，在运行工况恶化时甚至造成主机热负荷大大增加，使主机不能正常工作。
用双速比齿轮箱传动时，可以使主机在拖航和自航中都发出全部功率，使主机在两种工况下都能按额定转速运转，使主机处于最佳状态，提高了经济性。
渔船在拖网时，螺旋桨的效率相对自由航行时要低的多，但考虑与直接传动定距桨相比，由于桨速可以选配，自由航行时效率可提高，对于高增压中速柴油机更好适宜，同时配合特性曲线图可以看出桨的最低稳定转速。
另一方面，用了减速齿轮箱，由于传动比效率，主机发出功率将被消耗掉一部分，同时齿轮箱也占据了一部分空间，使机舱中布置更为紧凑。
轴系设计与校核
设计任务书
已知条件
船舶基本参数
船型：
单机单桨拖网渔船
船速：
自航，拖航
水线长：
型宽：
型深：
吨位：
主要技术参数
型号：
NT-855-M型柴油机
额定转速：
1000r/min
额定功率：
267KW
燃油消耗率：
179g/
3、螺旋桨参数
直径：
重量：
1050kg
材料：
铸钢
4、轴线长度
1100
4100
主机输出法兰
RA
3000
3500
（二）、完成任务
1、轴径估算，强度初步校核；
2、确定各轴段，各部分结构尺寸；
3、选择合适的传动装置，支承部件；
4、进行轴系布置，并绘制轴系布置图；
5、轴系较中计算；
6、尾轴管置结构设计，并绘制尾轴管总图；
7、绘制机舱轴承传动部分的装备图。
二、轴径估算，强度校核初步：
（一）轴系轴径计算
序号
名称
符号
单位
公式及来源
数值
1
中间轴螺旋桨轴材料
35#钢
2
中间轴螺旋桨轴标定校核强度下限
σb
N/mm2
按航规
3
轴传递额定功率
Pn
Km
按主机说明书
267
4
额定功率相应转速
nN
r/min
按主机说明书
1000
5
中间轴直径部分系数
C
按船规
6
螺旋桨直径部分系数
C2
按船规
7
中间轴最小直径
d`2
mm
8
螺旋桨轴最小直径
d`k
mm
9
选用中间轴基本直径
dZ
mm
150
10
选用螺旋桨轴基本直径
dK
mm
180
轴系强度计算
1、中间轴强度计算
序号
名称
符号
单位
公式及来源
数值
1
中间轴基本轴径
dZ
cm
15
2
中间轴转速
nn
r·p·m
225
3
中间轴传递最大功率
Pn
kw
267
4
中间轴的截面模数
wZ
cm3
3
5
中间轴传递最大扭矩
Mn
N·cm
815895
6
扭矩引起的剪应力
τ
N/cm2
τ=Mn/wZ
7
螺旋桨效率
ηp
ηp=
螺旋桨推力
T
N
9
螺旋桨推力引起的压应力
σy
N/cm2
10
中间轴材料密度
ρ
g/cm2
机械零件设计手册
11
单位长度负荷
q
N/cm
12
整锻法兰（D=4M,b=
G0
N
541
13
两轴承间距
l
cm
410
14
a段距离
a
cm
110
15
b段距离
b
cm
290
16
轴承反作用力
RA
N
17
轴承引起弯矩
Mw
N·cm
239266
18
轴承曲模数
W
cm3
=
3/2
331
19
轴重引起弯曲应力
σw
N/cm2
20
合成应力
σH
N/cm2
改
1462
21
由安装误差引起弯曲应力
σw1
N/cm2
2000
22
安装系数
n
N/cm2
23
许用安全系数
[n]
船舶设计手册
结论
n>[n]中间轴安全
2、螺旋桨强度计算
序号
名称
符号
单位
公式及来源
数值
1
螺旋桨轴最大扭矩
Mn
N·cm
9550*P／nn*i
1099269
2
螺旋桨轴径
dt
cm
18
3
螺旋桨轴截面系数
wc
cm3
3
1241
4
螺旋桨轴截面面积
Fc
cm2
5
由扭矩引起的剪应力
τ
N/cm2
884
6
螺旋桨推力
T
N
7
由螺旋桨推力引起的剪应力
σy
N/cm2
129
8
系数
ξ
9
合成应力
σH
N/cm2
1792
10
材料屈服极限
σs
N/cm2
按船规
22460
11
安全系数
n
n=σs/σH
12
许用安全系数
[n]
按船舶设计使用手册
结论
n>[n]，安全
满足强度要求
轴段各部分尺寸
桨轴
尺寸来源：
取锥度k=1:
15
则有Lk=（）Dk=（）×185=476mm
dk=Dk-k·Lk=185-1/15×476=153mm
d0=（）dk=（）×150=125mm
取L0=125mm
螺旋桨从里往外装
取后尾管径Φ190前尾轴颈为Φ195
后尾轴长L2`=（）Dk=930mm
取轴颈长为950
前尾轴长L0=（3-4）Dk=610mm
取轴颈长为650
中间轴
Φ150
2500
整段法兰
由D=150得D1=300mm
D2=230mm
b1=40mm
d1=38mm
螺纹直径为M36
传动装置与支撑部件
传动装置
主机是高速柴油机，因此采用齿轮箱传动
支承部件
采用两个尾轴承支承，因中间轴较长故也需设一个中间轴承，轴承材料选用铁梨木，需用压力为
前尾轴承ds=190mmLs=610mm
后尾轴承ds=195mmLs=930mm
轴系较中计算
计算过程
H
2673
1536
建立计算模型
各轴段载荷计算
qAC=π/4dk2r=2025N/M
查表得Φ=
∴q`AC=Φ·qAC=2673N/M
b、qDF=π/4dz2r=1436N/M
查表得Φ=
∴q`DF=Φ·qDF=1536N/M
C、qCD=（q`AC`·lCG+q`DF·lGD）/lCD=M
（2）各段截面惯性矩
IBC=π/64·dZ4=π/64×=×10-5m4
IEF=IDE=π/64·dE4=π/64×=×10-5m4
ICD=（IBC×lCG+IDE×lDG）/lCD=×10-5m4
（3）各轴段相对刚度
KBC=IBC/LBC=×10-5/2550=×10-8
KCD=ICD/LCD=×10-5/3100=×10-8
KDE=IDE/LDE=×10-5/900=×10-8
KEF=IEF/LEF=×10-5/500=5×10-8
（4）各节点两侧分配系数
λBC=1
λCB=KBC/（KBC+KCD）=
λCD=1-λCB=
λDC=KCD/（KCD+KDE）=
λDE=1-λDC=
λED=KDE/（KDE+KEF）=
λEF=1-λED=
λFE=0
用力矩分配法列表计算各节点弯矩总和
（1）求各节点初始固定弯矩
MAB=-QP×`LHB2=-7700N·M
MBC=qBC`×LBC2/12=1292N·M
MCD=qCD`×LCD2/12=1553N·M
MDE=-MED=qDE`×LDE2/12=104N·M
MEF=qEF×LEF2/12=32N·M
3、列表计算
支点BCDEF
分配系数1
0
固定弯矩-7700
1292-1292
1553-1553
104-104
320
第一次分配
及传递
（6408）
6408-172
-863204
（-261）
-89420
210-44
（1449）
102925
12514
（76）
510
025
第二次分配
及传递
（86）
86-2253
-112643
（-3414）
-11619
4-580
（32）
23-171
-8511
（-514）
-3430
0-171
第三次分配
及传递
（1126）
1126-31
-15563
（-47）
-16193
81-8
（665）
472-4
-2236
（-11）
-70
0-3
第四次分配
及传递
（15）
15-425
-2127
（-644）-2193
1-108
（10）
7-79
-393
（-236）
-1570
0-78
第五次分配
及传递
（212）
212-5
-2106
（-8）
-335
17-1
（147）
84-1
041
（-3）
-20
0-1
第六次分配
及传递
（2）
2-81
-401
（-123）
-420
0-21
（1）
1-14
-70
（-41）
-270
0-13
第七次分配
及传递
（40）
40-1
020
（-1）
08
40
（28）
200
010
00
00
第八次分配
及传递
0-16
-80
（-24）
-80
0-4
（0）
00
00
00
00
第九次分配
及传递
80
04
（0）
01
00
（4）
30
01
00
00
第十次分配
及传递
0-3
-10
（-4）
-10
00
（0）
00
00
（-1）
-10
00
第十一次分配
及传递
10
00
00
00
（0）
00
00
00
00
弯矩总和-7700
7700-336
336-1649
1649454
-454-234
求各结点支反力：
336
由∑MC1=0得:
×RB-7700-336-10690××2673×=0
求得：
RB=25535N
由∑MB=0得：
×RC1+×2673×求得：
RC1=-1428N
-336
-1649
由∑MD1=0得:
RC2×+336+×1940×=0
求得：
RC2=2403N
由∑MC2=0得:
-RD1×+336+1536+×1940×=0
求得：
RD1=3611N
由∑ME1=0得:
RD2×.5×12×1536=0
求得：
RD2=2758N
由∑MD2=0得:
-RE1×1-1536-454+×12×1536=0
求得：
RE1=-1222N
由∑MF=0得:
RE2×+454+×1536×=0
求得：
RE2=-992N
由∑ME2=0得:
-RF×+454+234+×1536×=0
求得：
RF=1760N
∴各支点反力为：
RB=25535N
RC=975N
RD=6369N
RE=-2214N
RF=1760N
校核
支反力总和R=RB+RC+RD+RE+RF=25535+975+6369-2214+1760=32425N
轴系载荷总和为10690+2673×+1940×+1536×=31628N
由以上可知支反力总和与载荷总和相等，故计算合格
轴承负荷的调整
支承B抬高时，各结点弯矩总和
B抬高时，产生弯矩
=6××1010××10-8/
=1116N·M
列表计算
支点BCDEF
分配系数1
0
固定弯矩
11161116
第一次分配
及传递
-111
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