船舶动力课程设计指导书型号(通用版)：6ESDZ 76160

1船舶动力装置课程设计说明书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；绘制轴的零件图2张，锻造图1张。3、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、螺旋浆重量分组ABCDEFGHIJK持续功率马力250032003600410047205350619073207740816090101小时功率马力336242634780531359406573765088989400989010900主机飞轮重G1（吨）068090100110118128132145148152160螺旋浆重G2（吨）485465768596105114118122130轴系布置尺寸（MM，其余尺寸如图示）分组ABCDEFG尺寸A3950375036503550345032503050尺寸B7035683566356435623560355835尺寸C6250620061006000590058005700尺寸D62506200610060005900580057004、我的分组数据为AC5、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）6、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，19992船舶动力装置课程设计（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持续功率2500吨持续转速124转/分1小时功率3362马力1小时转速130转/分主机飞轮重068吨2螺旋浆直径5490MM重量48吨（二）中间轴选材与基本直径的计算（按1989年钢质海船规范）1中间轴材料35号钢，优质碳素钢其化学成分为C032039、SI017037、MN050080,B30MPA，S315MPA,属于中碳钢，综合力学性能好，主要用于制造齿轮、轴类零件等2中间轴基本直径D（11）3062918BNCN式中，P轴传递的最大持续功率（KW），取P2646KWN轴传递的转速，取N124转/分B轴材料的抗拉强度，取B530MPAC系数，取C102638MM184625093因本轮按冰区级别为B级进行加强，取增加8D0则中间轴基本直径D应为D2638（18）277MM考虑磨损后重新加工的余量，取D305MM,轴承处的轴径D320MM。（三）螺旋浆轴的选材与轴径计算螺旋轴材料选35号钢。按上述中间轴径D公式（11）计算，但系数C取126。故螺旋浆轴的计算基本直径DP为DPD126305126385MM（四）推力轴的选材与轴径计算螺旋轴材料选35号钢。仍按上述中间轴径D式（11）计算，但系数C取110。故推力轴的计算基本直径DT为DTD11030511336MM（五）轴承负荷计算31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116，则螺旋浆轴的单位长度重量MDPN107628910743850124Q432867103（2）中间轴按有关线图查得重量系数104。L21460MM,L/D21460/280766422331087109840/44DQ（3）推力轴按有关线图查得重量系数181。L1445MM,L/DT46922318/TNM2轴段惯性矩（1）螺旋浆轴（2）中间轴443431028106IDM（3）推力轴4434TI3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3307610251BCIKL43407619250385192071058CDK34067EFK419145G330360205HK5各节点的分配系数（简支端）1B027645CDK3BC00597426DDEK4C其余各节点的分配系数为05E05E4F056F035G064G（固定端）H6各跨距端点的固定弯矩利用单跨梁的弯曲要素表，并考虑到弯矩分配法中的符号规定，求得各固定弯矩如下（将其填入“不平衡弯矩传递分配表”）23321054810940586718196/BMPBQLNMN/M23267BCLM2322286719403535581C987197212438204910196/NM138123123746132287548901832535DM43116/2222148905740/DEFQLMNM1489036/FGQL12LIIKL，524222248901610363816304555GM74951/NM2424890610313056H2433045735489782/N7各点不平衡弯矩传递分配表8各点支反力10BM21471058678396BR3629RN232052C415C24420875897110350BR2369B2442108750358971010BCMR1CR2220867195048953190519C411390DRDRN2144285860398C6212204895731458304,642EDDMRR得吨169DEE得吨21220,53F得吨同理得出RC118123NRC228631NRD137497NRD225840NRE123388NRE225098NRF124130NRF220767NRG115360NRG218498NRH27269N所以RBRB1RB2197505NRCRC1RC210508NRDRD1RD263337NRERE1RE248486NRFRF1RF244897NRGRG1RG233858NRH27269N9校核载荷总重量47086014359248053192574516135276WN（）（）总的支承反力RRBRCRDRERFRGRH197505105086333748486448973385827269425860N10轴承比压螺旋桨轴靠近螺旋桨采用铁梨木轴承，则其长度L4D另一螺旋桨轴采用白合金轴承，其长度L2D中间轴轴承长度L08D推力轴轴两端支撑轴承尺寸LD（D为轴承孔径）所以B点2210589103/4BNMC点2246/CD点22371590/08DE点224/ENM7F点225943168/08FNMG点2277/GH点H点负荷应包括推力轴前半部分重量，因此1639014530HN228/HM11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。先采用升高C的方法现使C点升高3毫米（即3103米），并求出对各支承点所引起的不平衡弯矩（式中，E2061011PA）26EIML取34071BI米334CD95019/580271（）米LCD5835米45L米326769586BNM100213758CDM故对各点所引起的不平衡弯矩（NM）8各点的支反力和比压经计算求得上表计算结果表明C点升高2毫米后，可使原支点D的最大比压53225N/CM2，降为E点的最大比压4766N/CM2，约比原来的最大比压降低1046；使原来点C的最小比压2446N/CM2，升高为C点的最小比压1038N/CM2，使得各点的比压较调整前均匀一些。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，轴承的最大允许负荷RMAX，应不超过下式确定的值RMAXPDL式中，D在轴承衬长度内的轴外径；