8000吨化学品油轮轴系设计毕业论文.doc

江苏科技大学毕业设计（论文）8000吨化学品油轮轴系设计毕业论文目录第一章 绪论1 第二章 概述32.1船舶轴系的含义、作用与组成3 2.1.1船舶轴系的含义3 2.2.2船舶轴系的作用3 2.2.3船舶轴系的组成32.2船舶轴系的种类32.3船舶轴系的工作条件和工作要求4 2.3.1船舶轴系的工作条件4 2.3.2船舶轴系的工作要求52.4船舶轴系设计校中的方法6 2.4.1三弯矩法和力矩分配法6 2.4.2有限元法72.5轴系设计现存的问题72.6本文研究目标和内容8 第三章 轴系的初步设计93.1轴线的数目，长度和位置的确定93.2轴承的位置，数目与间距设计9 3.2.1轴承的位置确定10 3.2.2轴承的数量与间距的确定103.3.尾轴承的间距123.4轴承的负荷13 第四章 传动轴的组成、材料与计算14 4.1传动轴的组成14 4.1.1螺旋桨轴和尾轴14 4.1.2螺旋桨轴的尾部结构144.2传动轴的材料154.3基本轴径计算154.4传动轴的强度计算及其校核16 4.4.1轴系的基本参数计算16 4.4.2中间轴的强度计算18 4.4.3螺旋桨轴的强度计算20 4.4.4 轴系连接螺栓最小直径21 第五章 轴系合理校中设计225.1轴系合理校中设计225.2轴系校中计算内容与要求22 5.2.1轴系结构要素的处理22 5.2.2影响数及力矩分配法步骤255.3轴系的校中计算25 5.3.1计算各轴段截面惯性矩26 5.3.2计算各轴段截面载荷275.4刚度、分配系数和固定弯矩的计算28 5.4.1各轴段的相对刚度28 5.4.2各支点的分配系数29 5.4.3各支点的固定弯矩29 5.4.4列表结算各节点分配力矩305.5求各支点的支反力315.6支反力与载荷重量校核335.7轴承变位影响数的计算33 5.7.1 支承B抬高0.1mm时的弯矩和支反力33 5.7.2 支承C抬高0.1mm时的弯矩和支反力36 5.7.3 支承D抬高0.1mm时的弯矩和支反力38 5.7.4 支承E抬高0.1mm时的弯矩和支反力40 结 论44 致 谢45 参考文献46III第一章 绪论1.1 引言船舶轴系的是由传动轴、传动设备、支承部件、尾密封装置组成。它的工作原理就是。主机通过运转发出功率，然后通过轴系传递给螺旋桨，螺旋桨转动与水发生发生作用，产生轴向推力推动船体运动。轴系会发生故障的原因，要么是轴系在材料、强度等方面有所欠缺，要么就是在使用工作过程中，过热造成损坏。在船舶轴系设计过程中要注意以下问题：1. 合理的轴承间距一.中间轴承的位置及间距中间轴在螺旋桨和推力轴之间放置。有些船舶，为了减小质量，使用中空轴的。每个中间轴通常是有一个中间轴承，其安装位置通常不是轴的中心部分，在一个偏置，以方便安装。目前中间轴承主要有滑动式和滚动式两种，现在船舶造船主要使用滑动式。1二. 尾轴承的位置及间距1. 单轴系船舶，螺旋桨轴与船体的连接处通常会有尾轴承来支承，一般情况下是使用两个尾轴承。通常大型船的的尾轴承设计的都比较短，所以会在尾轴管那多设置一个后尾轴承，并且考虑支承螺旋桨轴，会多设置一个中间轴承。尾轴承实际的设置间距问题，应该用轴系回旋振动计算校核的结果来确定。2. 按有关规范确定传动轴基本轴径必须按有关规范确定传动轴基本轴径。船舶运行中，轴系会受到负荷与弯矩，并且在海上船舶会受到各种的海况，这种情况会很复杂，按照有关规范来计算的基本轴径会减少这种复杂情况对轴系的影响。提出的经验公式是研究总结了国内外轴系发生故障的原因后提出的，只要在使用中不发生严重的扭转振动和横向振动，按照公式计算的轴段，一般情况不会发生轴系断裂等强度事故。船舶轴系分为很多段，每段上的所承受的负荷和弯矩都是不一样的，因此，按有关规范确定轴的基本轴径是不一样的。3. 强度校核计算和传动轴的基本轴径确定一样的，船舶轴系的强度校核也是有规范的经验公式，计算出轴系所能承受的强度，也要对所得出的强度进行校核。强度校核的方法大体有两种，一种用规范公式对轴进行初步的强度校核计算；第二种是在设计完成后，再进行强度校核计算；并且，通过扭转振动计算，确定轴段的扭转应力；然后，要进行合成应力的计算，这个过程通常使用强度的理论公式，得出轴系的安全系数，之后按照是否符合许用标准，完成校核。使用的许用标准是按要经验来确定。4. 轴系合理校中计算 校中计算的目的就是合理考虑各复杂轴系和轴承的布置，然后使得轴承载荷在正常值范围内。轴系的质量将直接影响到动力装置的可靠性和传播的航行工作安全的性。轴承校中的不好将使得船舶在工作过程中轴系尾部轴承磨损加快，甚至出现过热烧坏;减速齿轮之间没有进行良好的啮合使轴系振动恶化的事故不断出现。2 本文是关于船舶轴系设计的，通过学习 “船舶轴系设计与校中”相关知识，了解船舶轴系设计的相关规范和标准，然后结合船舶设计规范手册等，对船舶轴系设计加以深刻的理论分析，以8000吨化学品油轮为对象，计算并设计其轴系，然后建立起校中计算的数学建模，再用Visual Basic6.0编写船舶轴系的设计校中计算软件，完成对8000T化学品油轮轴系的设计校中。第二章 概述2.1船舶轴系的含义、作用与组成2.1.1船舶轴系的含义 推进装置中，从主机曲轴中的输出法兰开始，到螺旋桨轴结束，包括了传动轴和支撑部件等总称为轴系。传动轴包括推力轴、中间轴及尾轴，支撑部件包括中间轴承、推力轴承及尾管装置。2.2.2船舶轴系的作用船舶轴系主要的作用是将主机产生的动力通过轴系传递到螺旋桨。螺旋桨旋转通过转动产生的轴向推力通过船舶轴系传递给船体，在水的反作用力下推进船舶前进。32.2.3船舶轴系的组成轴系的具体组成：传动轴、联轴器、制动装置、轴承等。42.2船舶轴系的种类按照船舶的类型、用途和动力装置等区别，船舶轴系在轴系的数量、布局和结构也不同。分为单轴系、双轴系、多轴系和调距桨轴系。(1)单轴系单轴系处于船舶的纵向剖面，和船舶的基线处于平行位置。分舱布置轴系的有长轴和短轴之分，短的不仅有利于施工过程中节省运输成本，而且便于船舶维修管理。所以目前造船趋势大多是采用尾机舱结构或近尾机舱的船舶结构。 (2)双轴系双轴系结构为有两个轴系，并且分别平行对称分布在船体中纵剖面的两边，相对于船基线略有倾斜，用来保证螺旋桨可以充分没入水中。由于船体整体结构的限制，螺旋桨到尾轴管长度较远，尾轴较长，需要在船体的外部布置人字架用来托住悬伸船外的尾轴。并且为了方便拆装尾轴，将其分为两段制造，中间用联轴器进行连接。尾轴管内的轴系段仍称为尾轴;悬伸于船外的轴系段与螺旋桨相连接，并通过人字架托住支承，这段轴称之为螺旋桨轴。(3)调距桨轴系 调距桨轴系不仅受到螺旋桨的推力，并且还有承受调距推拉杆产生的轴向力，为此轴系锻各位置的尺寸均要考虑各种力的作用。由于船舶的调距桨在系泊时能发挥全功率，系泊推力大，因此可使船舶获得任意航速，并且可以实现零航速，负航速。因此，在选用推力轴承和相关轴系各部件时应该考虑各力的作用。并且，在相同的转速和功率的情况下调距桨的质量比定距桨重，所以尾轴管后轴承会受到更大的压力，这种情况应该着重考虑。2.3船舶轴系的工作环境和工作要求2.3.1船舶轴系的工作环境 轴系处于船舶的基线的下方，由于其工作的特殊性，螺旋桨轴会浸在水中，并且轴系是通过高速的运转来工作的，这些因素使得船舶轴系的工作条件是很恶劣的。2.3.2船舶轴系的工作要求1.单轴系(1)短轴系，注意轴系的安装空间，以防安装轴系发生过大或者过小。(2)长轴系，轴系过长注意轴承之间的距离，防止发生振动。2.双轴系(1)轴承之间间距与轴径的比较大时，着重要注意此处回旋振动；(2)注意船舶主机的可以倾斜的角度，从而注意船舶轴系和船舶整体基线的夹角； (3)螺旋桨处于海水中，应该注意海水的腐蚀对于螺旋桨的影响。3.调距桨轴系(1)船舶轴系不仅仅要承受船舶螺旋桨产生的推力，还要承受船舶的调距推拉杆产生的轴向力，所以轴的尺寸应该需要考虑各方面的因素；(2)调距桨需要在船舶系泊是要能发挥到主机的全功率，因此船舶轴系和船舶轴承等各方面的零件需要考虑这个重要的因素。；(3)配油器位置应尽可能接近船尾（对利用推拉杆调距时），推拉杆最长不该大于20mm;(4)在相同的功率和转速下，调距桨比定距桨重，所以对尾管后轴承的受力情况应予仔细考虑。5轴系因其属水下工程，一旦产生故障问题，常常将使船舶停航检验或坞修，影响到船舶的营运和经济效益。因此在对船舶轴系进行设计时，要考虑到很多问题，船舶轴系的设计主要要求如下；(1)工作状态可靠和较长的工作使用寿命：船舶轴系主要轴系以及支撑部件要有足够大的刚度，以确保其在各种的过大的在载荷下也能够承受，永久变形或断裂的这种情况不会发生，使其在航运工作中可以可靠的工作，并且还需要有较长的工作使用寿命。(2）制造安装方便；轴系各部件应尽量采用标准化结构，构造上在满足其工作需要的基础上应力求简化，使其制造加工方便，在设计时还应充分考虑便于在船上的安排，校中及折卸，并便于日常的维护与修复。(3）发生传动损失小：在轴系设计时，通过选择轴承数目、正确的布置位置和有效的润滑方式，从而来使传动损失变小，推进效率得到提升。(4）对船体变形的敏感性小：船体在营运过程中其变形是不可避免的，应要求轴系所受的影响较小，以避免发生因船体的变形时使轴承产生较大的附加负荷，减少传递损失，延长使用寿命。(5）良好的抗震性能：保证其在一般营运转速范围中不致产生轴的扭转共振、横向共振和耦合共振。(6）有良好的密封性能及避免海水对艉轴的腐蚀能力：采取必要的措施防止海水对尾轴的腐蚀，选择良好性能的密封装置，防止滑油外漏而污染海洋环境。(7）重量尺寸要小：尽可能的减少轴系的长度和重量以提高装载货物的空间，增加运营量以提高船舶营运的经济性。62.4船舶轴系设计校中的方法2.4.1三弯矩法和力矩分配法目前使用的计算方法主要有两种,三弯矩法和力矩分配法。力矩分配法属于渐进位移法的类型，在计算过程中采用逐步逼近的步骤，计算结果与精确度每个回合逐步提高和改善计算，其结果基本上与三弯矩方法一致。使用这种计算方法可避免解联立方程组，而且要遵循一定的步骤，这种方法造船行业在近几年常用的轴系计算方法。由于力矩分配法是一种通过轴系上的力矩分配传递再分配再传递的快速收敛的迭代过程，因此其电算程序结果简单，计算速度快。2.4.2有限元法有限元方法的基本思路是“化整为零”，就是把复杂的一些不规则的整体变成简单规则的集合体，将复杂值变成近似值，代入求的振动系统的方程数值解。有限元法就是将一个比较复杂的整体分为很多个小的单元，这下单元每一个都是连续体，每个单元的特性也很全面。相连之间的单元有共同的点称为节点，只有相邻的单元是通过节点连接在一起。在这些节点，位移和内力相对平衡协调，并且使得整个结构维持原有的特色和接触系统的作用。有限元法分析的方法常采用结点位移的方法，即位结点作为基本未知量，单元，并且所有的参数，包括整体位移、应变、所有可变力由结点位移来表示，对于振动问题，有限元法实现了连续体振动问题转化为有限自由度振动系统的问题，即转化为广义坐标的多自由度系统的节点位移有限数量的振动问题，从而使得问题有可能借助于线性方程组求解。7有限元法是在连续区域中，将离散的有限方式的组合和相互耦合以一定的单位，每个单元中的近似函数表示要解决对整个区域的离散假设的存在找到未知函数的功能。因此，在有限元方法的应用时，需要把平面弯曲的轴系变成数个单元段，称此为一个单位。节点位于两个单元之间。接下来算出每一个单元的刚度矩阵，然后计算每个元素，整个单元的刚度矩阵按照一定的规则组合划分，就可以得到刚度矩阵的结构，结合轴系的限制因素和结构条件的限制，可以获得集中在每个节点上的转角、弯矩和集中力。并利用有限元法对于所述轴系进行校中，在轴承支承按照所引起的船体的尺寸变形的高度，所以通过修改计算过程，来解决船舶进入水中时，或当船体全部载满或半载，船舶的主体发生结构变形从而导致船舶的轴系校中不是很准确，以此来的出比较准确的船舶轴系的校中计算结果。随着计算机软件不断发展和完善, 有限元计算方法在ANSYS 软件下可以得到很好的实现, 不但可以解决船体下水、船体满载或半载时, 船舶会出现主体结构变形，这些因素都是属于动态因素，会使得轴系的校中不是很准确，通过软件则可以得出动态因素对于整个轴系校中的影响。比如轴系在运转过程中的振动等问题。通过对比发现，有限元法相对于其他方法更加的准确方便，因此在以后的船舶轴系设计校中中应多使用有限元法。2.5轴系设计现存的问题虽然随着科学技术的进步，大量的设计分析软件和新的设计理念在船舶轴系设计上得到了广泛的应用，使得轴系设计取得了很大的发展，但是虽然有了新的方法和手段，但是通过软件设计，会有很多因素得不到很好的考虑，比如现有的安装与制造水平，支撑点与船体的配合等等。使得在船舶轴系设计方面有一定的限制。除此之外，现在在设计轴系时采用了几十年以前的经验公式，有时这些经验公式没有得到很好的修正或者已不太满足目前的设计要求，这也会给设计带来很多意向不到的影响。2.6本论文的意义和内容本文通过对于船舶动力装置相关知识的学习，研究船舶轴系的设计与校中的过程，完成了8000T化学品油轮的轴系进行设计与校中，并且详细的介绍了轴系设计与校中的具体过程。调研,收集分析有关资料，总结和掌握船舶轴系的设计方法和确定轴系校中设计总体原则。基于VB编程软件，运用力矩分配相关计算方法编制设计校中计算应用程序进行相关计算。该论文的研究内容是很贴近船厂工作的，对轴系设计一知半解的人帮助很大：（1）通过对该题目的设计研究，使我们能够对现代船舶轴系有了一个系统的认识；（2）培养了我们收集和研究相关资料，并通过文献学习掌握船舶轴系设计计算的手段；（3）根据船舶规范对8000T化学品油轮进行合理的轴系设计以及轴系的强度校核计算；（4）学习Visual Basic 6.0并且进行可视化界面编程及其在船舶工程中的应用能力。第三章 轴系的初步设计3.1轴线的数目，长度和位置的确定船舶轴系是一根很长的轴，但是这根轴不是整体的，是有很多的轴端组成的。这些轴段的中心组成了轴线。轴线的的数量往往取决于船舶的航行性能、功率、类型和组成的主机设备和工作的可靠性可能的特性的最大经济体的类型决定的。通常来说民用船舶在建造时轴线设计不会多于3根；对于一些要求航速快、操纵灵活、工作可靠，而吃水受限制的客轮或集装箱以及某些有特殊要求的船舶，则往往用两根；军舰则为了提高其航速、生命力和机动性，一般采取两根或三根，个别也有用四根。本课题的8000吨的化学品油轮采用的是一根轴线。轴系的端点位置决定了轴线的的位置和轴线的长度，两个端点一个是在螺旋桨上的中心，一个是在主机输出法兰中心。在设计过程中，主机的位置是有一定要求的：（1） 对称设置：为了能使主机功率有效地转变为螺旋桨推力，轴线最佳设置成与基线平行；双轴系和多轴系的船舶中，最好将轴线设置成与船舶纵舯剖面相平行和对称。 （2）轴线应该与船舶主体的轴线位置水平。有的船舶主机位置由于设计问题不能够保证螺旋桨一定会浸入到水面下，因此会使轴线与尾部倾斜角度一般会有一个控制值，大约在在0到50度之间，可以保证有足够的推力效率。（3）为了使轴系的长度不会太长，保证各方面要求，一般情况下主机的安装位置在整个船舶位置中会尽量靠近尾部。 由于船舶的各项规范设计，决定了螺旋桨的安装位置，一般情况下考虑的问题是：是螺旋桨可以高效的可靠的工作，则： 螺旋桨的边缘通常情况下不会超出船舶的舯部轮廓之外； 螺旋桨必须在水面以下； 螺旋桨会和船的最尾部保持距离； 螺旋桨设计工作时，船舶基线高于螺旋桨的最高处。3.2轴承的位置，数目与间距设计3.2.1轴承的位置确定对于大型船舶的机舱布局，船舶轴的长度可达数十米，甚至有的高达100米以上，每个中间轴有1-2中间轴承作为支架，他们依靠与螺栓轴承座连接船体。船舶在运行过程中，如果此时发生船舶变形，并且轴承的位置安装的位置不是正确的位置，会使得轴承负荷增大很多倍，引起轴承的发热、磨损，甚至是断裂，因此，轴承位置的确定对于整个船舶运行来说十分的重要。对于大型货船轴系，通常有两个艉管轴承，一个中间轴承，主机水平安装，相互抵消主轴承的偏移，可调节垂直位置的一般只有中间轴承，主机轴承上的后轴承负荷变化的与中间轴承纵向位置有关，最后迅速损坏的主要原因之一是主轴承和中间轴承位置上太近，中间轴承位置一般情况下是由经验决定的，没有很严格的方法，因此，中间轴承的位置应该与主机有一定的距离，从而使得中间轴承对于主轴承的影响没那么大，并且应该离尾轴承近点，因此周建轴承的设置考虑的因素十分的复杂。8为了让船体变形对轴承的影响没有那么大，通常可以使用以下方法：在轴的强度大的地方使用轴承；使用双列向心球面滚动轴承；缩短滑动轴承的轴瓦长度；为了使得轴线发生弯曲的时候，轴系仍会正常的工作，通常在主机和推力轴推、力轴和中间轴间用弹性联轴器。3.2.2轴承的数目与轴承间距的确定长久以来的船舶设计证明，轴的柔软性对于轴承的可靠工作十分重要，这样不会导致轴系断裂的发生。适当的减少轴承支承点，虽然会使轴承的弯矩和轴承的负荷增加，但是轴变形会有所减少从而别的因素影响轴承负荷增加的情况也会减少。特别对于船体结构比较弱,船的装载分布变化又比较多的船(例如内河船),对其轴系的适宜能力要求高一些,即轴承间距宜大一点;与此相反，船舶刚性出现大的情况，其轴来适应船体变形的要求就会变小，轴承会有相对较少的间距。 轴承的跨距利用经验公式:(1)对一般轴径的轴承跨距:可参考以下经验公式估算. 尼古拉也夫公式： 德国劳式船级社推荐公式： 对轴径400d650的轴承间距，可按下式估算： 式中： P轴承最大许用比压，取0.59MPar轴材料密度（取钢材0.00785/3）0.8d所取轴的长（厘米）l两轴承的间距（厘米）D中间轴直径（厘米）(2)轴承的最小跨距: 在实船中，船体由于风浪，水流，装载变化和轴系安装的误差，引起各轴的实际中心线偏离理论中心线。船舶轴系和轴承之间的结合处会因为工作时因为变形产生额外的负荷。两个轴承之间的距离小，那么当轴承的发生位移，对于轴线的拉力作用就大，产生的而外负荷也就大，这对于船舶工作是不好的，在实际设计中应该注意这方面的问题。在下面的图中，当中央轴承增加1个单位，此时轴承负荷的会发生影响数是： N/ 图3-1 估算轴承比压简图假设现在的最大布置的误差为0.25，此时因为误差所产生的额外负荷的比压0.34MPa，并将这些数据代入，可计算出最小的轴承间距为： cm 式中：d轴径，。故在进行轴系布置时，应力求使轴承间距L Lmin，但轴承的跨距也不能太大，受到以下的因素的限制：（1） 轴会有最高速的限制。（2） 比压和挠度的限制。（3）制作水平的问题。增加轴承跨距给轴的制造和安装带来困难，特别是轴系安装校中时，要增加临时支承，以保证轴系的稳定性。 由于轴承跨度决定，使得轴承位置需要应该尽量不要使得轴连接的中间位置在两个支承法兰位置上，否则易使相应的轴截面挠度过大，造成法兰安装困难。中间轴承应在的法兰附近进行安装，即使从连接法兰轴承中心的一端为等于所述中间轴总长度的的0.2倍，具体见下图2-4所示： 图3-2中间轴承支座3.3.尾轴承的间距1. 由于较大重量的螺旋桨，使它的临界转速机动和横向振动会降低，再加上桨的悬臂负荷的影响，所以在轴承的端部之间的距离不应增加太多。轴承间距L和尾轴基本直径的比较如下： =400600mm, L/12=230 400mm, L/1425=80230mm, L/ 16 402.尾轴承支点位置如果木质（或橡胶）其支点到轴承后端的距离u常假定为：u=(1/4 1/3)l 或者，取u=(0.5 0.8) 。对白合金轴承通常采用： u=0.5D式中，D尾轴基本直径。3.4轴承的负荷进行轴系的初步设计与布置时，应该尽量使各轴承负荷比较均匀，但是在设计计算时，往往会发生以下情况： （1）轴承负荷超过正常值所谓轴承负荷过重是指轴承负荷超过轴承比压的允许值。此时设计者不可任意加大轴承长度来降低轴承比压。因为造成轴承负荷过重的主要原因是轴承间距太大，设计者应将轴承间距减小，并重新布置轴系，再进行校核计算和调整，往往可以解决问题。（2） 轴承负荷与正值相反 所谓负值是指轴承上反作用力是往下的，这种情况也应该避免。产生与正值相反的负荷会使两端的轴承负荷变大。造成轴系负荷是负值的缘由主要是轴承间距过小，设计者应当增大轴承间距，乃至取消一道轴承，以转变受力环境。 （3）轴系负荷是零或者很小 轴承负荷是零暗示这道轴承无关紧要，不起作用。实际上由于船体变行或者其他原因，这道轴承可能受到正值与负值的交变负荷，这当然是不希望有的情况。第四章 传动轴的组成、材料与计算4.1传动轴的组成传动轴：螺旋桨轴、尾轴、中间轴和推力轴。船的类型决定了主轴和动力装置的数目和配置。4.1.1螺旋桨轴和尾轴一般船舶的尾轴即螺旋桨轴，只有当尾轴伸出船体过长时，在尾管内分二段装，装螺旋桨的1根轴称为螺旋浆轴，其前面的一段轴称为尾轴。尾轴或螺旋桨轴末端装有螺旋桨，其前端穿过尾轴与船体内的中间轴无中间轴时与推力轴相连接。图2-1为螺旋桨轴的几种结构： 图4-1螺旋桨轴的基本结构1- 尾轴纹；2-键槽；3-尾锥体；4-后轴颈；5-轴干；6-前轴颈；7-前锥体；8-前螺纹；9-前连结法兰；10-轴包覆；11-轴套轴颈是配有轴套或者和尾轴承直接接触的地方，尾轴干位于两个轴颈之间最细的位置。锥形尾部的螺旋桨轴，用于安装时使用，尾部螺母被安装在轴头刻有螺母的地方。螺旋桨轴的前部也会做成锥形为了便于安装联轴器，有时为了方便将前部直接和法兰连在一起制作。后者在安装时需要由船里往外装，故在船内应有一定的空间，供螺旋桨轴吊入船内安装。4.1.2螺旋桨轴的尾部结构尾部结构的作用是：传递主机通过轴系传递的动力，并且承受一定的负荷。进行结构设计时，可按以下经验数选定：锥形部分锥度K：K=1：20 锥长Lk： =小端直径dk： = 大端直径D：D常取其为尾轴轴颈直径，或略小于轴颈直径尾螺纹尺寸:=(0.75-0.9)4.2传动轴的材料船舶轴系中的传动轴（中间轴、推力轴、艉轴等）为主要锻钢件。民用船舶普遍采取优良碳素钢作为轴的质料。通常传动轴可以采用30、35、40、45等几种钢号锻制，通常采用35号钢。舰艇及少数快速客轮为减轻轴系重量也可采用合金钢，但合金钢不仅价贵，而且对各种形式的凹槽（如键槽），表面伤痕和轴径的突变等较敏感，应力集中系数高，要求精密的机械加工，因此，非必要时应避免采用。4.3基本轴径计算目前我国民用船舶轴系设计时，传动轴的直径一样平常都是按我国的有关船规计算，必要时再做一些强度验算。军用舰艇的轴径也是遵照海军有关规范计算的，一般尚需进行强度校核。通常将中间轴作为计算的基本轴，利用中间轴的数据推算出其他轴的参数。按照船舶建造规范计算中间轴、推力轴、螺旋桨轴等直径的计算如下。按1989年的钢质海船规范计算，轴的直径d应不小于按下式计算的值： （mm）式中：P轴传递的最大持续功率（kw） ne为轴传递P时的转速（r/min） b为轴材料的抗拉强度，对于螺旋桨轴和艉管轴。若600N/mm C 系数，其值按下列情况择取：C =1.0为适用于中间轴的基本直径；C =1.1为只用于推力轴承在推力环处向外等于一个推理直径的部分，其余部分可按圆锥减小到中间轴直径；C =1.15为适用于在C 取为1.22或1.26的螺旋桨轴的轴颈长度不小于从螺旋桨前面到相邻轴承前端长度情况时，此螺旋桨轴长度以前的螺旋桨轴或艉管轴到艉尖舱舱壁部分的直径；C =1.22为适用于油润滑，且具有认可型油封装置的，或有连续轴套的油压无键套合或法兰联接的螺旋桨轴C =1.26为适用于油润滑，且具有认可型油封装置的，或装有连续轴套的有键螺旋桨轴。4.4传动轴的强度计算及其校核因为船舶在实际工作过程中会受到各种复杂的工况，因此传动轴系也会受到各种复杂的情况，不仅会有静载荷作用，还有额外动载荷作用。在国内外主要基于规范公式计算轴，并且扭转应力转矩是主要的依据，即所产生的东西通过所述轴扭矩额定条件下的平均值，应小于等于扭转应力，并考虑到一些经验数据。反而没有明确的考虑扭转，弯曲，压缩效果三个的作用。为了明确实际的受力，以及对标准化的公式来计算的轴为进一步验证，有必要计算轴的强度。为了验证检查的轴的轴径是否正确。利用以下方法。这种合方法主要是通过计算合成应力，在轴静载荷条件下计算是否正确，再通过经验公式来确定轴系的安全系数，从而验证。这种检查方法虽然不完全符合实际的情况，通过不断总结，可以使结果更合理的解决可靠性问题。相对来说，这种方法比较可靠。4.4.1轴系的基本参数计算已知参数：主机 MAK 6M25 额定功率1980KW，额定转速为750rpm；螺旋桨 KH960型可调距桨，直径3.8m，额定转速为134rpm；设计航速为14kn。基本轴径计算：序号名称符号单位公式与来源数值1中间轴，螺旋桨轴材料35号钢2中间轴，螺旋桨轴抗拉强度按“船规”5303轴传递额定功率Kw已知19804额定功率相应转速r/min已知1345中间轴直径部分系数按“船规”1.06螺旋桨轴直径部分系数按“船规”，无键槽1.227中间轴最小直径mm245.088螺旋桨轴最小直径mm305.009选用中间轴的基本直径mm30010选用螺旋桨轴的基本直径mm已知350表4-1 基本轴径计算表4.4.2 中间轴的强度计算将中间轴看成是一根自由放置在两支点上的简支梁，其所受的外力（转矩Mt、推力T和自重q等）如前所述，这里不考虑相邻跨距的影响。取它的跨距相差最大的一部分，如图2-2所示。其中G0为法兰的重量，a、b为法兰离支点的距离。图4-2 中间轴强度计算示意图表4-2 中间轴强度校核表序号名称符号单位公式与来源数值1中间轴基本直径mm3002中间轴转速r/min已知1343中间轴传递最大功率kw已知19804中间轴的抗扭截面模数5301.45中间轴传递最大扭矩N*cm（其中i是齿轮箱传动比，n是齿轮箱传动效率）13917850.586扭矩引起的剪应力N/cm2625.2977螺旋桨效率0.6-0.780.78螺旋桨推力N（其中Pmax为传递的最大功率，Vs为航速）192574.89螺旋桨推力引起的压应力N/cm(Fw为中间轴截面积)272.4410中间轴材料密度g/cm查表7.6911单位长度负荷N/cmq=53.2712整段法兰重量N71797.2213两轴承间距Lcm24.9L142329.814a 段间距acm船舶动力装置设计P3812015b段间距bcm24016轴承反作用力N（船舶动力装置原理与设计手册P147）8784.2217中间轴引起的最大弯距N*cm724259.1818中间轴的抗弯截面模数2650.7219中间轴重量引起的弯距应力N/cm273.2320安装误差引起的弯距应力N/cm经验公式1470-2940（根据船舶动力装置p147）200021合成应力N/cm5211.23722安全系数nn = 5.0723许用安全系数n船舶设计使用手册2.55.524结论nn,中间轴安全合格4.4.3螺旋桨轴的强度计算 由于螺旋桨轴的安装位置的特殊性,伸出船外又受到海水的腐蚀，因此受力很复杂。因此，浆轴工作条件恶劣，往往是轴稀薄肉环节。对浆轴的强度计算，首先要确定桨轴的危险断面。对于一般船舶，浆轴的危险断面在E-E(见图2-3)但对于小型船舶或小型舰艇,有时桨轴两轴承间距较大,而酱又较轻,桨轴的最大弯曲应力支值就可能不在E-E截面，而在两轴城间的某个截面K-K。因此，必须同时计算E-E与K-K截面的弯矩，通过比较确定其最危险截面。表4-3 螺旋桨强度校核表序号名称符号单位公式与来源数值1螺旋桨最大扭矩MpN*cm13917850.582螺旋桨轴基本直径cm353螺旋桨轴截面系数8418.4864螺旋桨轴截面面积962.115扭矩引起的剪应力N/1653.2496螺旋桨推力TN192574.87螺旋桨推力引起的压应力N/ 200.168系数1.021.061.059合成应力N/3014.0310材料屈服极限N/按35号钢取2646011安全系数n8.7712许用安全系数n船舶设计实用手册2.85.813结论nn合格综上所述，传动轴和螺旋桨轴的强度是合格的，符合船舶设计使用手册及船舶设计规范的要求。4.4.4 轴系连接螺栓最小直径 表4-4 连接螺栓的直径序号名称符号单位公式与来源数值1轴传递的最大功率Pnkw19802最大功率时的转速r/min1343螺栓数z64螺栓节圆直径Dmm4905螺栓材料的抗拉强度按45号优质碳素钢查取5886紧配螺栓直径mm(0.1670.25)607所选螺栓直径mm取M64第五章 轴系合理校中设计5.1轴系合理校中设计 轴系通常有一定的长度，会有很多的轴承进行支承。轴系在轴承之间会有不同的受力等复杂情况为了改善这种情况，一般采取两种措施：一是调整轴承间隙，重新布置的轴承位置;第二，当上述方法是无效的，以调整轴承的高度，使得该轴变成曲线安装，从而提高轴承的负载。这就是合力校中设计。5.2轴系校中计算内容与要求轴系校中时常用计算方法是改变在轴承确定合理的受力，计算一个最大值和最小值之间的范围内的轴承负荷极限;将轴的受力限制在这个范围之内;从而使轴系的输出功率都会在合理的范围内。为确保轴系可以安全的工作，轴系的校中不会形象主机和其连接的齿轮箱的工作。轴系能否校中正确，关系着船舶的使用寿命。目前船舶发展趋势是吨位越来越大，船舶主机的功率是越来越高，因此增加了轴的刚性，但是船体结构变得更不可靠。如果不进行轴系正确的校中将导致更多的不良的轴承磨损，甚至发生过热导致严重的事故;轴系振动情况恶化等事故不断出现。9轴承受力有静态负荷和动态负荷之分，静态负荷与受力来自船舶轴承本身的重量，还有各种螺旋桨等部件还有各个装置的质量，并且由于在安装的时候难免会出现误差，这些都会导致轴承受到静态负荷和盈利。动态负荷是由于船舶在海上航行的环境还有在工作过程中出现的工况，以及船舶的变形等问题的出现，这会导致出现动态负荷。因此，在轴系合理校中设计必须要考虑以上的各种情况，由于动态负荷比较难以确定，因此大多数都会处于静态校中，而动态校中仍是在研究中。5.2.1轴系结构要素的处理轴系在进行合理校中之前要对轴系的轴承和螺旋桨进行规范化计算，从而得到原始数据1. 轴承支点：轴承的支点，决定了轴承的负荷。2. 2.螺旋桨质量：其质量有两种不同的方法来处理，一是组合式，二是整体式，螺旋桨的质量是由船舶的设计人员作出。常用螺旋桨材料为黄铜（密度为8300kg/m3）,铸钢（7800kg/m3）,最轻与最重材料质量差约10%。刚开始，有很多的数据还不是很清楚，这需要设计人员针对实际情况选取初步参数。由于螺旋桨是处于海水中，运转过程一定会带有水，这部分水的质量也需要考虑在内。当船舶在不同的水域下不同的船速下工作，此时螺旋桨所带有水的质量也是不一样，一般情况下质量约为螺旋桨质量的10至30。并且螺旋桨轴是悬在船外的，质量集中比较大，符合分配对于整个轴影响比较大，因此需要再设计计算时认真计算。可能有人认为：在设计阶段所有质量都要取得大些，这样偏于“安全”。而实际有些情况轻一点也有一定的安全性，因此再设计时，会取得一个范围作为设计的参数。3. 轴端的质量与轴端截面处的处理：整个船舶轴系不是一根轴，而是很多根轴通过法兰等连接设备连接，轴承作为支撑部件不在轴的连接的地方。因此船舶轴系的截面是不一样的，所能承受的载荷也是不一样的。4. 在实际设计中，一般情况下是将轴系上的法兰等不属于轴的部件的质量，平均分配在轴系上，作为加载的载荷，计算得出轴系本身质量再乘以经验数，求出相应的带有法兰等连接件的轴的质量。的即：q= aq0，式中，q0为不考虑法兰等质量的载荷（N/m）； a为修正系数可查相应轴的质量系数表；q是轴断的平均计算载荷（N/m）。在轴部件方面简化了，因为螺旋桨质量，轴承支点是近似的，由于不平衡离心力的螺旋桨是不考虑的，所以没有必要轴系视为变截面梁。这样计算误差是在允许的范围值之内。为了计算是比较方便，通常将轴段负荷和面积惯性矩进行以下处理：将两个轴承之间的截面算作是平均截面计算，这里所指是两个轴承之间的横截面是相同的跨度，在轴的相同的横截面保持不变，不同的跨距就可以有不同的截面。 图5-1 惯性矩的转化如图I的转化所示，轴段AB是由两个不同等截面轴段组成，惯性矩为I1和I2，所相应的轴段长度为L1，,L2,则其平均惯性矩可按下式计算： 若此处出现两个以上的截面时，可推得： 在某跨距承受不同载荷的轴段，也可按上述的方法同样处理。设分段AB间，由两种不同的均布载荷组成，一段长L1，相应的均布载荷为q1,另段长L2，相应的均布载荷q2，则平均载荷(如图 载荷的转化)为： 图5-2载荷的转化 若此处出现两种以上的均布载荷时，可推得： 通过这种方法，可以很轻便的将不同截面不同载荷的轴段变成等面积均布载荷的轴段。5.2.2影响数及力矩分配法步骤对船舶轴系校中计算，计算轴系弯曲力矩和力的影响，同时计算了轴承数，并在轴承位置变化时计算出对冲击力的影响。如果影响数较小，那么对轴系上的其他轴承的影响不大，轴承间距布置可以被认为是令人满意的，这也意味着，安装的要求的过程中对于安装工艺要求可以减小，反之，大的影响数对轴承的布置比较敏感，此时轴承布置时应该在重新考虑，因为这样的安排，即使在安装过程中，有严格的要求，但也可能使轴承容易发生意外。对影响数的分析，可以得出在轴系在安装时可以不必在一条直接线上，这样舍得轴系偏“软”，可以抵消轴承位置发生变化的影响，这就是合理的曲线校中。应用力矩分配法时步骤如下：（1）计算出固定力矩；（2）算出分配系数；（3）利用分配系数平衡将力矩进行分配；（4）将传递力矩记录在杆件的另一端，传递力矩与平衡力矩为同一符号，但是大小只有它的一半；（5）利用分配方法重复力矩分配，直至力矩完全平均分配为止；（6）平均分配结束后，将各点力相加的代数和就是力矩的数值。5.3轴系的校中计算8000吨化学品油轮的轴系图：各段轴径相应的参数：表5-1 各段轴径相应的参数表序号L(mm)(mm)质量（kg）m=惯性矩（m4）I=d4/64各段载荷（N/m）q=mg/l111087103371.720.0124529822.072A161K868742.280.0278145182.263B1266L4001204.950.001259327.424C2280M3601742.720.0008237490.645D770N380658.810.001028384.856E1008O340683.460.000656644.757F909P300472.860.0003975098.268G997Q250349.600.0001913436.399I452R439521.390.0018211304.4710J63S650161.920.0087525187.565.3.1计算各轴段截面惯性矩轴系校中简化图：图5-3 轴系校中简化图其中螺旋桨的质量为6902kg，即QP=67687.914N；法兰的重量为742.8kg，即Qf=7279.54N；集中载荷Q为1000kg，即Q=9800N。根据和可由轴系图中的各段的惯性矩和载荷算出轴系简图中各段的惯性矩和载荷。5.3.2计算各轴段截面载荷表5-2 各段惯性矩和载荷序号截面惯性矩m4平均载荷N/m1IGB0.0082QGB21877.762IBC0.00093QBC7953.243ICD0.0005727QCD5774.24IDE0.00182QDE11312.555IGC0.00359QGC13046.415.4刚度、分配系数和固定弯矩的计算一端简支，一端固定的梁AB，简支就是放松