54000t 散货船螺旋桨设计计算及船机桨匹配性分析.docx

1、第二章船舶静水阻力的计算2.1估算排水量由于未给出排水量，而估算船舶阻力必须用到排水量,因此，首先要将给定船的排水量算出来。在这里，我们采用水线面面积曲线来估算排水体积,根据在吃水d的水线面面积曲线与坐标轴围成的面积，等于吃水d的排水体积因此，需要知道设计吃水以下的各个水线面的面积，再通过绘制水线面面积曲线,最终求得排水体积各个吃水水线面面积如下:BASELINE3495.9m2500WL4324.6m21000WL4594.9m22000WL4892.9m23000WL5048.9nr4000WL5160.2nr5000WL5256.4m26000WL5347.4m27000WL5434.7

2、m28000WL5520.6m29000WL5604.9nr1()()(X)WL5702.1nr11000WL5796.3m212000WL5828.2m2水线面面积曲线水线面面积曲线通过水线面面积曲线所得的排水体积为60361.9m3,因此，排水量为62173代接下来就可以进行静水阻力的估计了。2.2静水阻力估算的一般方法船体在航行时会受到空气阻力和水的反向作用力，这些力都是船舶的阻力。而当整个船刚刚完成船体的初步初设计时还不能很好的使用该船的船体模型试验来得到阻力，这时候就能采用近似法来估算出航行的阻力。此外，在船舶的设计之初，主尺度以及一些基本参数初步确定后，要确定主机的功率，以及满足船

3、舶设计速度要求，这样有利于权衡各种方案。在对有些不做船型模拟实验的小船会在设计过程中只能通过相近的方法来确定其阻力大小。所以这种估算船舶所受阻力的方法很具有使用性意义，能够为螺旋桨的初步设计提供重要的数据。上面提到了近似计算阻力在船舶设计中具有非常重要的地位，目前所整理和归纳的近似法也有很多种，大体上可以分为经验公式、系列船模的各项资料还有母型船的船型数据这三种近似法。本设计中的54000t散货船使用的是泰勒法估算阻力，通过参考“日本肥大型船系列”试验资料，这一系列具有低速、横剖面呈U型等特点，裸船体有效功率数值比60系列略高。结果表明了，该方案适用于本设计中的散货船。2.3泰勒法估算船舶阻力

4、的步骤泰勒法是一种常用的阻力估算的方法，其理论依据是大量的船体模型试验资料，虽然采用军舰作为母型船，但由于其具有较为广泛的适用性，所以同样适用于普通商船及民用船舶。其具体方法如下：这里我们通过给定设计船的主尺度，采用的设计航速为14节，54000吨散货船的各项数据及尺度如下：型宽B'=32.26(m)设计吃水T*=11.5()(m)型深D=16.60(m)排水量A*=62172.8(t)总长L*oa=199.98(m)设计水线长Uw=195.25(m)垂线间长L'bp=192.00(m)桨轴中心高Zp=3.3(m)一、按照公式计算出所需的参数：CP=0.85B/T=2.8IV*

5、103/L3=8.5二、确定船的Cs：通过给定的B/T选取最相近的两Cs图。通过给定的菱形系数Cp和/!?值查到G值,之后对B/T内插，求得标准船型的Cs。最终算得了Cs=2.064三、运用所给公式计算G：通常情况下采用桑海公式先算出雷诺数，R*Vu=l.16*109之后算得C户0.463l/(lgRe)26=1.5*103这里我们取Cf为0.4*10-3四、计算剩余阻力系数G值：根据B/T、Cp、/!?和Fr值，按照相应的G图谱，通过内插法得到03.133*1()-3湿表面积S=8864.9(nr)五、计算总阻力Rv和有效功率Pe及有效马力的值:总阻力系数Gs=G+CrbZC户2.581*1

6、0；总阻力Rts=Gs*0.5*p*V2*S=608422.99(N)有效功率Pe=(Rts*V)/1000=4380.65(kW)有效马力EHP=Pe/0.735=5874.47(hp)上面的计算都是取设计航速为14kn时算得的数据。我们需要求得航速12、13、14、15kn的有效功率，计算结果于下表2-1所Zpso海水密度取p=1025.91kg/m3海水运动粘性系数u=1.1883l*10-6m2/s表2-1泰勒法计算有效马力序号项目假定航速1航速V(节)121314152航速V(nVs)6.176.687.207.713傅汝德数Fi-V/画0.1420.1540.1660.1784B/

7、T=2.25查表时0.202*10-30.310*10-30.620*10-31.020*10-35所得B/T=3.00时0.431*10-30.546W0.743*10-31.130W6实际B/T=2.63时剩余阻力系数Cr0.317*10。0.428*10-30.681*10-31.075*10;7雷诺数乙Vu1.00*1091.08*1091.16*1。91.25*1098摩擦阻力系数Cf1.53*10-31.52*10；1.50*10-31.49*10-39粗糙度附加值ct0.4*10-30.4*1030.4*10：0.4*10-310湿面积系数Cs2.6042.6042.6042.6

8、0411总阻力系数Gs2.247*10-32.348*10°2.581*10-32.965*10-312总阻力Rts(N)388978.88476434.98608422.99801467.7913有效功率Pe(kW)2400.003182.594380.656179.3214有效马力EHP(hp)3218.404267.855874.478286.46151.15EHP伽余裕后)3701.164908.036755.649529.43本章关于船体阻力的估算与有效马力计算己通过表2-1完成，为下面章节将要进行的螺旋桨初步设计与终结设计奠定了基础。2.4小结首先需知道设计船的有效马力即

9、螺旋桨所需克服的阻力才能进行螺旋桨的初步设计。这里由于未给出阻力值，所以我们采用泰勒法估算船舶所受的静水阻力，根据设计船的主尺度及船型资料，这里我们将设计船归纳于日本肥大型船系列，适用于低速肥大型船，横剖面呈U型，船体有效功率数值比60系列略高，然而泰勒法也有其局限性，该方法不能全面地考虑到各项要素对船舶的影响，理论体系也不够系统彻底，仍有许多解释不了的地方，这些是该方法的不足的地方。第三章螺旋桨设计3.1螺旋桨设计时考虑的问题在螺旋桨的设计中，我们需要考虑诸多的要素，因为螺旋桨设计是一个需要考虑各种因素并从中找到一个最为折中的方案，有一点疏忽都会造成设计的失败，其叶型、叶数、桨数、展开面积、

10、转速和直径等都是相互作用影响的。有很多的外界因素会影响到螺旋桨的效率和性能，这些影响因素之间又会有相互影响，相互作用。有时候光光从一个问题入手时往往会受到其他因素的影响与制约。所以，要想设计出合理的船用螺旋桨需要全面、完整地从各方面来考虑各个影响因素。下面我们就简单地讨论一下这些因素会带来怎么样的影响，同时也给接下来的设计提供了依据。3.1.1螺旋桨数目的选择螺旋桨数目的多少会直接影响到螺旋桨的效率、船体的震动还会影响到船的操控性，因此在选择数目时这些因素要一起考虑进去才能使得航行更加经济安全。然而，这些因素之间经常会出现矛盾现象，因此，需要根据各类船舶特点的不同来选取合适的数目。在选择螺旋桨

11、数FI时，我们可以参照母型船的螺旋桨数量来给设计船选出最为合适的螺旋桨数量。单桨船的推进效率通常会比双桨及以上的船舶推进效率高出不少，就是在相同的主机功率情况下，在达到同一航速时，单桨船要比两桨及以上船更为经济，因为单桨都是位于尾部的中央部位，具有较大的直径，目前有许多的载货型大型船舶都采用单个螺旋桨这一设计。所以，以上船舶往往都是适用单个螺旋桨来进行推进。由于现在人们对航速的要求越来越高，单个螺旋桨已经不能满足航速的要求，所以许多快速型船都采用双桨设计。因为多桨船的效率较差，所以现在主要致力于研究船的尾部线性和螺旋桨安装的位置来提高效率。采用双桨设计的船舶通常是客船，因为客船在航行时需要震动

12、小速度快等特点，又因为双桨具有快速、小震动等优势，所以客船大都用双螺旋桨，而江船对操纵有一定的要求，而且受到吃水深度的影响，所以，大多数江船也采用双桨型，从而避免吃水限制和提高操纵（如申汉线大班客轮）。三桨及三桨以上有军舰，因为军用舰艇对速度要求很高通常需要装有四个螺旋桨，这种设计有利于提高军舰的航行速度和操控性，这些特性能使能军舰在作战环境中更具有优势，这样的设计方案能保证动力系统寿命又能提高各种航行工况下的经济性。这里我们要对本课题中的54000t载重量的散货船进行螺旋桨设计，该船属于海船，不要求过高的操控，属于中低速船，再加上尾部的形状特征，我们选用单螺旋桨设计。3.1.2螺旋桨叶数目的

13、选择按照桨叶数目螺旋桨可分为以下几类：单叶螺旋桨：这种桨型比较少见通常会用在竞速机上。双叶螺旋桨：相比单叶桨较为常见并且效率高。三叶以上螺旋桨：只有在长度受限时采用，缺的是效率低。从上面可知，螺旋桨叶数多少也对效率有着重要的影响，因此，在综合考虑各种因素后需要确定一个合理的桨叶数目，这样才能保证航行的安全与效率。通常情况下在具有同面积和直径时，叶数少的推进效率高，相反，叶数多的效率低。并且，通过选择合理的叶数还能够有效的避免共振，减少震动带来的隐患。通常情况下双桨船一般选用用3叶桨或4叶桨，而高速军舰则选3叶桨为宜。本课题所设计的54000t散货船属于较高载重的中低速船，考虑到对航速没太多要求

14、且尽量避免震动，因此桨叶数目选为5叶。3.1.3螺旋桨直径的选取直径的大小也是在诸多因素的权衡下而确定的，在展开面积与螺旋桨叶数一定的情况下，直径越大，效率越高。由于船体本身的形状特性与螺旋桨的位置，直径不能选取太大，当直径过大时还会影响到船舶的船身效率。那么该如何选定最为合适的直径大小？这时，我们可以通过图谱设计和母型船作为参照来选定大小最佳的螺旋桨直径。另外还需要注意的是桨与船身间的间隙不能太小，否则易产生共振，对安全造成隐患。在540001散货船螺旋桨设计的课题中，我们根据所给的相关资料与图纸，参照母型船的特点，由浆轴中心高、机舱上部与螺旋桨的距离，从而确定了D应该小于6.6m,所以本课

15、题中54000t散货船的螺旋桨直径初步取定为5.8m。3.1.4螺旋桨转速的确定螺旋桨转速的确定和前面一样，也是通过综合考虑诸多影响之后而确定的，在面积、直径、桨叶数目相同的情况下，转速低的效率高，反之亦然。在转速的确定中要根据所给主机的功率、转速等各项参数进行一个综合的考究。一般来说,上面所提及的两者要素是相互矛盾的，因为机器在以高转速运行时效率较高的，而螺旋桨转速越快效率越低。由于船体自身的震动，所以，选择螺旋桨转速需控制在一个合理的范围内。螺旋桨的震动频率通常和主机的转速n息息相关，如果螺旋桨的设计不合理或者不理想会产生较大地震动，且震动频率与n一样。有些时候船体航行时，尾部的流动会产生

16、干扰力，这是候的干扰力频率大小为Zn,Zn表示叶数与转速的乘积。通常会有两种类型的共振作用在船体上：当第一种是主机和某辅机转速相同时产生共振；而第二种是局部震动，这样的震动一般只要在震源处增设一些加强构件来避免，如加强筋、扶强材、支柱等。在根据螺旋桨的初步设计结束后，通过曲线所得到的最佳马力和转速后，选取转速为N=l()().3r/min的主机，并且由于螺旋桨设计转速与主机持续的额定转速较为接近，因此不需要选配减速齿轮箱。3.1.5桨叶轮廓和叶切面形状在进行桨叶形状设计时通常可以忽略螺旋桨桨叶外形形状对推进性能的影响，大量实验表明了单桨叶外形接近椭圆形时是最佳的。因为目前椭圆形的桨叶形状十分适

17、合于用在桨叶会侧倾的螺旋桨上。从叶切面形状来看，目前的螺旋桨有机翼和弓形这两种形状。其各自都有着各自的特点，当叶切面为弓形时，螺旋桨不易发生空泡现象，因为，这种也切面形状能够使得分布在桨上了力很均匀，但是其缺点是效率较低。商船通常会采用机翼型的叶形。而弓形叶面通常会在军用舰艇上，比一般的叶面宽且薄。这里我们采用图谱法来设计螺旋桨，我们会通过图谱中所需设计的螺旋桨的资料，再参照母型船的桨型，最终确定外形轮廓与切面形状。从螺旋桨的儿何形状来看，会发现桨叶等都会有一定程度的后倾，不同的桨后倾的角度不一样，另外后倾角的存在并不会影响到螺旋桨的性能，反而适度的后倾的度可以增加船舶与桨之间的间隔，从震动们

18、度上来说可以减小震动，然而后倾角的确定需要以母型船作为参考，还需要根据设计船的尾部形状来确定。根据所给设计船的船型的资料，在这里我们采用AU/MAU螺旋桨的规范来设计。3.2螺旋桨设计的关键步骤及方法本课题主要讨论散货船的螺旋桨设计，这也是整个船体设计中最为关键的一步，设计的优劣直接影响到船舶安全性和经济性。上一章节我们通过泰勒法已经估算得到了船舶在各个航速下的近似阻力，也通过阻力计算出了所对应的有效马力并成功地绘制出了马力曲线，从而可以绘制船舶的有效马力曲线。通过绘制的有效马力曲线便可以确定螺旋桨最佳的转速和主机的马力从而既能达到预定的航速又能保证航行的经济性；在那之后我们以上面的结果作为参

19、考而选定主机，在按照主机给的额定马力和转速选择最为经济且航速最高的螺旋桨。综上所述，螺旋桨的设计实际上分两部分：第一部分时初步设计，第二部分是终结设计。3.2.1螺旋桨初步设计方法我们先根据母型船确定设计航速，再由航速选定较为合适的桨，之后再通过在该航速下桨的转速和有效马力，并以此为依据选择主机。下面是具体的步骤及方法：通过已知的Pe、V,再依据上面选定的D,来确定11、】0、P/D和Ps；(2)再通过已知的Pe、V以及n,确定桨的D、睥、P/D和Ps。我们还需确定传送效率平、推力减额分数t和伴流分数co方可进行设计，本船的rjs、t、cd如下：传送效率qs=0.97推力减额分数t=0.22伴

20、流分数(0=0.35具体方法如下：通过之前的计算我们得到了有效马力与各个速度，再依照之前所确定的螺旋桨直径D即可确定螺旋桨运转时的最优转速N,效率以及螺距比，最后还能得到主机马力PSo根据以上小节所涉及的螺旋桨的各种参数的选定与计算，在这里我们选用盘面比为0.55并且叶数为5的螺旋桨。要先假定一组转速，通过假定的转速来求得各个转速下的有效马力，具体方法可由表3-1来表示。根据所提供的柴油机资料先选取一组转速N,再根据螺旋桨初步设计的要求列出下表3-1：表3-1通过初步设计确定主机功率及转速序号项目单位计算结果1螺旋桨直径Din5.82r)n=(1-t)/(1-(0)1.23Va=V(1-(d)

21、kn9.14Pehp6755.645假定一组转速Nr/min901001101201306直径系数陆ND/Va57.463.770.176.582.97P/D0.8210.7500.7100.6800.6408no0.6000.5780.5420.5180.4959厢5.2235.8506.5507.2017.81010Pdhp5733.36049.89492.611645.913378.011Hs*nr0.970.970.970.970.9712Ps=Pd/(r)s*r|r)hp4850.66236.99786.212006.113791.813Pte=Pd*r)s*Trhp4722.358

22、68.39207.911296.612976.7运用上表的计算结果，即所得到的马力与有效马力，建立坐标轴，并通过以上数据画出各个航速、各个转速下的有效马力曲线图，其中横坐标为N纵坐标为Pte和Ps,再用之前算得的有效马力Pe大大小在坐标上找出，并以该点做水平线，使得该线相较于Pte上，这时候的交点就是马力的与转速的大小，如果没54000t散货船螺旋桨设计计算及船机桨匹配性分析摘要螺旋桨(Propeller)是一种推进器，它具有效率高、成本低、使用方便及构造简单等优点，这使它成为了当今船舶推进的最主要最广泛的推进器。螺旋桨的设计和其性能计算是现在船舶动力性能的重要计算内容，同样也是船舶设计学范畴

23、的一项非常重要的课题。本课题以54000t散货船的螺旋桨设计为对象，按照AU/MAU螺旋桨图谱设计的设计方法。首先根据己有设计船现有的主尺度及参数估算船舶静水阻力，得到不同航速下的有效马力，通过有效马力初步设计螺旋桨。再根据螺旋桨的初步设计的结果选择主机和齿轮箱，之后进行终结设计，对所设计的螺旋桨进行空泡校核并根据规范进行强度校核。最后对螺旋桨进行航行性能分析及船-机-桨的匹配性分析。通过以上设计成功地设计出了54000t散货船的螺旋桨，并且与主机具有良好的匹配性。关键词：螺旋桨；船舶静水阻力计算；螺旋桨设计；船-机-桨匹配性分析图3-1所确定转速计算及马力从图中读到N=102.4r/min,

24、Ps=7150.6hp,通过所得的转速与马力选取主机为MAN6S50MCCB,持续额定功率为5355kw(7181hp),转速为l()0.3r/min,由于转速与主机转速较为接近，因此不需要选用减速箱。螺旋桨能够满足转速的需求。综上，可以确定主机马力为7181hp,主机转速及螺旋桨转速为100.3r/min。当以上设计完成后，螺旋桨的初步设计圆满完成。3.2.2螺旋桨终结设计由螺旋桨的初步设计我们得到了转速N及主机马力Ps,并选购了主机，接下来我们将通过初步设计所得到的结果己经主机己知的功率与转速开始进行螺旋桨的终结设计，该设计通过己知Ps、V以及N,确定桨的D、n。、P/D和Ps。一下为设计

25、步骤：主机持续额定功率5355kW主机额定转速100.3r/min螺旋桨设计结果:螺旋桨数目螺旋桨旋向右旋最大限制直径6m船舶吃水T11.5m螺旋桨叶数Np5材料密度G=7.6g/cm3桨叶材料铝镣青铜桨轴距基线高度Zp3.3m伴流分数o)=0.35推力减额t=0.22轴系效率qs=0.97船身效率r|H=1.2相对旋转效率tr=1计算最为合理的航速：螺旋桨敞水收到的马力Pd=7181.6*0.9气）.97*1=6269.54hp根据上述计算所得相关有效数据按下表计算自由航行工况：（图表见下页）表3-4自由航行工况设计计算序号项目单位航速1VsKn121314152VA=Vs(l-a)Kn7.

26、808.459.109.753Va25169.92207.56249.81296.834Bp=46.7338.2631.7926.75N*pDl/2/VA2.556.846.195.645.17P/D0.6900.7050.7460.760no0.5310.5620.5860.605573.867.863.059.06AU5-D=8Va/Nin5.745.715.725.7450Pte=Pd*kW4570.224842.325049.125215.82P/D0.7480.7700.810.841no0.5240.5530.5780.604871.966.060.856.27AU5-D=6Va/

27、Nin5.595.565.525.4665Pte=Pd*kW4515.794764.784980.195205.22r|HWP/D0.750.7800.8150.850no0.5230.5450.5690.5918MAU869.063.858.654.05-80D=8Va/Nm5.375.375.325.25Pte=Pd*kW4506.294690.854902.645092.20根据表3-4的结果，可绘制图3-2,可从图中得到能够避免空泡的最小盘面比及对应的最佳螺旋桨要素（见下页）:表3-5照上图所得的最佳要素按图设计计算的最佳要素AU/MAUVsP/DDHo8AU5-5013.480.72

28、55.7H0.57565.33AU5-6513.420.7865.5450.56463.69MA15-8013.360.7925.3570.55461.87依照表3-5的结果来空泡校核:之后我们再通过查取限界限并计算最佳的展开面比例。浆轴沉深hs=T-ZP=11.5-3.3=8.2mp）-p=pa+yhs-pv=10330+1025*8.2-174=18561kgf/m2计算温度t=15°Cpv=174kgf/m2Pd=6269.54hpp=104.63kgf*s2/m4可以通过下表3-6计算空泡校核的结果：表3-6空泡校核结果序号项目单位AU5-5OAU5-65MAU5-801Vs

29、kn13.4813.4213.362Dm5.7115.5455.3573P/D0.7250.7860.7924no0.5750.5640.5545Va=0.5144Vs*(1-(d)m/s4.514.494.476(0.7n*(N/60)*D)2(m/s)2440.78401.56387.837Vo.7R2=VA2+(0.7n*(N/60)(m/s)2461.12421.72407.818l/2*pVo.7R224123.4922062.2821334.5896o.7R=(po-Pv)/(l/2*pV0.7R2)0.7690.8410.87010Tc（查曲线图）0.2450.2750.2901

30、1TKg68671.167657.466755.112Ap=T/(Tc，l/2*pVo.7R2)m211.8611.7911.5913Ae=AP/(1.067-0.229P/D)nr13.1613.2913.0914Ao=l/4*nD2m225.6223.3422.5415Ae/Ao0.5140.5690.581根据表格3-6计算结果做出下图3-3（见下页）:13.50.50.50.650.813.3P/D一/noAe/AoD0.6图3-3盘面比有效曲线详细参数为：D=5.68mno=O.5734P/D=0.738Vs=13.47knAe/Ao=0.525再进行了空泡校核后还需对强度进行校核：

31、根据规范我们需要校核IO.6R及035R，两者大小不应小于下列计算的大小:t=J(Y/(K-X)(mm)由之前的讨论可知，本设计采用AU叶系列图谱为宜，后倾角取8=10°,因此，对P/D=0.738的工况进行计算即可。计算按下表进行：计算功率Ne=PsnGis=6966.2hpAd=Ae/Ao=O.525P/D=0.722£=10。G=7.6g/cm3N=ne=100.3r/minZ=5bo.66R=O.226DAd/(O.1Z)=0.226x5.68x0.525/(0.1x5)=1.3479mb().25R=0.7212bo.66R=O.7212x1.6848=0.972

32、1mbo.6R=O.991lbo.66R=O.9911x1.6848=1.3359m我们将计算结果做出下列表格：表3-7强度校核表项目单位结果0.25R0.6R弦长bm0.97211.33590.7R处D/PD/Po.71.3551.355D/P1.3551.355Ki634207k2查表250151k31410635k4434Ai=D/P(Ki-K2D/Po.7)+K3D/P0.7-K42306.61829.67Y=1.36A1Ne/(Zbnc)44825.7132618.51k58223k6查表3412k74165Ks380330A2=D/P(K.5+K6£)+K7£+

33、Ks1361.811173.77材料系数K（铝镣青铜）1.1791.179X=A2GAdN2D3/(IOloZb)0.2060.129t=Y/(K-X)lt2mm214.6176.3MAU标准浆叶厚度rmm217.3123.8校核结果满足要求不满足要求实取浆叶厚度mm217115.7实际桨叶厚度按ti.oR=0.0035D=19.88mm与to.25R=217mm连直线如图3-4决定:to.2=231.5mmto.3=2O2,5mmto.4=173.6mmto.4=173.6mmto.5=144.7mmto.6=l15.7mmto.6=l15.7mmto.7=86.8mmto.8=57.9mm

34、to.8=57.9mmto.9=28.9mm320280-240200-160r12080-40丁£xiiii0.20.40.60.81.0R图34叶厚分布曲线进行螺距修正：通过设计船型的尾轴直径，决定毂径比dh/D=0.18,此值与MAU桨标准毂径比相同，故对此项无需修正。由于实际桨叶厚度小于AU桨标准厚度，故需因厚度差异进行螺距修正。设计桨(t/b)o.7R=O.O868/(O.9964x1.3479)=0.0646标准桨(t/b)o.7R=O.0171D/(0.9964x0.31075D)=0.055231.s=Va/NP=(1-w)Vx30.866/(NP)=0.65x13.

35、47x30.866/(100.3x4.19)=0.643A(t/b)o.7=(t/b)o.7没(t/b)o.7标x0.55/0.544x0.75=0.00657A(P/D)t=-2(P/D)o(l-s)A(t/b)o.7R=2x0.738x0.643x0.00657=0.00624修正后的螺距比P/D=(P/D)O+A(P/D)t=0.738+0.00624=0.7442重量及惯性矩计算：根据MAU桨切面的面积数据用我国船舶及海洋工程设计院提出的的公式桨叶重量及惯性矩的计算如下：桨叶重量：Gbi=O.169yZbmax(O.5to.2+to.6)(l-dh/D)D=0.169x7600x4x1

36、.3479x(0.5x0.232+0.116)x(1-0.18)x5.68=7482.87kgfdt=dh/2=511.2mmLK=2.5xdt=2.5x511.2=1278(mm)=1.278mdo=O.O45+O.108(Pd/N)u3-KLk/2=0.045+0.108x(6269.54/1OO.3)U3_(1/15)x1.278/2=0.431m注：锥度K取1/15浆毂重量：Gn=(0.88-0.6do/dh)LKYdh2(kgf)=(0.88-0.6x0.431/1.02)x1.278x7600x1.022=6330.61kgf螺旋桨重量：G=Gbi+Gn=7482.87+6330.

37、61=13813.48kgf螺旋桨惯性矩：当dh/D=0.18时：Imp=0.0948yZbmax(O.5to.2+to,6)D3=0.0948x7600x5x1.3479x(0.5x0.2315+0.1157)x5.683=205945.26kgf*cm*s2敞水性能性能曲线的确定：由AU5-50,AU5-65,P/D=0.738的敞水性能曲线内插得到AU5-52.5,P/D=0.738的敞水性征曲线(见下页)：KT,10KQ0.10.20.30.40.50.60.7j图3-5敞水性能曲线表3-8设计浆的敞水数据表J00.10.20.30.40.50.60.7Kr0.340.320.290.

38、260.220.180.140.08Ku0.0390.0360.0330.0300.0270.0240.0200.015系柱特性计算：由上表得J=0时，Kt=0.34Kq=0.039计算功率PD=7181.6x0.97=6966.2系柱推力减额分数取to=O.O4,主机转矩Q=(Pdx60x75)/(2ttxN)=6966.2x60x75/(2x3.14x100.3)=49767.735kgf.m系柱推力：T=(KtQ)/(KqD)=0.34x49767.735/(0.039x5.68)=70544.731kgf螺旋桨转速：N=60xT/(pD4KT)J,/2=60x70544.731/(10

39、4.63x5.684x0.34)1/2=82.8r/min下面进行航行特性计算，航行特性计算由表3-9所示表3-9为航行特性计算表项目单位数值kn1213141516Va=0.5144(1-w)Vm/s4.014.354.685.025.35J=VA/nD0.4230.4590.4930.5290.564N=100.3r/Ki-0.210.20.180.170.16minKq0.0260.0250.0240.0230.022n=1.67r/sPTE=KTpn2D4(1-t)V/145.6hp410042304KX)41494165Ps=KQ27cnpn2D5/75is*nRhp64696221

40、597257235474J=VA/nD0.4680.5070.5460.5850.624N=90.3r/miKr0.190.180.160.150.13nKq0.0250.0240.0220.0210.019n=l.5Ir/sPTE=KTpn2D4(l-t)V/145.6hp30333113297929932767Ps=KQ2Tinpn2D5/75qR*r|Rhp45984415404738633495J=VA/nD0.5270.5720.6150.660.703N=80.3r/miKt0.170.150.130.110.08nKq0.0230.0210.0190.0170.015r=1.34

41、r/sPTE=KTpn2D4(l-t)V/145.6hp21372043190717291341PJ,=KQ27tnpn2D5/75r|R*TRhp29572699244221851928由上图可知，110%超满载航行时可达最大航速约为V=12.5kn,主机马力为6453hp。满载航行时可达最大航速成约为V=13kn,主机马力为6254hp,与设计的要求基本一致。综上个步骤计算可得螺旋桨设计总结:螺旋桨型式螺旋桨直径螺距比叶数盘面比AU系列D=5.68mP/D=0.7442Z=5Ac/A（）=0.525纵倾角8=10°螺旋桨效率r|o=0.0.5734设计航速Vmax=13.47Ki

42、i毂径比dh/D=0.18旋向右旋材料铝镣青铜重量13813.48kgf惯性矩205945.26kgf*cm*s3.3小结通过本课题对于螺旋桨的设计，具体到每一个步骤可以反映出了螺旋桨设计是一个综合考虑各种因素的过程，在设计时我们需要充分地考虑各种因素之间的影响，其中包括了螺旋桨转速、直径、叶数以及形状等，我们在解决一种问题是常常也会牵连到其他的问题。这就需要我们要具有把多种问题联系在一起来考虑的能力，而不是简单的将某个问题拿出来单独考虑。螺旋桨的设计也是整船设计至关重要的一项设计。首先通过所绘制的有效马力曲线来确定出能够具有最佳效率的螺旋桨，以既该桨所能达到的预定航速，再来就是要保证所需的马

43、力最小；再来确定主机，并在主机的转速与马力给定的情况下设计出一个效率最佳的螺旋桨。本章节通过用图谱法设计的540001散货船的螺旋桨，并且我们通过初步设计与终结设计最终确定了螺旋桨的各项性能参数，最后通过航行特性的计算得到航行特性曲线，这使得下一章节的匹配性分析有了有力的数据资料依据。第四章机桨匹配性分析4.1总体探究上面的章节是船舶在特定情况下设计的具有最佳效率的螺旋桨，是对一般的船舶满载时以主机持续工作转速及航行速度即正常航行的情况。从中可以看出，船舶在以设计航速进行航行时，其主机与螺旋桨具有较好的匹配性，旦螺旋桨具有最佳的效率。然而实际航行中船舶的航行状态常常水外界环境的变化而发生改变比

44、如风浪等恶劣天气等，从而会使得船舶航行时所受到的阻力发生变化，最终会使得航行速度、主机的工作功率、转速以及螺旋桨的工作情况发生改变。船舶上的螺旋桨和主机是以一种复杂的联动状态相连。船舶机械能的发生通过主机来完成，而螺旋桨将主机发出的能量转变为使得船舶前进的推力，螺旋桨所做的推力用来抵消船舶的阻力。那么，三者之间能量转换及工作关系我们便一目了然。它们之间相互牵制和协调，整个船舶的以和谐地运动。当船舶的速度一定并且处于直线运动状态时，机桨之间有下列关系：(1) 运动学：N桨=N机；(2) 动力学：Q桨二Q机。如果设计时存在减速齿轮，上述关系加入传动比即可。同样，船桨关系如下：(1) 运动学：桨的进

45、速和船舶的速度关系为：VA=V(l-w)；(2) 动力学：T桨(1-t)=R船。我们来看看主机随船舶航行速度的变化而带来的变化。当船舶在启航时，V=0,R=(),主机在一定速度驱动螺旋桨，螺旋桨推进系数J=0,加速运动的状态开始运动。随后，当航行速度渐渐增加时，阻力也将渐渐变大，螺杆速度系数增加。当速度保持不变，推力系数略有增加，如推力速度可能会继续增加。V船与N桨关系一定时，当阻力被螺旋桨的推力所克服时,Q桨能够被主机提供的力矩所中和，达到一种平衡状态，此时船舶会匀速前进，螺旋桨也在恒定的进速系数下转动。螺旋桨可以说是主机制动机制，当一个特定的速度增加的速度螺旋桨,螺旋桨的推进系数会降低，所

46、以推力和转矩也相对增加。因此,增加主机上的转矩的提供,其转动速度将不会增加。航海过程中，机身马力下降，螺旋桨转速，推以及船舶速度将会下降,这是将达到另外一种平衡，也就是船速和转速的达到了平衡。排水量为不变的情况下,一般低速船的R和船舶的v近似是R=&V*V,即有效马力与V3的比例关系。此时若V船发生变化，而w,t,相对旋转效率不变时，固定Va=&T2o当保持排水量为一个恒定值得时候，大致有以下关系：P机二&V船。上述的若干关系能用下面的图像清晰地表述，在此就不赘述了。通常情况下，一般的低速船在排水量不变的情况下阻力和船速V近似成平方关系，有效马力Pc与速度的三次方V3成

47、比例。假若推力减额t、伴流系数(0和相对旋转效率耶不随船速的变化而变化的话，进速Va与螺旋桨推力T成二次方关系。根据螺旋桨的比较定律可以知道，若进速系数J值相同则会符合这种关系，因此，普通低速船在保持排水量不变的情况下以不同马力航行时主机的转速近似与船速V成比例，主机马力则近似与转速的三次方V3成比例。换而言之,不同转速下的螺旋桨在工作时所需要的主机功率近似与转速的三次方"成正比,而通常这种Ps-n3曲线被称为“推进特性曲线”。但有些其他类型的船舶，其所受到的阻力不一定与V?成比例，所以具体情况应具体分析。我们在看看外部阻力受外界环境影响时螺旋桨的工作状况。假设螺旋桨如下图所示在给定

48、转速和主机马力螺旋桨的工作情况。这时候螺旋桨的转速为n=N/60,螺旋桨所吸收的转矩为Q,并发出大小为T=R/(l-t)的推力，当船舶达到的航速为V时螺旋桨的进度为VA=V(l-w),可以看到螺旋桨的工作的点在进速系数J=VA/nD处，见图4-1(a)(b)(c)。4-图q£d(l图4-1(c)图4-1(a)、(b)、(c)螺旋桨在阻力变化时的工作情况第一种：风浪、污底等特殊外部航行环境使得船舶所受的阻力增大，由图可以看出:R=T(1-t),故T(1-t)<R2,此时V船明显变小。此时：(1) 当主机的转速保持常数不变的情况下，从图中看出随着螺旋桨的转速VA渐渐变小时，其进速系

49、数J也是随着变小的，根据相关公式得到KT、KT均变大。当V=V2时，J=J2o根据推力公式T2=pn2DA4KT2=R2/(l-t)o由此我们得到：KQ2>KQ,故Q2=pn2DA5KQ2>Qo以上分析可以得出：当R变小时，N主机不变，必须要Q2>Q才能满足。(2) 若Q机达到了其本身的极限，我们换个思路改变n(主机)，使Q2,=K,Q2pn22DA5=Qo由于T2,<T2,故V2，<V2,继续使V船变小。当R船变大时，若Q己经达到极限时，那么螺旋桨将不得不减小转速，此时主机Q=Qmax,这时螺旋桨处于“重裁”状态工作。船舶在不尽相同的工况下航行，船-机-桨三者之

50、间关系复杂。他们之间循环因果，相互影响。以下是对于三者之间的匹配若干总结：1.不同N桨时的V船和N机；2.当外界条件影响船舶所受的阻力时，螺旋桨转速和主机马力以及船舶能够达到的最大航速；3.在只有其中若干个(不是全部)螺旋桨工作的情况下，其螺旋桨转速及主机马力情况，此情况针对于多个螺旋桨的船舶；4.工况不同情况下的螺旋桨。第二种：压载航行时船舶的航速无疑会吃水减少，R随之降低，我们可以在如图所示的阻力曲线中读出相关信息。我们知道R=T(I-t)，那么可得T(1-t)>R1,显然船舶此时有一个加速度。则：(1)当主机的转速保持常数不变的情况下，J会随着VA的增大而增大，根据相关的公式又可以

51、知道KT和KQ均会变小。对应的，当V=Vl,J=Jlo根据公式,推力Tl=KTIpn2DA4=Rl/(l-t)o此时我们可以看出：KQlvKQ,故Ql=KQ1pn2DA5<Q（Q为主机在转速n时所能提供的转矩）。结论：R船变小时，主机若是维持现状不变的话，那么只能利用部分主机的功率,这是称作主机的轻载状态。（2）当转速不固定并且能够增大时，J1将会维持一个稳定的数值，当转速由n变成nl,我们近似得到一下关系：KQ1=K'Q1J1=J显然nl>n,那么Q>Q1,又Q1，=Q'此时二者之间形成一种平衡。1T>T1,使vr>vi,这就可以分析出：当R船降

52、低时，N机能够变大的情况下，则V船变大。4.2船体和主机的匹配性分析在前面的螺旋桨终结设计中己得到船舶的航行特性曲线，如下图4-2所示（见下页）：该图表示了不同的装载情况在不同的转速时可达到的航速。从图4-2可得到:在满载航行的条件下，N=100.3r/min,航速V=13kn,所需推进马力马力PTE=6254hp,空泡校核及强度校核证明与设计基本一致;N=100.3r/min,航速V=13kn,主机设计所需总的主机马力为Ps=7150.6hp,由此可知，在相同的航行状态下，由于主机转速的改变而引起航速V和主机马力Ps的变化。4.3主机和螺旋桨的匹配性分析通过所给的资料并得到主机的特性曲线：额

53、定功率为5408kw时主机额定转速N=100.3r/min,由以上数据就可画出主机额定功率外的特性曲线，之后可得到过载时的主机工作的特性曲线，又知道主机通常情况下的储备功率一般10%,之后即可得到设计功率以外的特性曲线，最后再根据主机功率的30%的值可得到最小功率外的特性曲线。根据在螺旋桨设计最后所得到的船舶航行特性曲线，在原曲线上本来横坐标是航速V(kn)，但为了画出主机的特性曲线，要将在某转速下某-特定工况所需要的马力求出来。主机的额定转速为N=100.3r/min,最大转速为Nmax=103%Ne=104.2r/min,最低稳定转速Nmin=40r/min,可分别画出最高转速限制线，最低转速限制线和额定转速限制线。过载额定功率特性一柴油机热负荷很高，一般作为船用主机的最大功率或超额功率，持续使用时间不应超过(也不小于)1小时。额定功率特性柴油机热负荷和机械负荷好，一般作为船用主机的常用功率，可长期持续使用。设计功率特性一一指供油量固定在小于额定功率90%供油量的速度特性。船舶在