船舶动力装置轴系方案具体方案模板计算

1、轴系强度计算在推进装置中，从主机（机组）的输出法兰到推进器之间以传动轴为主的整套设备称为轴系。轴系的基本任务是：连接主机（机组）与螺旋桨，将主机发出的功率传达给螺旋桨，同时又将螺旋桨所产生的推力经过推力轴承传给船体，以实现推进船舶的使命。当机舱地址确定，主机部署好后，即可考虑轴系设计和部署。轴系的部署传动轴的组成和基本轴径传动轴一般由螺旋桨轴(尾轴)、中间轴和推力轴，以及将它们相连接的联轴器所组成。本船因其推力轴承已放置在减速齿轮箱中，所以不设推力轴。而且本船螺旋桨轴不分段制造，最后本船传动轴组成设计成1根中间轴和1根螺旋桨轴。轴的基本直径d(mm)应不小于按下式计算的值（考虑到标准化的要求，

2、各轴轴径一般取不小于计算值的整数）d100C3Peb(608)nebb176.5100C31470(608)170.9530176.5=mmC=中间轴的直轴部分，d191.88mm，取200mm作为设计尺寸。C=对于油润滑的且拥有认可型油封装置的，或装有连续轴套（或轴承之间包有合适保护层）的拥有键的螺旋桨轴d191.881.27=mm，设计时取250mm。C=尾尖舱隔舱壁前的尾轴或螺旋桨轴的直径可按圆锥减小，但在联轴器法兰处的最小直径应不小于C=计算所得的值。d191.881.05=mm，即螺旋桨轴在联轴器法兰处的最小直径应不小于mm。一般的，船舶纵向倾角另一个端点为螺旋桨的中心，此二端点间的

3、距离，即为轴线的基本长度。本船轴系长度为（传动轴的实质长度尚应试虑螺旋桨中心后用来装螺旋桨的尾轴伸出和螺纹部分）。（2）轴线的倾角轴系部署的要求传动轴位于水线以下，工作条件比较恶劣，在其运转时，还将碰到螺旋桨所产生的阻力矩和推力的作用，使传动轴产生扭转应力和压缩应力；轴系自己重量使其产生的波折应力；轴系的安装误差、船体变形、轴系振动以及螺旋桨的水动力等所产生的附加应力等。上述诸力和力矩，经常还是周期变化的，在某些时候表现更为突出，比方船舶在紧急停车、颠繁倒车或转弯，或是在暴风大浪中碰到激烈纵摇或横摇时，使传动轴所受负荷更大，有时甚至使它产生发热或损坏。为了保证传动轴工作可靠，且有较长的寿命，在

4、设计时必定使其有足够的强度、刚度、有合理酌结构尺寸，并尽可能减少其长度和重量，还必定考虑怎样有利于制造和管理等问题。轴系的部署本船轴系部署从齿轮箱法兰开始，至螺旋桨为止，包括：轴承地址及间距的选择；各种辅助设备选择与地址的决定；滑油与冷却水管系的部署。详尽内容以下。1、轴线的长度、数量、地址和倾角（1）长度的确定这是轴系设计第一碰到的环节。轴线长度是由两个端点来决定，一个端点为主机(或齿轮箱)输出法兰的中心；约在0050之间。有些双轴系的船舶，赞成轴线在水平投影上走开船舶的中线面向外或向内偏斜，偏斜角在0030之间。由于轴系倾斜给主机带不良的工作状态，降低螺旋桨有效推力，而且轴系重量也产生轴向

5、分力，该力与推力方向相反，进一步降低了螺旋桨的有效推力，所以轴线最好设计成没有纵向倾角和横向偏斜角的形式。本船轴系设计成没有纵向倾角和横向偏斜角。（3）轴线的数量和地址本船是双轴系拖轮，轴线数量是2。轴线地址和主机与螺旋桨的部署地址有关。螺旋桨的部署地址“2900kW近海拖轮总部署图”中已经确定，距设计水线，而主机地址在机舱部署图中给出，距设计水线也是，故轴线地址求出以下：轴高度：（无纵向倾角）轴横向地址：距船中纵剖面，平行分布其两侧（无横向偏斜角）轴前后地址：螺旋桨中心线经过3号肋骨。2、轴承的地址、数量与间距（1）轴承地址的确定方法为了减少船体变形对轴承负荷的影响，一般将中间轴承尽量凑近舱

6、壁部署，某些小型船舶甚至能够直接将轴承部署在舱壁上。轴线的地址是靠各轴承的部署地址来保证的，对本船来说采用拉线或望光法找到各档轴承的中心地址，这样轴承沿高低及水平方向的地址也就确定了。本船是中型船舶螺旋桨重量不重，没必要对轴线常采用曲线安装法。（2）中间轴承的数量和间距a、轴承的数量本船每道轴系设计1根中间轴，采用1其中间轴承。b、轴承的间距轴承间距的大小，对轴的波折变形、柔性和应力均有很大影响。合适减少轴承的数量，增加此间距，虽会增加一些由其自己重量所引起的弯矩和轴承负荷，但由于轴系变形的管束减少、轴系的柔性增加，轴承的附加负荷也会减少，工作更为可靠。最小轴承的间距：lmin24.93dz2

7、（）24.93202cmm式中：dz轴径，20cm故在进行轴系部署设计时，应力求使轴承的间距llmin1.83m。一般轴径的轴承间距参照以下2组经验公式苏联作者尼古拉也夫介绍的公式l125dz=12520=559cm=cm（）式中：dz中间轴直径，cm。西德劳氏船级社介绍的公式l142dz=m（）轴承间距也不能够获取太大，由于轴系部署设计受工艺与安装工艺的限制，回旋振动(包括横向振动)的限制，而且轴承的间距太大就会使相应轴段的挠度因其重量的增加有所增大，造成轴承负荷分配的不均匀性。综合考虑以上各因素今后，本船中间轴长度设计为。（3）轴的法兰与轴承的间距在不影响装卸的前提下，轴承应尽量凑近法兰部

8、署，并尽可能使轴承中心到二连接法兰中心线的距离等于0.2l=（l为中间轴长度）3、尾轴承的数量和间距螺旋桨轴一般均用两道尾轴承支承,本船尾轴很长，每根螺旋桨轴设计3道尾轴轴承。在船舶设计中，对尾轴承的间距要求比中间轴承严格。经过计算和实船检查，轴承间距l和尾轴基本直径d的比值介绍采用以下数据：d400650mmld12d230400mmld1425d80230mmld1640本船d=250，设计成ld=，m轴系设计计算轴的资料轴一般用优秀碳素钢或合金钢锻造，民用船舶广泛采用优秀碳素钢，快艇及小艇需要减少重量时可用合金钢。目前国内适用于轴系的钢材牌号是25，30，35号优秀钢。依照本船种类，轴系

9、各种轴都采用优秀碳素。而35号钢在同类优质钢中资料性能最好，一般民用船舶轴系资料也都采用35号优秀钢，所以本船轴的资料采用35号优秀钢。基本轴径计算前面已经计算出，本船采用轴系的基本轴径：中间轴200mm；螺旋桨轴250mm；本船齿轮箱自带推力轴，推力轴不需要设计。螺旋桨轴它位于轴系的最后端，尾端装有螺旋桨，首部则与中间轴相连。为了满足螺旋桨从船外向内安装的要求，螺旋桨轴首端接可拆联轴节。故螺旋桨轴采用两端为锥体形式。1、轴颈轴颈是用来直接与尾轴承相按触的部分，它除担当传达动力外，还有磨耗费失，轴颈比轴干的直径大530mm。本船尾轴设计成从外向里进行安装，为了便于安装，将前后的轴颈直径制成略有

10、5mm差值(差值取值范围约2l0mm)，其首部轴颈直径略小。为了防范或减少应力集中，在轴于与轴颈的连接处，采用圆弧或斜锥过渡；为了减少轴的重量，有时可采用空心轴的结构，但是本船都是实心轴。依照轴干取值250mm设计轴颈直径：前轴颈直径260mm；中轴颈直径265mm；后轴颈直径270mm。2、锥体与螺纹部分轴的首、尾端制成锥体，主要为了便于装、拆和紧固联轴器或螺旋桨。在轴系工作时，锥体部分承受着螺旋桨正倒车推力产生的压缩应力和拉应力，还承受着传达扭矩及某些振动力等。在锥体上的键槽及安装在它里面的键则承受着剪切应力及压应力；螺纹部分则用来安装紧固螺旋桨(联轴器)的螺帽，它主要承受拉应力及某些冲击

11、载荷。为了满足强度要求，它们应有必定的结构尺寸。对于首端的结构尺寸可按以下经验数据选定(拜会以以下图)(尾端装联轴器处的尺寸可按船标有关数据选定)；DK-锥体大端直径；dK-锥体小端直径；lK-锥体长；lj-键(槽)长；d纹-螺纹直径；l纹-螺纹长；2k-锥角；b-键(槽)宽。图尾端的结构尺寸锥形部分计算a、锥度K可用锥体大小两个横断面直径差值与断面间距离的比值表示：DKdK2tg1KK=15（）LK我国现有船舶轴系的锥度，以采用1：15最多，依照这点，本船轴系锥度亦采用1：15。b、锥长：LK(1.63.3)DK=2Dk（）250=665mm式中：Dk尾轴直径，250mm。c、小端直径：dK

12、DkKLk（）=250-115665mm依照“钢质海船入级与建筑规范”在联轴器法兰处的最小直径，即螺旋桨轴在联轴器法兰处的最小直径应不小于mm。式中：C=将小端直径dk与海规要求最小直径d作差，dkd，满足了条件。d、大端直径Dk=250mm，前面计算得。键的主要尺寸a、键长LjLj(0.90.98)LK=LK（）665mmb、键宽b（单键）b(0.20.3)DK=Dk（）250mmc、键高h(0.50.6)b=mm尾端锥体的键槽是引起局部应力集中的原因之一。最危险的部位经常是锥体大直径周边负载重的轴段，实质上锥体多数情况的疲倦裂纹是从键槽的锐角上开始，为了减少局部应力，键槽的棱角应做成圆角，

13、键槽底也应有R13mm的圆角，首端应制成雪橇形。螺纹部分a、螺纹直径d纹(0.750.90)DK=DK=mmb、螺纹长度l纹d纹mm小端直径dkd纹，满足了设计条件。3、轴干的保护层轴套与螺旋桨常由青铜或黄铜制成，铜材与钢轴在海水中就会形成一对电极，使螺旋桨轴碰到电化腐化；其余，海水对钢轴也会产生化学腐化，故在海中运转的螺旋桨轴，必定考虑防腐措施。为了防范腐化损坏，采用“阴极保护法”和海水间隔的“覆盖保护法”。前者是把锌块焊或用螺栓固紧在被保护的尾轴上，以腐化锌块而保护尾轴；后者是涂防腐油漆，镀金属，用玻璃钢包覆，轴上包橡胶覆盖层等方法。中间轴中间轴一般设在尾轴与推力轴之间,中间轴还常被用来安

14、装制动器、轴带发电机及转速发讯器等附件。中间轴按其两端连接件的不同样样，主要有两各种类:带整锻法兰的中间轴,两端为锥体的中间轴。本船采用带整锻法兰的中间轴。中间轴的直径由计算求得，今后向标准化直径靠拢；中间轴的长度和数量以及轴颈离法兰的间距等前面已算出。轴颈处或在中间轴经过水密隔舱填料函处的轴段，都要合适地加粗，因该处与相应的轴承要发生摩擦和磨损的缘故，以供维修岁月车之用。一般这些部位比轴干加粗520mm即可(按不同样样轴径采用)。本船中间轴直径：200mm轴颈等加粗部位直径：210mm推力轴本船有减速齿轮箱，其推力轴已放在减速齿轮箱中，所以不设推力轴。传动轴的强度校核1、中间轴的强度计算将轴

15、看作一根自由放置在两支点上的简支梁，其所受外力以以以下图。这里不考虑相邻跨距影响。取跨距最大一段。其中G0为法兰重量，a,b为法兰离支点距离。图中间轴受力表示图螺旋桨推力估计：T1945.2PmaxoVs=1470110%0.514=式中：T螺旋桨最大推力，N；Pmax传达的最大功率，kW，按110%Peb计算；Vs船舶的航速，kn;o螺旋桨效率，拖轮：o=，取。（1）由主机转距引起的剪应力：MtWw80150.601570.50=Ncm式中：Mt主机最大功率时的转距，Ncm；Ww中间轴抗扭截面模数，cm3。Mt9550Pmaxignmax1470110%=95503147077510%2=c

16、mnmax主机最大功率时转速，rmin，依照最大功率与转速关系计算；减速箱的传动比；减速箱的传动效率。Wdz3(1m4)16=203(10)16cm3式中：dz中间轴直径，cm；m中孔系数，md0，实心轴m=0；dzd0中孔直径，cm。（2）由中间轴自己重量所产生的波折应力：3dz4WMw(1m)203=32=cm3式中：dz中间轴直径，cm；m中孔系数，实心轴m=0支反力RA：RAqlG0b2l=24.5360438.882882360=式中：q轴自重产生的均布负荷，q0.0062dz2=Ncm。得最大弯距为MW1和MWP为：MW1RA22q=4761.102224.5=Ncm(RG)2MW

17、PA0G0a2q=(4761.10438.88)2438.8872224.5=NcmMW1MWP，应选MW1计算。W462614.51785.25Ncm2（3）由螺旋桨推力产生的压缩应力：112335.3102Ncm2式中：FW中间轴截面积，cm2。（4）由安装误差引起的波折应力：MWWMWTFW按经验采用1471.52943Ncm2，轴系强度校核时最好取最坏情况考虑2943Ncm2。（5）合成应力：H(yww1)232（）=(357.58589.122943)2351.033Ncm2安全系数：KsH（）274403940.61=K=（）2H传动轴静强度计算的合成应力，Ncm2；中间轴强度校核

18、合格。2、螺旋桨轴的强度计算第一要确定桨轴的危险断面。对于一般船舶，桨轴的危险断面在E-E截面，但是当桨轴两轴间距大，桨又较轻，桨轴的最大波折应力即可能在两轴承间的某个截面K-K。（见图）。El1EK-K图螺旋桨轴危险截面表示图（1）桨与桨自重产生的波折应力：EE截面弯距计算：MEEQB(cl1)RAl1q(l12c)2222=25000(12090)37287.869024.5(45120)2222=式中：QB桨及附件的重力，N；q轴自重产生的均布负荷，Ncm支点反作用力RA=qlQBcl2l=24.5420250001204202420=NK-K截面的弯距计算：MKKCQB1(RAQB)22q=1202500021(37287.8625000)224.5=比较，MEEMKK，所以桨轴的危险断面在E-E处，桨与桨自重产生的波折应力按E-E处计算。桨及轴自重引起的波折应力ME-EWKWW（）2780552.551533.2Ncm2式中：WW轴的抗弯截面模数，cm3。WWd3j(1m4)（）32253(10)32cm3式中：dj桨轴直径，cm；m中孔系数，md0，实心轴m=0；djd0中孔直径，cm。（2）由螺旋桨推力产生的拉、压应力