船舶動力裝置課程設(shè)計已知條件2024

民用船舶動力裝置課程設(shè)計專業(yè)學(xué)生學(xué)號班號指導(dǎo)教師日期

軸系計算(一)、概述本船設(shè)單機(jī)單槳。主機(jī)經(jīng)減速齒輪箱減速后將扭矩通過中間短軸傳給螺旋槳軸和螺旋槳。本計算按《鋼質(zhì)海船入級規(guī)范》（2006年）（簡稱《海規(guī)》）進(jìn)行。(二)、已知條件1．主機(jī)：型號：8PC2-6型式：四沖程，直列，不可逆轉(zhuǎn)，渦輪增壓，空冷船用柴油機(jī)缸數(shù)：8缸徑/行程：400/460mm最大功率（MCR）：4400kW×520rpm持續(xù)服務(wù)功率：3960kW×520rpm燃油消耗率：186g/kW·h+5%滑油消耗率：1.4g/kW·h起動方式：壓縮空氣3~1.2MPa生產(chǎn)廠：陜西柴油機(jī)廠2．齒輪箱：型號300，減速比3：1。3．軸：材料35#鋼，抗拉強(qiáng)度530MPa，屈服強(qiáng)度315MPa。4．鍵：材料45#鋼，抗拉強(qiáng)度600MPa，屈服強(qiáng)度355MPa。5．螺栓：材料35#鋼，抗拉強(qiáng)度530MPa，屈服強(qiáng)度315MPa(三)、軸直徑的確定由于直徑已給出（螺旋槳軸直徑為300-450mm，中間軸直徑為280-300mm），下面我們檢驗直徑是否復(fù)合要求。根據(jù)“海規(guī)”進(jìn)行計算，計算列表4.1如下：表4.1軸直徑計算序號名稱代號單位公式數(shù)值1軸傳遞的額定功率NekW已知44002主機(jī)額定轉(zhuǎn)速nr/min已知5203齒輪箱減速比i已知34軸傳遞Ne時的轉(zhuǎn)速ner/minn/i5中間軸系數(shù)K查表6螺旋槳軸系數(shù)K查表7軸材料抗拉強(qiáng)度MPa已知8中間軸最小直徑dmm9螺旋槳軸直徑dmm根據(jù)計算結(jié)果，取螺旋槳軸直徑為mm，中間軸直徑為mm。其中，式中:F——推進(jìn)裝置型式系數(shù)，F(xiàn)=95,對于渦輪推進(jìn)裝置、具有滑動型聯(lián)軸節(jié)的柴油機(jī)推進(jìn)裝置和電力推進(jìn)裝置的中間軸；F=100，對于所有其他型式的柴油機(jī)推進(jìn)裝置和所有螺旋槳軸；C——不同軸的設(shè)計特性系數(shù)N——軸傳遞的額定功率,kW；n——軸傳遞N的額定轉(zhuǎn)速,r/min；R——軸材料的抗拉強(qiáng)度,MPa強(qiáng)度校核尾軸強(qiáng)度驗算軸設(shè)計過程中艉軸承、密封裝置、聯(lián)軸節(jié)的選型如下：a．艉軸軸承選自武漢東盟船舶配套工程有限公司，規(guī)格如下：前軸承：材料—白合金，內(nèi)徑——345mm，全長——由設(shè)計決定。后軸承：材料—白合金，內(nèi)徑——350mm，全長——由設(shè)計決定。b．油潤滑艉軸密封裝置選自東臺市海鵬船舶配件廠，規(guī)格如下：艉軸前密封裝置：型號--HPQ，襯套外徑，最大軸徑，艉襯套長度（均可由設(shè)計決定）艉軸后密封裝置：型號--HPH，襯套外徑，最大軸徑，艉襯套長度（均可由設(shè)計決定）c．聯(lián)軸節(jié)選自寧波龍旋傳動機(jī)械有限公司，規(guī)格如下：查表（也可由設(shè)計決定）尾軸危險段面的確定根據(jù)圖4-1計算如下：（先討論，后設(shè)計）圖4-1尾軸管結(jié)構(gòu)簡圖（1）相關(guān)尺寸確定已知L=mm，L=0mm，R=mm螺旋槳軸尾部錐長l=（1.6~3.3）R=2.8*R=，對于白合金軸承，支撐點到后端面的距離u=0.5R=0.5*335=mm。而后密封裝置的長度為2mm，另加密封圈等的距離約25mm，則：螺旋槳軸尾部錐面中心至后軸承中心距離a為：螺旋槳軸尾部錐面后端面至后軸承中心距離b為：由布置總圖得后軸承的后端面距前軸承中心約為mm，且前軸承的支撐點距前軸承后端面也為mm，則：前后軸承支撐點距離l為：因為后軸承后端面距齒輪箱有約5010mm，考慮到齒輪箱的周和聯(lián)軸節(jié)等，法蘭端面到前軸承支撐點距離為：因為聯(lián)軸節(jié)長360mm，則法蘭重心到前軸承支撐點距離為：（2）雙支承軸承負(fù)荷計算：a．后軸承壓力（先推導(dǎo)，后設(shè)計）=N式中：g—9.81N/kg 1—前后軸承支撐點距離，ma---螺旋槳中心至后軸承中心距離，m b—槳轂后端面到后軸承支撐點距離，m c—法蘭重心到前軸承支撐點距離，m d—法蘭端面到前軸承支撐點距離，m G0—法蘭重量，kgQB—螺旋槳及附件重量，kgqc—軸本身重量產(chǎn)生的均布負(fù)荷qc=b．前軸承總壓力=N1．截面E—E的彎矩 式中：QB—螺旋槳及附件重量，kg a—螺旋槳中心至后軸承中心距離，m RA—后軸承支反力，N LA—后軸承長度， qc—軸本身重量產(chǎn)生的均布負(fù)荷 其中dc為尾軸直徑，mm2．截面K－K的彎矩 = ，取作為計算彎曲力矩。尾軸強(qiáng)度計算如下表4.2:表4.2尾軸強(qiáng)度計算序號名稱代號單位公式數(shù)值1尾軸截面E－E直徑dcm已知條件2主機(jī)最大功率pekW已知條件44003主要最大轉(zhuǎn)速ner/min已知條件5204齒輪箱減速比I已知條件35齒輪箱效率η已知條件0.966尾軸扭矩TtN.m7由扭矩引起的扭應(yīng)力τcMPa8螺旋槳推力FN9由推力引起的壓應(yīng)力σYMPa10尾軸最大彎曲力矩ME-EN·m根據(jù)MK-K和ME-E計算11由彎曲力矩引起的彎曲應(yīng)力σWMPa12合成應(yīng)力σcMPa13軸材料屈服強(qiáng)度σSMPa已知條件（35號鋼）14所求安全系數(shù)Sc15許用安全系數(shù)[SC]鋼性直接傳動的軸計算結(jié)果所求安全系數(shù)大于許用安全系數(shù)Sc＞[SC]。故尾軸強(qiáng)度復(fù)合要求。尾軸承負(fù)荷計算(雙支承軸承)計算如下表4.3：表4.3尾軸承負(fù)荷計算序號名稱代號單位公式數(shù)值1前后軸承中心距離l1m由尾軸尾管總圖2螺旋槳重心到后軸承中心距離am由尾軸尾管總圖3槳轂后端面到后軸承中心bm由尾軸尾管總圖4法蘭端面到前軸承中心距離dm由尾軸尾管總圖5法蘭重心到前軸承中心距離cm由尾軸尾管總圖6尾軸之重度qckg/m已知條件7螺旋槳及附件重量QBkg已知條件8法蘭重量G0kg已知條件9后軸承之總壓力RAN由軸承壓力計算10前軸承之總壓力RBN同上11后軸頸直徑DAmm由尾軸尾管總圖12前軸頸直徑DBmm由尾軸尾管總圖13后軸承長度LAmm由尾軸尾管總圖14前軸承長度LBmm由尾軸尾管總圖15后軸承單位面積所受壓力PAMpa16前軸承單位面積所受壓力PBMpa0.02617軸承許用單位面積壓力[P]Mpa對高分子軸承0.3計算結(jié)果所求軸承單位面積所受壓力均小于高分子軸承單位面積許用壓力，本船采用高分子軸承，故安全。至此軸系校核全部完成。主推進(jìn)裝置及軸系布置圖當(dāng)主機(jī)和螺旋槳選型定好后，就要確定其在機(jī)艙中的位置；并對軸系中軸承位置和間距進(jìn)行確定。然后結(jié)合船體布置圖，畫出布置草圖。由于本船軸系長不超過7米。該船采用的是單機(jī)單槳，對于主機(jī)的布置應(yīng)布置于船舶縱中剖面。詳細(xì)布置圖要求為A0圖1張。尾軸管裝置的結(jié)構(gòu)形式尾軸管裝置的任務(wù)是用來支承尾軸或螺旋槳軸，并使其能可靠的通出船外，不使舷外水大量漏入船內(nèi)，同時，亦不使滑油外泄。為了承擔(dān)上述任務(wù)，尾軸管裝置一般由尾管、尾軸承、密封裝置以及潤滑與冷卻系統(tǒng)等部分組成。本船利用水來潤滑與冷卻，前后都用鉄梨木軸承來支承尾軸。為防止滑油外泄和水的滲入，尾管前后采用骨架式密封裝置。尾管采用了無縫鋼管，與齒輪箱連接的是可拆式法蘭。由于尾軸管裝置位于水下，船舶使用可靠及壽命長短與它的密封裝置很大關(guān)系。尾軸密封裝置就其布置的位置而言，可以分為首部密封與尾部密封。尾軸管裝置布置總圖（1）尾軸基本直徑的確定要畫出尾軸管總圖，必須先計算出尾軸基本直徑。按《內(nèi)河鋼船建造規(guī)范》（2002）計算：式中：Ne柴油機(jī)組額定功率ne螺旋槳轉(zhuǎn)速軸材料的抗拉強(qiáng)度，35號鋼取=530N/k按規(guī)范取1.26計算出直徑mm考慮到內(nèi)河有可能繼續(xù)航行，軸徑應(yīng)在計算的基礎(chǔ)上增大10%。故最終取mm（2）各部分尺寸的確定前后軸承的軸徑直徑比基本直徑要大5-15mm，取10mm。后軸承長取4d=1340mm，前后軸承間距取l=2348.前尾管長度為軸徑直徑兩倍左右取870，后尾管長度不小于軸徑直徑的2.5倍。而且，對于本船軸徑的要求是前小后大，因為考慮到以后的維修方便，便于拆卸，容易更換磨損元件，這也是非常必要的。在前后軸承上都有肋板