1、第二章船舶靜水阻力的計算2.1估算排水量由于未給出排水量，而估算船舶阻力必須用到排水量,因此，首先要將給定船的排水量算出來。在這里，我們采用水線面面積曲線來估算排水體積,根據在吃水d的水線面面積曲線與坐標軸圍成的面積，等于吃水d的排水體積因此，需要知道設計吃水以下的各個水線面的面積，再通過繪制水線面面積曲線,最終求得排水體積各個吃水水線面面積如下:BASELINE3495.9m2500WL4324.6m21000WL4594.9m22000WL4892.9m23000WL5048.9nr4000WL5160.2nr5000WL5256.4m26000WL5347.4m27000WL5434.7

2、m28000WL5520.6m29000WL5604.9nr1()()(X)WL5702.1nr11000WL5796.3m212000WL5828.2m2水線面面積曲線水線面面積曲線通過水線面面積曲線所得的排水體積為60361.9m3,因此，排水量為62173代接下來就可以進行靜水阻力的估計了。2.2靜水阻力估算的一般方法船體在航行時會受到空氣阻力和水的反向作用力，這些力都是船舶的阻力。而當整個船剛剛完成船體的初步初設計時還不能很好的使用該船的船體模型試驗來得到阻力，這時候就能采用近似法來估算出航行的阻力。此外，在船舶的設計之初，主尺度以及一些基本參數初步確定后，要確定主機的功率，以及滿足船

3、舶設計速度要求，這樣有利于權衡各種方案。在對有些不做船型模擬實驗的小船會在設計過程中只能通過相近的方法來確定其阻力大小。所以這種估算船舶所受阻力的方法很具有使用性意義，能夠為螺旋槳的初步設計提供重要的數據。上面提到了近似計算阻力在船舶設計中具有非常重要的地位，目前所整理和歸納的近似法也有很多種，大體上可以分為經驗公式、系列船模的各項資料還有母型船的船型數據這三種近似法。本設計中的54000t散貨船使用的是泰勒法估算阻力，通過參考“日本肥大型船系列”試驗資料，這一系列具有低速、橫剖面呈U型等特點，裸船體有效功率數值比60系列略高。結果表明了，該方案適用于本設計中的散貨船。2.3泰勒法估算船舶阻力

4、的步驟泰勒法是一種常用的阻力估算的方法，其理論依據是大量的船體模型試驗資料，雖然采用軍艦作為母型船，但由于其具有較為廣泛的適用性，所以同樣適用于普通商船及民用船舶。其具體方法如下：這里我們通過給定設計船的主尺度，采用的設計航速為14節，54000噸散貨船的各項數據及尺度如下：型寬B'=32.26(m)設計吃水T*=11.5()(m)型深D=16.60(m)排水量A*=62172.8(t)總長L*oa=199.98(m)設計水線長Uw=195.25(m)垂線間長L'bp=192.00(m)槳軸中心高Zp=3.3(m)一、按照公式計算出所需的參數：CP=0.85B/T=2.8IV*

5、103/L3=8.5二、確定船的Cs：通過給定的B/T選取最相近的兩Cs圖。通過給定的菱形系數Cp和/!?值查到G值,之后對B/T內插，求得標準船型的Cs。最終算得了Cs=2.064三、運用所給公式計算G：通常情況下采用桑海公式先算出雷諾數，R*Vu=l.16*109之后算得C戶0.463l/(lgRe)26=1.5*103這里我們取Cf為0.4*10-3四、計算剩余阻力系數G值：根據B/T、Cp、/!?和Fr值，按照相應的G圖譜，通過內插法得到03.133*1()-3濕表面積S=8864.9(nr)五、計算總阻力Rv和有效功率Pe及有效馬力的值:總阻力系數Gs=G+CrbZC戶2.581*1

6、0；總阻力Rts=Gs*0.5*p*V2*S=608422.99(N)有效功率Pe=(Rts*V)/1000=4380.65(kW)有效馬力EHP=Pe/0.735=5874.47(hp)上面的計算都是取設計航速為14kn時算得的數據。我們需要求得航速12、13、14、15kn的有效功率，計算結果于下表2-1所Zpso海水密度取p=1025.91kg/m3海水運動粘性系數u=1.1883l*10-6m2/s表2-1泰勒法計算有效馬力序號項目假定航速1航速V(節)121314152航速V(nVs)6.176.687.207.713傅汝德數Fi-V/畫0.1420.1540.1660.1784B/

7、T=2.25查表時0.202*10-30.310*10-30.620*10-31.020*10-35所得B/T=3.00時0.431*10-30.546W0.743*10-31.130W6實際B/T=2.63時剩余阻力系數Cr0.317*10。0.428*10-30.681*10-31.075*10;7雷諾數乙Vu1.00*1091.08*1091.16*1。91.25*1098摩擦阻力系數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濕面積系數Cs2.6042.6042.6042.6

8、0411總阻力系數Gs2.247*10-32.348*10°2.581*10-32.965*10-312總阻力Rts(N)388978.88476434.98608422.99801467.7913有效功率Pe(kW)2400.003182.594380.656179.3214有效馬力EHP(hp)3218.404267.855874.478286.46151.15EHP伽余裕后)3701.164908.036755.649529.43本章關于船體阻力的估算與有效馬力計算己通過表2-1完成，為下面章節將要進行的螺旋槳初步設計與終結設計奠定了基礎。2.4小結首先需知道設計船的有效馬力即

9、螺旋槳所需克服的阻力才能進行螺旋槳的初步設計。這里由于未給出阻力值，所以我們采用泰勒法估算船舶所受的靜水阻力，根據設計船的主尺度及船型資料，這里我們將設計船歸納于日本肥大型船系列，適用于低速肥大型船，橫剖面呈U型，船體有效功率數值比60系列略高，然而泰勒法也有其局限性，該方法不能全面地考慮到各項要素對船舶的影響，理論體系也不夠系統徹底，仍有許多解釋不了的地方，這些是該方法的不足的地方。第三章螺旋槳設計3.1螺旋槳設計時考慮的問題在螺旋槳的設計中，我們需要考慮諸多的要素，因為螺旋槳設計是一個需要考慮各種因素并從中找到一個最為折中的方案，有一點疏忽都會造成設計的失敗，其葉型、葉數、槳數、展開面積、

10、轉速和直徑等都是相互作用影響的。有很多的外界因素會影響到螺旋槳的效率和性能，這些影響因素之間又會有相互影響，相互作用。有時候光光從一個問題入手時往往會受到其他因素的影響與制約。所以，要想設計出合理的船用螺旋槳需要全面、完整地從各方面來考慮各個影響因素。下面我們就簡單地討論一下這些因素會帶來怎么樣的影響，同時也給接下來的設計提供了依據。3.1.1螺旋槳數目的選擇螺旋槳數目的多少會直接影響到螺旋槳的效率、船體的震動還會影響到船的操控性，因此在選擇數目時這些因素要一起考慮進去才能使得航行更加經濟安全。然而，這些因素之間經常會出現矛盾現象，因此，需要根據各類船舶特點的不同來選取合適的數目。在選擇螺旋槳

11、數FI時，我們可以參照母型船的螺旋槳數量來給設計船選出最為合適的螺旋槳數量。單槳船的推進效率通常會比雙槳及以上的船舶推進效率高出不少，就是在相同的主機功率情況下，在達到同一航速時，單槳船要比兩槳及以上船更為經濟，因為單槳都是位于尾部的中央部位，具有較大的直徑，目前有許多的載貨型大型船舶都采用單個螺旋槳這一設計。所以，以上船舶往往都是適用單個螺旋槳來進行推進。由于現在人們對航速的要求越來越高，單個螺旋槳已經不能滿足航速的要求，所以許多快速型船都采用雙槳設計。因為多槳船的效率較差，所以現在主要致力于研究船的尾部線性和螺旋槳安裝的位置來提高效率。采用雙槳設計的船舶通常是客船，因為客船在航行時需要震動

12、小速度快等特點，又因為雙槳具有快速、小震動等優勢，所以客船大都用雙螺旋槳，而江船對操縱有一定的要求，而且受到吃水深度的影響，所以，大多數江船也采用雙槳型，從而避免吃水限制和提高操縱（如申漢線大班客輪）。三槳及三槳以上有軍艦，因為軍用艦艇對速度要求很高通常需要裝有四個螺旋槳，這種設計有利于提高軍艦的航行速度和操控性，這些特性能使能軍艦在作戰環境中更具有優勢，這樣的設計方案能保證動力系統壽命又能提高各種航行工況下的經濟性。這里我們要對本課題中的54000t載重量的散貨船進行螺旋槳設計，該船屬于海船，不要求過高的操控，屬于中低速船，再加上尾部的形狀特征，我們選用單螺旋槳設計。3.1.2螺旋槳葉數目的

13、選擇按照槳葉數目螺旋槳可分為以下幾類：單葉螺旋槳：這種槳型比較少見通常會用在競速機上。雙葉螺旋槳：相比單葉槳較為常見并且效率高。三葉以上螺旋槳：只有在長度受限時采用，缺的是效率低。從上面可知，螺旋槳葉數多少也對效率有著重要的影響，因此，在綜合考慮各種因素后需要確定一個合理的槳葉數目，這樣才能保證航行的安全與效率。通常情況下在具有同面積和直徑時，葉數少的推進效率高，相反，葉數多的效率低。并且，通過選擇合理的葉數還能夠有效的避免共振，減少震動帶來的隱患。通常情況下雙槳船一般選用用3葉槳或4葉槳，而高速軍艦則選3葉槳為宜。本課題所設計的54000t散貨船屬于較高載重的中低速船，考慮到對航速沒太多要求

14、且盡量避免震動，因此槳葉數目選為5葉。3.1.3螺旋槳直徑的選取直徑的大小也是在諸多因素的權衡下而確定的，在展開面積與螺旋槳葉數一定的情況下，直徑越大，效率越高。由于船體本身的形狀特性與螺旋槳的位置，直徑不能選取太大，當直徑過大時還會影響到船舶的船身效率。那么該如何選定最為合適的直徑大小？這時，我們可以通過圖譜設計和母型船作為參照來選定大小最佳的螺旋槳直徑。另外還需要注意的是槳與船身間的間隙不能太小，否則易產生共振，對安全造成隱患。在540001散貨船螺旋槳設計的課題中，我們根據所給的相關資料與圖紙，參照母型船的特點，由漿軸中心高、機艙上部與螺旋槳的距離，從而確定了D應該小于6.6m,所以本課

15、題中54000t散貨船的螺旋槳直徑初步取定為5.8m。3.1.4螺旋槳轉速的確定螺旋槳轉速的確定和前面一樣，也是通過綜合考慮諸多影響之后而確定的，在面積、直徑、槳葉數目相同的情況下，轉速低的效率高，反之亦然。在轉速的確定中要根據所給主機的功率、轉速等各項參數進行一個綜合的考究。一般來說,上面所提及的兩者要素是相互矛盾的，因為機器在以高轉速運行時效率較高的，而螺旋槳轉速越快效率越低。由于船體自身的震動，所以，選擇螺旋槳轉速需控制在一個合理的范圍內。螺旋槳的震動頻率通常和主機的轉速n息息相關，如果螺旋槳的設計不合理或者不理想會產生較大地震動，且震動頻率與n一樣。有些時候船體航行時，尾部的流動會產生

16、干擾力，這是候的干擾力頻率大小為Zn,Zn表示葉數與轉速的乘積。通常會有兩種類型的共振作用在船體上：當第一種是主機和某輔機轉速相同時產生共振；而第二種是局部震動，這樣的震動一般只要在震源處增設一些加強構件來避免，如加強筋、扶強材、支柱等。在根據螺旋槳的初步設計結束后，通過曲線所得到的最佳馬力和轉速后，選取轉速為N=l()().3r/min的主機，并且由于螺旋槳設計轉速與主機持續的額定轉速較為接近，因此不需要選配減速齒輪箱。3.1.5槳葉輪廓和葉切面形狀在進行槳葉形狀設計時通常可以忽略螺旋槳槳葉外形形狀對推進性能的影響，大量實驗表明了單槳葉外形接近橢圓形時是最佳的。因為目前橢圓形的槳葉形狀十分適

17、合于用在槳葉會側傾的螺旋槳上。從葉切面形狀來看，目前的螺旋槳有機翼和弓形這兩種形狀。其各自都有著各自的特點，當葉切面為弓形時，螺旋槳不易發生空泡現象，因為，這種也切面形狀能夠使得分布在槳上了力很均勻，但是其缺點是效率較低。商船通常會采用機翼型的葉形。而弓形葉面通常會在軍用艦艇上，比一般的葉面寬且薄。這里我們采用圖譜法來設計螺旋槳，我們會通過圖譜中所需設計的螺旋槳的資料，再參照母型船的槳型，最終確定外形輪廓與切面形狀。從螺旋槳的兒何形狀來看，會發現槳葉等都會有一定程度的后傾，不同的槳后傾的角度不一樣，另外后傾角的存在并不會影響到螺旋槳的性能，反而適度的后傾的度可以增加船舶與槳之間的間隔，從震動們

18、度上來說可以減小震動，然而后傾角的確定需要以母型船作為參考，還需要根據設計船的尾部形狀來確定。根據所給設計船的船型的資料，在這里我們采用AU/MAU螺旋槳的規范來設計。3.2螺旋槳設計的關鍵步驟及方法本課題主要討論散貨船的螺旋槳設計，這也是整個船體設計中最為關鍵的一步，設計的優劣直接影響到船舶安全性和經濟性。上一章節我們通過泰勒法已經估算得到了船舶在各個航速下的近似阻力，也通過阻力計算出了所對應的有效馬力并成功地繪制出了馬力曲線，從而可以繪制船舶的有效馬力曲線。通過繪制的有效馬力曲線便可以確定螺旋槳最佳的轉速和主機的馬力從而既能達到預定的航速又能保證航行的經濟性；在那之后我們以上面的結果作為參

19、考而選定主機，在按照主機給的額定馬力和轉速選擇最為經濟且航速最高的螺旋槳。綜上所述，螺旋槳的設計實際上分兩部分：第一部分時初步設計，第二部分是終結設計。3.2.1螺旋槳初步設計方法我們先根據母型船確定設計航速，再由航速選定較為合適的槳，之后再通過在該航速下槳的轉速和有效馬力，并以此為依據選擇主機。下面是具體的步驟及方法：通過已知的Pe、V,再依據上面選定的D,來確定11、】0、P/D和Ps；(2)再通過已知的Pe、V以及n,確定槳的D、睥、P/D和Ps。我們還需確定傳送效率平、推力減額分數t和伴流分數co方可進行設計，本船的rjs、t、cd如下：傳送效率qs=0.97推力減額分數t=0.22伴

20、流分數(0=0.35具體方法如下：通過之前的計算我們得到了有效馬力與各個速度，再依照之前所確定的螺旋槳直徑D即可確定螺旋槳運轉時的最優轉速N,效率以及螺距比，最后還能得到主機馬力PSo根據以上小節所涉及的螺旋槳的各種參數的選定與計算，在這里我們選用盤面比為0.55并且葉數為5的螺旋槳。要先假定一組轉速，通過假定的轉速來求得各個轉速下的有效馬力，具體方法可由表3-1來表示。根據所提供的柴油機資料先選取一組轉速N,再根據螺旋槳初步設計的要求列出下表3-1：表3-1通過初步設計確定主機功率及轉速序號項目單位計算結果1螺旋槳直徑Din5.82r)n=(1-t)/(1-(0)1.23Va=V(1-(d)

21、kn9.14Pehp6755.645假定一組轉速Nr/min901001101201306直徑系數陸ND/Va57.463.770.176.582.97P/D0.8210.7500.7100.6800.6408no0.6000.5780.5420.5180.4959廂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運用上表的計算結果，即所得到的馬力與有效馬力，建立坐標軸，并通過以上數據畫出各個航速、各個轉速下的有效馬力曲線圖，其中橫坐標為N縱坐標為Pte和Ps,再用之前算得的有效馬力Pe大大小在坐標上找出，并以該點做水平線，使得該線相較于Pte上，這時候的交點就是馬力的與轉速的大小，如果沒54000t散貨船螺旋槳設計計算及船機槳匹配性分析摘要螺旋槳(Propeller)是一種推進器，它具有效率高、成本低、使用方便及構造簡單等優點，這使它成為了當今船舶推進的最主要最廣泛的推進器。螺旋槳的設計和其性能計算是現在船舶動力性能的重要計算內容，同樣也是船舶設計學范疇

23、的一項非常重要的課題。本課題以54000t散貨船的螺旋槳設計為對象，按照AU/MAU螺旋槳圖譜設計的設計方法。首先根據己有設計船現有的主尺度及參數估算船舶靜水阻力，得到不同航速下的有效馬力，通過有效馬力初步設計螺旋槳。再根據螺旋槳的初步設計的結果選擇主機和齒輪箱，之后進行終結設計，對所設計的螺旋槳進行空泡校核并根據規范進行強度校核。最后對螺旋槳進行航行性能分析及船-機-槳的匹配性分析。通過以上設計成功地設計出了54000t散貨船的螺旋槳，并且與主機具有良好的匹配性。關鍵詞：螺旋槳；船舶靜水阻力計算；螺旋槳設計；船-機-槳匹配性分析圖3-1所確定轉速計算及馬力從圖中讀到N=102.4r/min,

24、Ps=7150.6hp,通過所得的轉速與馬力選取主機為MAN6S50MCCB,持續額定功率為5355kw(7181hp),轉速為l()0.3r/min,由于轉速與主機轉速較為接近，因此不需要選用減速箱。螺旋槳能夠滿足轉速的需求。綜上，可以確定主機馬力為7181hp,主機轉速及螺旋槳轉速為100.3r/min。當以上設計完成后，螺旋槳的初步設計圓滿完成。3.2.2螺旋槳終結設計由螺旋槳的初步設計我們得到了轉速N及主機馬力Ps,并選購了主機，接下來我們將通過初步設計所得到的結果己經主機己知的功率與轉速開始進行螺旋槳的終結設計，該設計通過己知Ps、V以及N,確定槳的D、n。、P/D和Ps。一下為設計

25、步驟：主機持續額定功率5355kW主機額定轉速100.3r/min螺旋槳設計結果:螺旋槳數目螺旋槳旋向右旋最大限制直徑6m船舶吃水T11.5m螺旋槳葉數Np5材料密度G=7.6g/cm3槳葉材料鋁鐐青銅槳軸距基線高度Zp3.3m伴流分數o)=0.35推力減額t=0.22軸系效率qs=0.97船身效率r|H=1.2相對旋轉效率tr=1計算最為合理的航速：螺旋槳敞水收到的馬力Pd=7181.6*0.9氣）.97*1=6269.54hp根據上述計算所得相關有效數據按下表計算自由航行工況：（圖表見下頁）表3-4自由航行工況設計計算序號項目單位航速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根據表3-4的結果，可繪制圖3-2,可從圖中得到能夠避免空泡的最小盤面比及對應的最佳螺旋槳要素（見下頁）:表3-5照上圖所得的最佳要素按圖設計計算的最佳要素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的結果來空泡校核:之后我們再通過查取限界限并計算最佳的展開面比例。漿軸沉深hs=T-ZP=11.5-3.3=8.2mp）-p=pa+yhs-pv=10330+1025*8.2-174=18561kgf/m2計算溫度t=15°Cpv=174kgf/m2Pd=6269.54hpp=104.63kgf*s2/m4可以通過下表3-6計算空泡校核的結果：表3-6空泡校核結果序號項目單位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（查曲線圖）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根據表格3-6計算結果做出下圖3-3（見下頁）:13.50.50.50.650.813.3P/D一/noAe/AoD0.6圖3-3盤面比有效曲線詳細參數為：D=5.68mno=O.5734P/D=0.738Vs=13.47knAe/Ao=0.525再進行了空泡校核后還需對強度進行校核：

31、根據規范我們需要校核IO.6R及035R，兩者大小不應小于下列計算的大小:t=J(Y/(K-X)(mm)由之前的討論可知，本設計采用AU葉系列圖譜為宜，后傾角取8=10°,因此，對P/D=0.738的工況進行計算即可。計算按下表進行：計算功率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我們將計算結果做出下列表格：表3-7強度校核表項目單位結果0.25R0.6R弦長bm0.97211.33590.7R處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材料系數K（鋁鐐青銅）1.1791.179X=A2GAdN2D3/(IOloZb)0.2060.129t=Y/(K-X)lt2mm214.6176.3MAU標準漿葉厚度rmm217.3123.8校核結果滿足要求不滿足要求實取漿葉厚度mm217115.7實際槳葉厚度按ti.oR=0.0035D=19.88mm與to.25R=217mm連直線如圖3-4決定: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圖34葉厚分布曲線進行螺距修正：通過設計船型的尾軸直徑，決定轂徑比dh/D=0.18,此值與MAU槳標準轂徑比相同，故對此項無需修正。由于實際槳葉厚度小于AU槳標準厚度，故需因厚度差異進行螺距修正。設計槳(t/b)o.7R=O.O868/(O.9964x1.3479)=0.0646標準槳(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沒(t/b)o.7標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重量及慣性矩計算：根據MAU槳切面的面積數據用我國船舶及海洋工程設計院提出的的公式槳葉重量及慣性矩的計算如下：槳葉重量：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：錐度K取1/15漿轂重量：Gn=(0.88-0.6do/dh)LKYdh2(kgf)=(0.88-0.6x0.431/1.02)x1.278x7600x1.022=6330.61kgf螺旋槳重量：G=Gbi+Gn=7482.87+6330.

37、61=13813.48kgf螺旋槳慣性矩：當dh/D=0.18時：Imp=0.0948yZbmax(O.5to.2+to,6)D3=0.0948x7600x5x1.3479x(0.5x0.2315+0.1157)x5.683=205945.26kgf*cm*s2敞水性能性能曲線的確定：由AU5-50,AU5-65,P/D=0.738的敞水性能曲線內插得到AU5-52.5,P/D=0.738的敞水性征曲線(見下頁)：KT,10KQ0.10.20.30.40.50.60.7j圖3-5敞水性能曲線表3-8設計漿的敞水數據表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系柱特性計算：由上表得J=0時，Kt=0.34Kq=0.039計算功率PD=7181.6x0.97=6966.2系柱推力減額分數取to=O.O4,主機轉矩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螺旋槳轉速：N=60xT/(pD4KT)J,/2=60x70544.731/(10

39、4.63x5.684x0.34)1/2=82.8r/min下面進行航行特性計算，航行特性計算由表3-9所示表3-9為航行特性計算表項目單位數值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由上圖可知，110%超滿載航行時可達最大航速約為V=12.5kn,主機馬力為6453hp。滿載航行時可達最大航速成約為V=13kn,主機馬力為6254hp,與設計的要求基本一致。綜上個步驟計算可得螺旋槳設計總結:螺旋槳型式螺旋槳直徑螺距比葉數盤面比AU系列D=5.68mP/D=0.7442Z=5Ac/A（）=0.525縱傾角8=10°螺旋槳效率r|o=0.0.5734設計航速Vmax=13.47Ki

42、i轂徑比dh/D=0.18旋向右旋材料鋁鐐青銅重量13813.48kgf慣性矩205945.26kgf*cm*s3.3小結通過本課題對于螺旋槳的設計，具體到每一個步驟可以反映出了螺旋槳設計是一個綜合考慮各種因素的過程，在設計時我們需要充分地考慮各種因素之間的影響，其中包括了螺旋槳轉速、直徑、葉數以及形狀等，我們在解決一種問題是常常也會牽連到其他的問題。這就需要我們要具有把多種問題聯系在一起來考慮的能力，而不是簡單的將某個問題拿出來單獨考慮。螺旋槳的設計也是整船設計至關重要的一項設計。首先通過所繪制的有效馬力曲線來確定出能夠具有最佳效率的螺旋槳，以既該槳所能達到的預定航速，再來就是要保證所需的馬

43、力最小；再來確定主機，并在主機的轉速與馬力給定的情況下設計出一個效率最佳的螺旋槳。本章節通過用圖譜法設計的540001散貨船的螺旋槳，并且我們通過初步設計與終結設計最終確定了螺旋槳的各項性能參數，最后通過航行特性的計算得到航行特性曲線，這使得下一章節的匹配性分析有了有力的數據資料依據。第四章機槳匹配性分析4.1總體探究上面的章節是船舶在特定情況下設計的具有最佳效率的螺旋槳，是對一般的船舶滿載時以主機持續工作轉速及航行速度即正常航行的情況。從中可以看出，船舶在以設計航速進行航行時，其主機與螺旋槳具有較好的匹配性，旦螺旋槳具有最佳的效率。然而實際航行中船舶的航行狀態常常水外界環境的變化而發生改變比

44、如風浪等惡劣天氣等，從而會使得船舶航行時所受到的阻力發生變化，最終會使得航行速度、主機的工作功率、轉速以及螺旋槳的工作情況發生改變。船舶上的螺旋槳和主機是以一種復雜的聯動狀態相連。船舶機械能的發生通過主機來完成，而螺旋槳將主機發出的能量轉變為使得船舶前進的推力，螺旋槳所做的推力用來抵消船舶的阻力。那么，三者之間能量轉換及工作關系我們便一目了然。它們之間相互牽制和協調，整個船舶的以和諧地運動。當船舶的速度一定并且處于直線運動狀態時，機槳之間有下列關系：(1) 運動學：N槳=N機；(2) 動力學：Q槳二Q機。如果設計時存在減速齒輪，上述關系加入傳動比即可。同樣，船槳關系如下：(1) 運動學：槳的進

45、速和船舶的速度關系為：VA=V(l-w)；(2) 動力學：T槳(1-t)=R船。我們來看看主機隨船舶航行速度的變化而帶來的變化。當船舶在啟航時，V=0,R=(),主機在一定速度驅動螺旋槳，螺旋槳推進系數J=0,加速運動的狀態開始運動。隨后，當航行速度漸漸增加時，阻力也將漸漸變大，螺桿速度系數增加。當速度保持不變，推力系數略有增加，如推力速度可能會繼續增加。V船與N槳關系一定時，當阻力被螺旋槳的推力所克服時,Q槳能夠被主機提供的力矩所中和，達到一種平衡狀態，此時船舶會勻速前進，螺旋槳也在恒定的進速系數下轉動。螺旋槳可以說是主機制動機制，當一個特定的速度增加的速度螺旋槳,螺旋槳的推進系數會降低，所

46、以推力和轉矩也相對增加。因此,增加主機上的轉矩的提供,其轉動速度將不會增加。航海過程中，機身馬力下降，螺旋槳轉速，推以及船舶速度將會下降,這是將達到另外一種平衡，也就是船速和轉速的達到了平衡。排水量為不變的情況下,一般低速船的R和船舶的v近似是R=&V*V,即有效馬力與V3的比例關系。此時若V船發生變化，而w,t,相對旋轉效率不變時，固定Va=&T2o當保持排水量為一個恒定值得時候，大致有以下關系：P機二&V船。上述的若干關系能用下面的圖像清晰地表述，在此就不贅述了。通常情況下，一般的低速船在排水量不變的情況下阻力和船速V近似成平方關系，有效馬力Pc與速度的三次方V3成

47、比例。假若推力減額t、伴流系數(0和相對旋轉效率耶不隨船速的變化而變化的話，進速Va與螺旋槳推力T成二次方關系。根據螺旋槳的比較定律可以知道，若進速系數J值相同則會符合這種關系，因此，普通低速船在保持排水量不變的情況下以不同馬力航行時主機的轉速近似與船速V成比例，主機馬力則近似與轉速的三次方V3成比例。換而言之,不同轉速下的螺旋槳在工作時所需要的主機功率近似與轉速的三次方"成正比,而通常這種Ps-n3曲線被稱為“推進特性曲線”。但有些其他類型的船舶，其所受到的阻力不一定與V?成比例，所以具體情況應具體分析。我們在看看外部阻力受外界環境影響時螺旋槳的工作狀況。假設螺旋槳如下圖所示在給定

48、轉速和主機馬力螺旋槳的工作情況。這時候螺旋槳的轉速為n=N/60,螺旋槳所吸收的轉矩為Q,并發出大小為T=R/(l-t)的推力，當船舶達到的航速為V時螺旋槳的進度為VA=V(l-w),可以看到螺旋槳的工作的點在進速系數J=VA/nD處，見圖4-1(a)(b)(c)。4-圖q£d(l圖4-1(c)圖4-1(a)、(b)、(c)螺旋槳在阻力變化時的工作情況第一種：風浪、污底等特殊外部航行環境使得船舶所受的阻力增大，由圖可以看出:R=T(1-t),故T(1-t)<R2,此時V船明顯變小。此時：(1) 當主機的轉速保持常數不變的情況下，從圖中看出隨著螺旋槳的轉速VA漸漸變小時，其進速系

49、數J也是隨著變小的，根據相關公式得到KT、KT均變大。當V=V2時，J=J2o根據推力公式T2=pn2DA4KT2=R2/(l-t)o由此我們得到：KQ2>KQ,故Q2=pn2DA5KQ2>Qo以上分析可以得出：當R變小時，N主機不變，必須要Q2>Q才能滿足。(2) 若Q機達到了其本身的極限，我們換個思路改變n(主機)，使Q2,=K,Q2pn22DA5=Qo由于T2,<T2,故V2，<V2,繼續使V船變小。當R船變大時，若Q己經達到極限時，那么螺旋槳將不得不減小轉速，此時主機Q=Qmax,這時螺旋槳處于“重裁”狀態工作。船舶在不盡相同的工況下航行，船-機-槳三者之

50、間關系復雜。他們之間循環因果，相互影響。以下是對于三者之間的匹配若干總結：1.不同N槳時的V船和N機；2.當外界條件影響船舶所受的阻力時，螺旋槳轉速和主機馬力以及船舶能夠達到的最大航速；3.在只有其中若干個(不是全部)螺旋槳工作的情況下，其螺旋槳轉速及主機馬力情況，此情況針對于多個螺旋槳的船舶；4.工況不同情況下的螺旋槳。第二種：壓載航行時船舶的航速無疑會吃水減少，R隨之降低，我們可以在如圖所示的阻力曲線中讀出相關信息。我們知道R=T(I-t)，那么可得T(1-t)>R1,顯然船舶此時有一個加速度。則：(1)當主機的轉速保持常數不變的情況下，J會隨著VA的增大而增大，根據相關的公式又可以

51、知道KT和KQ均會變小。對應的，當V=Vl,J=Jlo根據公式,推力Tl=KTIpn2DA4=Rl/(l-t)o此時我們可以看出：KQlvKQ,故Ql=KQ1pn2DA5<Q（Q為主機在轉速n時所能提供的轉矩）。結論：R船變小時，主機若是維持現狀不變的話，那么只能利用部分主機的功率,這是稱作主機的輕載狀態。（2）當轉速不固定并且能夠增大時，J1將會維持一個穩定的數值，當轉速由n變成nl,我們近似得到一下關系：KQ1=K'Q1J1=J顯然nl>n,那么Q>Q1,又Q1，=Q'此時二者之間形成一種平衡。1T>T1,使vr>vi,這就可以分析出：當R船降

52、低時，N機能夠變大的情況下，則V船變大。4.2船體和主機的匹配性分析在前面的螺旋槳終結設計中己得到船舶的航行特性曲線，如下圖4-2所示（見下頁）：該圖表示了不同的裝載情況在不同的轉速時可達到的航速。從圖4-2可得到:在滿載航行的條件下，N=100.3r/min,航速V=13kn,所需推進馬力馬力PTE=6254hp,空泡校核及強度校核證明與設計基本一致;N=100.3r/min,航速V=13kn,主機設計所需總的主機馬力為Ps=7150.6hp,由此可知，在相同的航行狀態下，由于主機轉速的改變而引起航速V和主機馬力Ps的變化。4.3主機和螺旋槳的匹配性分析通過所給的資料并得到主機的特性曲線：額

53、定功率為5408kw時主機額定轉速N=100.3r/min,由以上數據就可畫出主機額定功率外的特性曲線，之后可得到過載時的主機工作的特性曲線，又知道主機通常情況下的儲備功率一般10%,之后即可得到設計功率以外的特性曲線，最后再根據主機功率的30%的值可得到最小功率外的特性曲線。根據在螺旋槳設計最后所得到的船舶航行特性曲線，在原曲線上本來橫坐標是航速V(kn)，但為了畫出主機的特性曲線，要將在某轉速下某-特定工況所需要的馬力求出來。主機的額定轉速為N=100.3r/min,最大轉速為Nmax=103%Ne=104.2r/min,最低穩定轉速Nmin=40r/min,可分別畫出最高轉速限制線，最低轉速限制線和額定轉速限制線。過載額定功率特性一柴油機熱負荷很高，一般作為船用主機的最大功率或超額功率，持續使用時間不應超過(也不小于)1小時。額定功率特性柴油機熱負荷和機械負荷好，一般作為船用主機的常用功率，可長期持續使用。設計功率特性一一指供油量固定在小于額定功率90%供油量的速度特性。船舶在