2011船舶軸系計算3.1船舶軸系的作用與組成：3.1.1船舶軸系的作用：船舶軸系的基本任務是將主機的功率傳給螺旋槳，同時又將螺旋槳旋轉產生的軸向推力傳給船體，以推動船舶運動。3.1.2船舶軸系的組成：由于船的任務和要求不同，使得船體型線和動力裝置型式不同，軸系所包括的具體組成部件也不完全一樣。一般情況下，從主機曲軸法蘭起，到螺旋槳止，主要包括：彈性聯軸節、減速齒輪箱、推力軸、推力軸承、中間軸、中間軸承、聯軸節、艉軸和艉軸管等，另外還有離合器和隔艙填料函等總稱為軸系。3.2軸系的布置：當機艙、主機和螺旋槳的位置已初步決定，并對軸系的結構有充分的了解和考慮后，首先確定軸系數目、位置和長度，初步選定軸承的位置和間距等，然后再選用或設計軸系部件，進行軸系強度計算和振動驗算，最后繪制軸系布置及安裝總圖，完成軸系的設計工作。3.2.1軸線的數目：從主機法蘭輸出端到螺旋槳中心之間的軸系，往往是由好幾段位于同一直線上的軸相互連接起來的，這種位于同一直線上的軸系稱為軸線。軸線的數目主要取決于船舶的類型、航行性能、生命力、主機型式及特征、動力裝置的經濟性、工作的可靠性等。本船采用雙機雙槳的推進裝置。一般單軸系的軸線，常將其布置在船舶的縱舯剖面上，雙軸系的船舶，軸線對稱布置在兩舷。而三軸系的船舶往往其中一根軸線在船舶的縱舯剖面上，其余兩軸線對稱的布置在兩舷。3.2.2軸線的位置與長度：軸線是一根直線，它的位置和長度決定于兩個端點的位置，一個端點是螺旋槳中心，另一個是主機的輸出軸法蘭中心。連接這兩個中心的長度即為軸線長度，軸線總長度確定后，再根據船舶的實際情況、船廠加工能力以及船舶尾部結構和軸承的間距等確定軸段數目和長度。理想的軸線位置最好是布置成與船體基線水平，而在多軸線時，軸線又必須保持對稱，并和縱舯剖面平行。但是這樣理想的軸線往往很難實現，因為軸線的位置必須服從主機與螺旋槳的布置。如下圖，在主機位置較高而船舶吃水比較淺時，為保證螺旋槳浸入水下一定距離，有時不得不使軸線向尾部傾斜一定角度a,有些雙槳推進裝置的船舶軸系，為了使螺旋槳葉的邊緣離開船的外板一定的距離，允許軸線在水平投影上離開船舶縱舯剖面偏斜一個角度0。軸線的傾斜或者偏斜都會降低螺旋槳的有效推力，為保證螺旋槳的有效推力不致于顯著下降同時主機又能安全可靠的工作，一般a角限制在0?5°,0角限制在0?3°之間。軸系的長度視主機位置而定，一般船舶主機布置在船的中部偏艉。本船由于船型小，所以機艙設置在船艉部。軸線平行于縱舯剖面，與設計水線面的傾角為4°，軸線的長度為7.9m。-—a-—a圖3.1軸線布置角度圖3.2軸線布置角度3.2.3中間軸承的位置及間距：對于機艙布置在舯部的的大型船舶，其軸系長度長達幾十米，甚至上百米。這時軸系就要用幾段中間軸靠法蘭連接起來。對于這樣長的軸系就必須有較多的中間軸承，每根中間軸均由中間軸承支持，軸承底座靠螺栓與船體相連。當軸承位置安排不當，在船體變形時將使軸承負荷增大好幾倍，造成發熱和迅速磨損。因此軸承位置和間距的適當布置將決定軸系運行的可靠與否。至于軸本身重量所產生的彎曲，通常對軸系的影響不大。1．船體變形對軸承的影響：如下圖，在船體局部變形時，中間軸承的負荷顯著增加，甚至會使傳動軸與軸承咬死。為此應盡量將軸承放在隔艙壁附近，因為此處船體剛性較大，變形較小。小船的中間軸承可以直接放在隔艙壁上。為了克服或減少船體局部變形對軸系工作的影響，一般采取下列措施：.軸承設置在剛性較強的結構處；.使用自動調整位置的雙列向心球面滾動軸承；.在軸瓦單位面積允許的負荷范圍內，縮短軸承的軸瓦長度；.在主機與推力軸、推力軸與中間軸之間采用彈性聯軸器，以保證軸線彎曲時，軸系仍能正常工作。2.軸承的間距和數量：軸承間距的大小及數目對軸的彎曲變形、柔性和應力有很大的影響。理論和實踐都證明適當減少軸承重量，增加間距后軸系的柔性增加，工作更為可靠。適當減少支承點，雖然會增加彎矩和軸承負荷，但軸系的變形牽制減少。特別是對于船體結構比較薄弱，載重分布又比較多的船舶，如內河船，對其軸系的要求更高一些，所以軸承間距宜大一些；反之，船體剛性較大的話，其軸系適應船體變形的要求較低，軸承的間距可小一些。軸承的跨距可按以下經驗公式來計算：.軸徑400<d<650mm的軸承跨距可按以下推出的公式估算：假設在一長軸系中有三根連在一起的等直徑中間軸，每根軸分別由一個中間軸承支撐，各軸的跨距與各軸的長度相等并為 L,則各個中間軸承承受的靜重為曲2?Y?L，一般中間軸承的長度為(0.7?0.8)d,設軸瓦的最大許用比壓[P]W40.59MPa,則可得到下式：兀〃2?十LW0.8d2?[P]4式中： d—中間軸直徑，cm；L—兩軸承間距，cm；Y—軸的重度，取0.0769N/cm3由上式求得中間軸承比壓作為決定軸承跨距的表達式：LW778.5cm.對于一般軸徑的軸承跨距，可參考以下經驗公式計算：俄羅斯尼古拉也夫推薦的公式：LW125pd式中：d—中間軸直徑，cm.德國勞氏船級社推薦公式：LW145yd式中：d—中間軸直徑，cm.3.3傳動軸的設計3.3.1傳動軸的組成：傳動軸主要由螺旋槳軸、艉軸、推力軸和中間軸四部分組成。這些軸段的數目和配置主要決定于船型和動力裝置類型。3.3.2傳動軸的結構：1．螺旋槳與艉軸：一般船舶的艉軸即指螺旋槳軸，只有當艉軸伸出船體過長并由兩段組成，則裝槳的那段軸稱為螺旋槳軸，在它前面的那段通過艉軸管的軸稱為艉軸。如下圖為螺旋槳軸的幾種結構。裝有軸套或直接與艉軸承接觸處稱為軸頸，軸頸之間的中間部分稱為軸干。螺旋槳軸的尾部制成錐形；供裝螺旋槳用；螺旋槳軸的前端有時也制成錐形，供裝可拆聯軸節用；有時則與法蘭制成一體，雖然強度有所提高，但必須由船里向外安裝。圖3.3螺旋槳軸的型式(1).螺旋槳軸的尾部結構：此處供安裝螺旋槳用，并承受以下負荷：其錐形部分用來承載正車推力，尾部固定螺母用來承載倒車推力，主機的扭矩則靠鍵槽中的鍵傳遞給螺旋槳。其結構見螺旋槳軸尾部結構設計部分。(2).軸干和軸頸的結構：軸干的長度與與船尾的線形與結構有關，其直徑由計算求的，往往取整數值作為軸干的直徑。軸頸比軸干約大5?30mm，以便在更換軸套時留有光車裕量，軸頸的長度略長于其軸承的長度。為避免應力集中在軸干和軸頸的連接處采用圓弧過渡。有時為了減輕重量，在保證足夠剛度和強度的條件下，也可將艉軸做成中空的。.軸套的結構：軸套是套在艉軸軸頸上的金屬圓筒，主要用來防止軸頸的檫傷和腐蝕。軸套經常制成一個整體，但當軸套過長時，由于加工制造困難可采用分段結構，對其接縫處用電焊填充，焊條的材料應與軸套的材料基本相同，完成焊接后應做油壓試驗。為防止腐蝕，軸頸、軸套的兩端應有良好的水密性。上圖為軸套與玻璃鋼包覆層的連接情況，此處將軸套外圓面車成倒向鋸齒形，使得二者黏結更加緊密。軸套一般采用熱套法裝配于軸上，并且軸套和軸頸之間留有適當的過盈量。由于軸套裝配于軸上后其應力的分布是不均勻的，如上圖在其兩端的應力會急劇的增大，這樣會嚴重影響軸的強度。因此一般在軸套兩端部開有減壓槽，以降低該處的應力集中現象。.軸的防腐和防機械損傷：螺旋槳和軸套一般都是用青銅材料制成，而艉軸材料一般由碳鋼制成，這兩者在海水中就形成一對電極，存在一定的電位差，這會使艉軸遭到強烈的電化學腐蝕。另外，海水對軸也會發生直接的腐蝕作用，導致軸的疲勞破壞。為防止艉軸遭到這種破壞，必須采取可靠的防腐和防機械損壞的措施。軸的防腐措施，一般采用“陰極保護法”和與海水隔離的措施。前者是把鋅快焊到被腐蝕的構件上或用螺栓緊固，后者是在軸上包上一層玻璃鋼或者環氧樹脂，以達到隔離海水的目的。2．推力軸和中間軸：(1).推力軸：一般推力軸上均設有整體式法蘭，中間還有一個大的推力環，借其兩側的的端面，把螺旋槳傳來的推力傳送到推力軸承的墊塊上去，再由推力軸承傳遞給船體，推動船舶的運動。推力軸的長度一般比中間軸短，推力環一般布置在推力軸的中部，這是為了安裝時便于測量推力軸承兩側的間隙和易于安裝的緣故。由于推力軸要承受較大的推力，因此推力軸的直徑一般比中間軸要大。(2).中間軸：中間軸一般布置在推力在推力軸與艉軸之間，在傳動軸中起著連接各主要軸段的橋梁作用。中間軸有如下三種形式：圖1軸的兩端為整鍛法蘭式，且軸為中空結構，這種結構具有重量輕、安裝方便的優點，但是加工復雜；圖2軸的兩端為錐形體，在其上面設有鍵槽，兩側還設有螺紋，用以安裝可拆

聯軸節，從而與其它軸相連接；圖3軸的兩端部經過精加工供采用可拆的液壓連接法蘭之用。中間軸上有時還可安裝其它設備，如軸帶發電機、轉速器、剎車離合器等。3.3.3傳動軸的材料：船舶軸系中的傳動軸（包括中間軸、推力軸、艉軸）的材料均采用鍛鋼件。民用船舶的軸系一般采用30、35、40、45幾種鋼號鍛制，其中比較普遍的是選用35號鋼；對于軍用船舶來說，對軸系的要求更高，所以也可采用合金鋼。但是合金鋼的價格昂貴，而且對各種形式的凹槽、表面傷痕、軸徑的突變比較敏感，應力系數高，要求精密加工，所以一般不采用。本船軸系選用優質35號鍛鋼。傳動軸的基本軸徑計算：3.4.1設計計算依據：主機型號：TBD234V8持續功率：296kw額定轉速：1800r/min齒輪箱型號：HC300減速比：2.23：1軸材料：優質35號鍛鋼軸材料的抗拉強度：550N/mm23.4.2軸徑的計算：根據《內河鋼船建造規范》的要求，中間軸、推力軸、螺旋槳軸的直徑d應不小于按下式計算的值：mmNmmd=98K3 e\ne式中：N—軸傳遞的額定功率，kw；en一軸傳遞N時的轉速，n=1區°°=808r/min；e e e2.23K—系數，根據規范選取；b一軸材料的抗拉強度。b對于開有鍵槽的螺旋槳軸，K取1.26，代入數據得：296 570d=98x1.26x3 x =82.3mm3808550+157實際取螺旋槳軸的直徑為90mm；螺旋槳軸前軸承處軸頸的直徑為95mm；螺旋槳軸后軸承處軸頸的直徑為100mm。軸干與軸頸的過渡：為避免應力集中，螺旋槳軸在從軸頸到軸干處應以錐度或大圓角過渡。螺旋槳軸的錐體部分與圓拄部分的相連處不應有凸尖或圓角。根據規范的要求，螺旋槳軸尾部錐體部分的錐度在1：10到1：15的范圍內，本船螺旋槳軸尾部的錐度選擇1：15。螺旋槳的軸套厚度：螺旋槳軸的軸套由青銅材料制成，主要防止軸頸的擦傷和腐蝕。根據《內河鋼船建造規范》的要求，軸套的厚度6應不小于按下式計算所得之值：d6= +6mm32式中： d—螺旋槳軸的直徑，mm；對于非軸承檔處的的軸套厚度可適當減少，但不小于0.756。90因此 6= +6=8.82mm32實際取螺旋槳軸的軸套厚度為9mm。螺旋槳軸可拆聯軸節的設計與計算：3.5.1可拆聯軸節的材料：根據規范的要求，可拆聯軸節的材料的抗拉強度不應小于軸材料，而且可拆聯軸節法蘭的厚度應不小于軸徑的20％，所以此處選用45號優質碳素鋼作為聯軸節的材料，其具體性能參數為：許用剪應力：[t]=60MPa許用擠壓應力：[b]=100MPajy抗拉強度：[b]=570MPab屈服強度：[b]=285MPas3.5.2設計基準：設計可拆聯軸節時以齒輪箱輸出端法蘭的尺寸為基準，并參照《機械零件設計手冊》和《船舶設計實用手冊》等工具書來進行設計，其主要尺寸如下圖所示：oobCS1圖3.4可拆聯軸節3.5.3可拆聯軸節的強度校核：1．剪切應力的校核：由上圖知：可拆聯軸節的A—A截面為危險截面，應對其進行扭轉剪應力的強度校核。由材料力學的知識，軸在轉動時傳動的扭轉力矩為：NM=9549?e,N?mnn式中：N—主機運轉的持續功率，kw；en一主機的額定轉速，r/min。代入數據得：M二9549x-296=1570.3N?mn 1800如右圖，空心圓軸的抗扭截面模量為：式中：D—空心圓軸的外徑，m；d一空心圓軸的外徑，m。代入數據，得：

兀x0.1463兀x0.1463W二 xn16(146丿=4.53736x10-4m3根據強度要求，強度條件為：T=MW門maxWn1570.3而t= =3.46MPa<k」=60MPamax4.53736x10-4所以聯軸節剪應力強度符合要求。2．擠壓應力的校核：本船由于軸系較短，所以只設一個艉軸。其首端通過可拆聯軸節與齒輪箱法蘭輸出端相連，尾部直接安裝螺旋槳。聯軸節靠八個螺栓與齒輪箱緊密配合，并將主機的功傳遞給艉軸和螺旋槳，所以有必要對聯軸節的法蘭螺孔進行強度校核。如圖示’設聯軸節法蘭盤節圓處的擠壓力為Pjy，則有:■njy式中：r一聯軸節節圓的半徑，m；1570.3代入數據： P二?703二15703Njy0.1設聯軸節在節圓處的擠壓面積為A,，則:A二d-F-Zjy 1式中： d1一螺孔內徑，m；F一聯軸節法蘭盤厚度，m；Z—螺孔數目。所以 A=0.02x0.03x8=4.8x10-3m2jyP15703 「」擠壓應力：b=jy二 =3.27MPa<l丄100MPajyA 4.8x10-3 jyjy3.聯軸節法蘭連接螺栓直徑的計算：根據規范的要求，聯軸節法蘭連接螺栓應為緊配螺栓，其直徑不小于按下式計算的值：d3G+157)d=0.65 b-f zDbbb式中： d—螺旋槳軸的直徑，mm；Z—緊配螺栓的數目，但不少于總數的50%；D—節圓直徑，mmb—軸材料的抗拉強度，N/mm；bb—螺栓材料的抗拉強度，N/mm2。bb螺栓材料選用45號優質碳素鋼，因此b=570MPa。由此得:bb=15.46mm二0.65“‘9°3忌0+157=15.46mm8x200x570而此處螺栓的直徑為20mm,符合規范的要求。聯軸節用鍵強度校核：聯軸節用鍵安裝到軸上時，鍵材料的抗拉強度應不小于軸材料的抗拉強度，鍵受剪切的有效面積應不小于按下式計算的值：d3BL> 2.6dm式中： B—鍵的寬度,mm；L一鍵的有效長度,mm；d一中間軸直徑,mm；d—鍵中部處軸的直徑,mm。m這里所設計的鍵的有效長度為160mm，鍵寬為24mm,則有:903BL=160x24=3840> =3337.9mmx84此處鍵的材料用45號鋼，其抗拉強度大于軸的抗拉強度，符合規范要求綜上所述，聯軸節及其附件的強度符合要求。3.6螺旋槳軸尾部結構設計：螺旋槳軸的尾部制成錐形，供安裝螺旋槳所用，并傳遞和承受以下負荷：錐形部分用來承受正車推力；倒車推力由鎖緊螺母來承受；主機的轉矩則靠其鍵槽中的鍵或者液壓安裝螺旋槳過盈配合錐面的摩擦力傳遞給螺旋槳。進行結構設計時，可以參照下列經驗公式：1．錐形部分：d—d.錐度K:K二-2,K值可取1：10?1：15之間，一般取1：15。l

z.錐長l:l=(1.6?3.3)d,此處取l=2.3d=2.3x90=207mmzzz207.小端直徑d:d=d—K-1=90- =76.2mm221z15.大端直徑d:一般取艉軸直徑90mm1螺紋部分：.螺紋直徑d:d=(0.75?0.90)d,取d=0.8d=0.8x90=72mmww1w1.螺紋長度l：l=d=72mmwww鍵的主要尺寸：⑴.鍵寬b:b=(0.2?0.3)d,取b=0.267d=24mm11⑵.鍵長1:1二(0.85?0.98)1,取1二0.871=180mmjjzjz.鍵高h:可根據鍵寬、鍵長查詢《機械零件設計手冊》選取標準的普通平j鍵，查得鍵高h=14mm圖3.5螺旋槳鍵的尺寸3.7螺旋槳鍵的強度校核：艉軸靠鍵和摩擦力將扭矩傳遞給螺旋槳，而通常相對于鍵所受到的壓力來說，摩擦力較小。若忽略螺旋槳轂與艉軸裝配時產生的摩擦力，則螺旋槳鍵與槳轂及軸槽受到很大的壓應力與剪應力。因此，必須對螺旋槳鍵的強度進行校核。由于鍵的受剪面積大于受壓面積，所以只需對鍵所受的壓應力進行校核。

圖3.5螺旋槳鍵的尺寸1.鍵的寬度b及鍵槽的深度t可參考《機械零件設計手冊》，根據艉軸的直徑來選取。這里查得鍵的各個參數為：b=24mm,h=14mm,t=7.0mm,t=7.2mm,D=83mm,L=180mm12.鍵的幾何尺寸計算：由圖知：D—\：D2—b2a一 mm283-J832—242= mm2=1.77mm=T3.鍵與軸槽的壓應力：設軸槽面上受到的作用力為p，則：jy=Tpjy2Tp=jyD—t—a因此鍵與軸槽面的壓應力為：2Ta)Ljya)Ljy—t—a= 2x1570.3、=(83—7—1.77)x(7—1.77)x180x10-9=44.94Mpa對于回轉式發動機，b<0.6b=0.6x285=171Mpa,符合規范的要求。jy s4.鍵與轂槽的壓應力：設轂槽面上的作用力為p，則1(t+a丄D)

p--4 +—-a二T1I2 2丿2Tp= 1D+1—a1因此鍵與轂槽的壓應力為：2Tb=1 (D+1—a)(t+a)L11= 2x1570.3=(83+7.2—1.77)x(7.2+1.77)x180x10-9=22Mpa對于銅質螺旋槳，b]V98.1Mpa,所以符合要求。綜合所述，螺旋槳鍵的強度達到要求。3.8軸系強度校核：1．實船軸系的受力極其復雜，主要負荷有主機扭矩、螺旋槳推力、軸的重量、螺旋槳的重量，聯軸節重量及軸承的反作用力等。它們不僅是靜負荷，而且還有附加的動負荷的作用。以下是一種近似的強度計算方法，它主要是計算出傳動軸在靜負荷條件下的合成應力，再引用實際經驗所確定的安全系數來考慮動載荷的作用。這種方法校核強度，雖然與實際的情況有一定的誤差，但是計算的結果還是比較可靠的，能解決一定的實際問題，所以仍被廣泛采用。2．螺旋槳軸因受螺旋槳自身重力的作用及旋轉時動載荷的作用，且與海水接觸，故受力復雜。因此槳軸工作條件惡劣，往往是軸系工作的薄弱環節。對螺旋槳軸的強度計算，首先最重要的是確定螺旋槳軸的危險截面。對于一般船舶，螺旋槳軸的危險截面在E—E處。但對于小型船舶，有時螺旋槳兩個軸承的間距較大，而槳的重量又比較輕，所以槳軸的的最大彎曲應力值就有可能不在截面E—E處,而在兩軸承間的某個截面K—K處。因此必須同時計算這兩個截面，通過比較確定其最危險，并校核其強度。.螺旋槳及螺旋槳軸自重產生的彎曲應力：如下圖所示，螺旋槳的受力形式可簡化成簡支梁的形式，這里將艉軸視為等直徑的平滑圓軸，假設后軸承支點是軸承長度的中點以簡化計算。RaRaQBQBu其中：Q—螺旋槳及其附件所受的重力，Q=1960N；BBC—螺旋槳中心至后軸承支點的距離，m；（由艉軸艉管總圖知C=0.434m）L—后軸承的長度，L=0.573m；11X—后軸承中點至K—K截面的距離,m；R—后軸承的反作用力，N；AL—螺旋槳軸兩軸承之間的距離，m；（由艉軸艉管總圖知L=6.578m）q—軸自身重量產生的均勻載荷，q=0.0062d2kg/m；其中： d—艉軸直徑，mm；所以 q=0.0062902=50.22kg/m截面E—E處的彎矩計算：由材料力學的知識可以得到截面E—E處的彎矩為：

M=-Q:C+L:+RL—i-_qC+L)EBI2JA222丿這里采用力矩平衡法來求軸承的支反力R，由工M=0,得:ABQ(L+C)+1qL-R-L=0B2AQ(L+C)+1qL2TOC\o"1-5"\h\z所以 R 2—AL代如數據，得:1960x(6.578+0.434)+-x50.22x6.5782R= 2—a 6.578=2254.5=-1960x[0.434+0537]=-1960x[0.434+0537]+2254.5x

I2丿0.573250.222(0.573x I2、2+0.434丿=—779.3N?m截面K—K處的彎矩計算:由圖知，截面K—K處的彎矩為:M=-Q（C+X）+RK B A 2dMK=0,dMK=0,貝【J：dXX=RazQb代入原式中，得:=-CQ+丄(R-Q)2B2qAB代入數據，得:=-1960x=-1960x0.434+氓2x(2254'5-1960)2=12.9N?m此處計算的彎矩值為負值，說明彎矩的方向是逆時針的，而在計算合成應力時不予考慮其符號。因此通過比較可知:截面E—E處的彎矩值較大，所以E—E截面為危險截面，應對其進行強度校核。設螺旋槳軸E—E處的抗彎截面模量為W,貝U：

兀d3兀x0.093W== =7.1569x10-5 m32 32所以螺旋槳及螺旋槳軸自重產生的彎曲應力為：M779.3b=e= =10.89MPaWW 7.1569x10-5.螺旋槳推車產生的拉、壓應力：Fb=——yA其中： A—螺旋槳軸的橫截面積，m2;F—螺旋槳的推力，N；P且 f=1944?~-n, Nv式中： P—主機的最大功率，kw；ev一船的航速，kn；n—螺旋槳的推進效率；對于推船和拖船： n=0.3?0.55對于客船和客貨船： n=0.6?0.78對于快速客船和小艇： n=0.55?0.70此處取n=0.6，代入數據得：F=1944x^9^x0.6=2.78x104N12.42A=nd2

~TA=nd2

~Tnx0.0924=6.362x10-3m2bb二F:=站7