单机单桨传动油轮轴系课程设计计算说明书Word文档格式.docx
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9360kW额定转速：
135r/min
3、螺旋桨主要参数：
直径：
5560mm质量：
10450kg
4、机舱及螺旋桨的位置：
机舱：
14＃－45＃肋位肋间距800mm
轴承中心线与基线平行，距基线3.3m。
螺旋桨：
距6＃肋位（后）160mm
5、尾轴轴承采用JQ/CS39白合金轴承。
6、尾轴前密封装置采用型号XYQ2，尾轴后密封装置采用型号XYH3。
7、中间轴承采用对开式滑动轴承，型号为GB/T14364-93（B型多油楔）。
要求完成的主要任务：
（包括课程设计工作量及其技术要求，以及说明书撰写等具体要求）
1．设计工作量：
（1）说明书页
（2）轴系布置图（1张，2#图纸）
（3）尾轴尾管及密封装置总图（1张，1#图纸）
（4）中间轴（或尾轴零件图）（1张，3#图纸）
2．要求：
（1）技术文件要求字迹清晰，概念正确，计算准确，公式及相关符号符合有关技术要求；
（2）绘图按机械制图规范要求及国标绘制，图面力求清晰、整洁，视图表达准确，字迹规范。
工作进度要求：
第19周：
设计选型，编写设计说明书；
第20周：
绘图；
第21周：
答辩。
指导教师签名：
年月日
系主任（或责任教师）签名：
第二部分轴系结构设计
一轴径确定
由已知选取：
轴材料型号35#;
轴材料抗拉强度σb=530MPa。
参考《动装课程设计课件2012》
选用轴系基本直径：
中间轴轴干直径＝480mm，轴颈直径＝500mm；
尾轴轴干直径＝510mm，前轴颈直径＝525mm，后轴颈直径＝520mm；
二轴系长度确定
1已知:
机舱位于14＃~45＃，轴系中心线平行于基线，螺旋桨定位于距6#肋位后160mm。
将主机输出法兰端面定位于24＃肋位前540mm。
肋间距：
0#~14#600mm
>
14#800mm
2轴系基本长度：
Ls＝（14-6）×
600+160+（24-14）×
800+540＝13500mm
3桨轴后锥体计算（锥度K＝1：
15）：
参考《民用船舶动力装置》（商圣义）P43
螺旋桨轴与螺旋桨联接为无键联接，采用液压螺母使桨轴与螺旋桨紧固。
4轴系实际长度：
三尾轴、尾轴承设计
1尾轴承的选择：
由尾轴轴干直径＝510mm，前轴颈直径＝525mm，后轴颈直径＝520mm；
尾轴前轴承lzj≥2d
尾轴后轴承lzj≥2d
选用轴承型号如：
2尾轴密封装置的选择：
密封处轴套厚度：
t≧0.03dj+7.5＝0.03×
510+7.5＝22.8mm
轴衬套外径：
d≧2t+240＝2×
22.8+510＝555.6mm
所选密封装置为：
3联轴器的选择：
由于轴径太大，联轴器选用柱形螺栓整锻法兰。
参考《船舶设计实用手册》p155
则所选联轴器结构尺寸：
CB/T145-94mm
轴颈直径
Dz
连接法兰
紧配螺栓
开口销（GB91-86）
外径
D1
螺栓孔中心圆直径D2
凹孔直径D3
凹孔深度b1
厚度
b
圆角半径
R
数量
个
配合直径d1
螺纹直径d2
螺母对边和对角尺寸
S
d3
500
840
700
300
10
100
40
12
80
M72×
4
105
121
8×
120
4桨轴总长度：
取尾轴输入法兰中心距机舱壁1080mm
则尾轴输入法兰中心距尾轴前轴承中心1430mm
尾轴轴承间距
尾轴总长：
尾轴各轴段尺寸如下图：
四中间轴、中间轴承设计
1中间轴总长度：
Lja＝La－Lwz*
＝14447-6987
＝7460mm
2由于中间轴总长较小故可以确定中间轴的形式为：
单轴，轴长7460mm，单轴承支撑
3轴承的选取：
本船采用整体式法兰的中间轴。
则：
参考《修造船资料手册》P282及《民用船舶动力装置》（商圣义）P37、P59
选用对开式滑动轴承
型号：
GB/T14364-93
适用范围：
本产品适用于其线速度为1.5--8m/s,单位压力≤0.6MPa的船舶轴系。
轴径D
L
L1
H
h1
h2
b1
b2
b3
C1
C2
d
z-d1
重量
冷却水量（m3/h）
710
380
1060
570
70
900
1000
1120
520
600
480
32
4-50
1100
5
工作长度L0＝（0.8～1.2）d=（0.8～1.2）×
500≈500mm
对应轴颈长：
L＝1.5L0＝750mm
轴颈中心距主机输出法兰中心：
L＝0.6×
Lja＝0.6×
7460≈4488mm
五轴系布置示意图
第三部分强度校核及负荷计算
一螺旋桨轴承负荷计算与桨轴静强度校核
1螺旋桨轴承负荷计算：
计算结果所求轴承单位面积所受压力小于许用轴承单位面积所受压力符合要求。
2螺旋桨轴静强度校核：
根据尾轴尾管总图得：
a＝1.47m；
l1＝3.19m；
LA＝1.320m。
由轴承负荷计算得RA＝210745.95N。
危险截面E-E的弯矩：
ME－E＝-QB*g（a＋LA/2）＋RA*LA/2-g*qc（LA/2+a）2/2
＝-10450×
9.8×
（1.47＋1.32/2）+210745.95×
1.3/2
-9.8×
1612.62×
（1.32/2＋1.47）2/2
≈-114890N*m
危险截面K的弯矩：
MK＝-QB*g*a＋（RA-QB*g）2/（2g*qc）
＝-10450×
1.1.47＋（210745.95-10450×
9.8）2/（2×
1612.62）
≈220785N*m
因为∣MK∣>
∣ME－E∣，所以取MK为计算弯矩。
计算结果所求安全系数大于许用安全系数，满足要求。
二中间轴承负荷计算与中间轴静强度校核
1中间轴承负荷计算：
计算结果所求pzvz<
3MPa*m/s符合要求。
2中间轴静强度校核：
.
三扭转作用下轴扭转角度的计算
≤0.5o/m故合乎要求。
参考资料：
[1]商圣义.《民用船舶动力装置》.北京：
人民交通出版社，1996
[2]张乐天.《民用船舶动力装置》.北京：
人民交通出版社，1985
[3]《民用船舶动力装置原理与设计》周瑞平樊红胡义
[4]轮机工程手册编委会.《轮机工程手册》（下册）.北京：
人民交通出版社，1994
[5]彭文生等.《机械设计》.武汉：
华中理工大学出版社,1996
[6]王昆.《机械设计课程设计》.武汉：
华中理工大学出版社,1999
[7]中国船舶工业总公司.《船舶设计实用手册》（轮机分册）.北京：
国防工业出版社,1999
[8]内河船舶设计手册编写组.《内河船舶设计手册》（动力分册）北京：
人民交通出版社，1989
[9]中国船级社，《钢质内河船舶入级与建造规范（2002）第2分册》.北京：
人民交通出版社，2002.5,（3-80~89）
时光荏苒，感谢教给我人生道理的老师。
结语：
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