船舶尾轴设计

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1、广东海洋大学船舶动力装置课程设计（2014～2015学年第1学期）所在专业：轮机工程（陆上）所在班级：陆上1111学生学号201111823125学生姓名：吴凯铨指导教师：安连彤船舶动力装置课程设计（一）已知条件1.主机型号：6ESDZ76/160型式：二冲称、直列、回流扫气、废气涡轮增压低速柴油机气缸直径：760毫米活塞行程：1600毫米缸数：6持续功率：6190马力持续转速：124转/分1小时功率：7650马力1小时转速：130转/分主机飞轮重：1.32吨2.螺旋浆直径：5490毫米重量：9.6吨.3.设计航速：15节（二）中间轴基本直径（按1983年钢质海船规范）1.中间轴材料

2、选用35CrMoA35CrMoA有很高的静力强度、冲击韧性及较高的疲劳极限，淬透性较40Cr高，高温下有高的蠕变强度与持久强度，长期工作温度可达500℃；冷变形时塑性中等，焊接性差。用作在高负荷下工作的重要结构件，如车辆和发动机的传动件；汽轮发电机的转子、主轴、重载荷的传动轴，大断面零件。●力学性能：σb=70公斤/平方毫米，，δ=15%，Ψ=45%，HB=217-255。●热处理规范及金相组织：热处理规范：淬火850℃,油冷;回火550℃,水冷、油冷。2.中间轴基本直径d式中，N—轴传递的额定功率（马力），取N=6190马力n—轴传递的转速，取n=124转/分σb—轴材料的抗拉强度

3、，公斤力/毫米2，取σb=70公斤力/毫米2c—系数，根据《船舶设计实用手册》轮机部分表3-2-1，取c=1.0毫米因本轮按冰区级别为BⅡ级进行加强，取增加5%d0。则中间轴基本直径d应为：d=372.4+18.6=391毫米现取d=440毫米，轴承处的轴径d=450毫米。螺旋浆轴径计算：仍按上述中间轴径d计算公式计算，根据《船舶设计实用手册》轮机部分表3-2-1，c=1.26，故螺旋浆轴的计算基本直径为：=d×1.26=372.4×1.26=469.2毫米故d取480mm。推力轴轴径计算：仍按上述中间轴径d计算公式计算，根据《船舶设计实用手册》轮机部分表3-2-1，c=1.1则d=

4、372.4×1.1=409.6毫米按冰区级别为BⅡ级进行加强，取增加5%d0。d=409.6+0.05d=430毫米取推力轴轴径d=460mm查表得推力环轴径为860mm推力环厚度为0.4d=184，取厚度为190mm（三）轴承负荷计算1.轴承负荷图的有关数据（1）螺旋浆轴：按有关线图查得重量系数ψ=1.05，则螺旋浆轴的单位长度重量：吨力/米（2）中间轴：按有关线图查得重量系数ψ=0.99。吨力/米（3）推力轴：按图纸算得q=1.04吨力/米。2.轴段惯性矩（1）螺旋浆轴：米4（2）中间轴：米4（3）推力轴：米43.轴段负荷简图：4.各轴段相对刚度计算各轴段刚度时，忽略铜套影响，取

5、弹性模量E均相等。相对刚度分别为：而3/4kBC=0.5345.各节点的分配系数（因属简支）其余各节点的分配系数为：6.各跨距端点的固定弯矩根据材料力学或结构力学的弯矩表中有关公式求得，并将其填入“不平衡弯矩传递分配表”。7.各点不平衡弯矩传递分配表1.0000.6330.3090.5070.4920.5000.5000.4270.5720.3790.6200.000-12.2480.922-0.9226.267-2.1241.733-1.7331.733-1.7331.104-1.1042.084-1.06911.326-5.3450.3910.0000.629-0.98011.3

6、26-3.383-1.6520.1980.1920.0000.0000.2690.360-0.371-0.6080.000-1.6925.6630.099-0.8260.0000.0960.1340.000-0.1860.1800.000-0.3041.692-5.7620.826-0.2300.186-0.1801.692-3.647-1.7800.4190.406-0.115-0.1150.0790.106-0.068-0.112-1.8240.8460.209-0.890-0.0580.2030.040-0.058-0.0340.0530.000-0.0561.824-1.05

7、50.948-0.2430.092-0.0531.824-0.668-0.3260.4810.466-0.121-0.1210.0390.052-0.020-0.033-0.3340.9120.240-0.163-0.0610.2330.020-0.061-0.0100.0260.000-0.0160.334-1.1520.224-0.2530.071-0.0260.334-0.729-0.3560.1130.110-0.126-0.1260.0300.0