单机单桨传动油轮轴系课程设计计算说明书.docx

目录第一部分 课程设计任务书1第二部分 轴系结构设计3一 轴径确定3二 轴系长度确定3三 尾轴、尾轴承设计4四 中间轴、中间轴承设计6五 轴系布置示意图8第三部分 强度校核及负荷计算8一 螺旋桨轴承负荷计算与桨轴静强度校核8二 中间轴承负荷计算与中间轴静强度校核10三 扭转作用下轴扭转角度的计算12第一部分 课程设计任务书学生姓名： 专业班级： 指导教师： 工作单位： 题目：单机单桨传动油轮轴系设计初始条件：1、船舶主尺寸：2、主机技术性能： 额定功率：9360 kW 额定转速：135r/min3、螺旋桨主要参数： 直 径：5560mm 质量：10450kg4、机舱及螺旋桨的位置： 机 舱：1445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）160mm5、 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/T 14364-93 （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： 年 月 日第二部分 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 b=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1445，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#600mm14#800mm2 轴系基本长度：Ls（14-6）600+160+(24-14)800+54013500mm3 桨轴后锥体计算（锥度K1：15）：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 lzj2d 尾轴后轴承 lzj2d选用轴承型号如：2 尾轴密封装置的选择：密封处轴套厚度：t0.03dj+7.50.03510+7.522.8mm轴衬套外径： d2t+240222.8+510555.6mm 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/T 145-94 mm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Sd350084070030010100401280M72410512181204 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：LjaLaLwz *14447-69877460mm2 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/T 14364-93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DLL1Hh1h2bb1b2b3C1C2dz-d1重量冷却水量（m3/h）50071038010605707090010001120520600480324-5011005工作长度L0（0.81.2）d =（0.81.2）500500mm对应轴颈长： L1.5 L0750mm轴颈中心距主机输出法兰中心：L0.6Lja0.674604488mm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：a1.47m；l13.19m；LA1.320m。由轴承负荷计算得RA210745.95N。危险截面E-E的弯矩：MEE-QB*g（aLA/2）RA*LA/2-g*qc(LA/2+a)2/2-104509.8（1.471.32/2）+210745.951.3/2-9.81612.62（1.32/21.47）2/2-114890 N*m危险截面K的弯矩：MK -QB*g*a(RA - QB*g)2/（2 g*qc） -104509.81.1.47（210745.95-104509.8)2/（29.81612.62） 220785 N*m因为MKMEE，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pzvz3MPa*m/s符合要求。2 中间轴静强度校核：.计算结果所求安全系数大于许用安全系数，满足要求。三 扭转作用下轴扭转角度的计算0.5 o/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，19962 张乐天.民用船舶动力装置.北京：人民交通出版社，19853 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，19945 彭文生等.机械设计. 武汉：华中理工大学出版社,19966 王昆.机械设计课程设计.武汉：华中理工大学出版社,19997 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,19998 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，19899 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,（3-8089） 时光荏苒，感谢教给我人生道理的老师。结语：