船舶尾轴设计
第二章 船舶轴系布置及设计
缺点
• 机构比较复杂，整个装 置制造、安装及维修保养 困难，造价高； • 桨毂尺寸较大，在设计 工 况下效率比定距桨低
可调螺距螺旋桨（调距桨）装置
电力传动推进装置
电力传动是主机驱动主发电机发电，然后网，再由电网供电给电动机驱动螺旋 桨的一种传动型式。主机和螺旋桨间没有机械联系，机、桨可任意距离布置。
轴系设计流程
轴系环境与条件： 船体型线、主机参数、螺旋桨参数、 船体结构、主机位置、螺旋桨位置、 尾管、轴支架位置、密封型式等 轴系布置草图
有问题
轴径、轴材料 通过
扭振计算 纵振计算
有问题
轴承间距及负荷 尾轴尾管总图 轴系布置图 各部详图
通过
教中计算 回旋振动计算
轴系种类及设计要点
轴系应保证在船舶横倾15°、横摇22.5°、纵倾 5°、纵摇10°时以及上述几种情况同时发生时能 可靠的运行。 *轴系一般有单轴系和双轴系 单轴系
轴系种类及设计要点
双轴系 – 轴承间距与轴径比l/d较大时，特别要注意回旋 振动； – 注意轴线与基线及纵中心线的夹角，从而考虑 推进分量和主机的允许倾斜度； – 螺旋桨轴大部分在船体外，应注意防腐蚀。
轴系种类及设计要点
调距桨轴系 – 由于轴不仅承受螺旋桨的推力，还要承受调距推进杆(如用 推进杆调距时)的轴向力，所以轴系各部分尺寸均需考虑该 力的作用； – 由于调距桨在系泊时能发挥主机全功率, 系泊推力大,因此， 推力轴承及其他有关轴系部件均需考虑系泊推力的作用； – 配油器位置应尽量靠近尾舱(对使用推拉杆调距时)，推拉杆 最长不应大于20m； – 在相同的功率和转速下, 调距桨比定距桨重,所以对尾管后轴 承的受力应予仔细考虑
1、大、中型货船（散货船、油船、集装箱船）的要求：安 全可靠，运行经济性高。 配置方案：低速机+定距桨 2、中小型货船，特别是中小型集装箱船的要求：除安全可 靠经济性高外，考虑主机高度、船上运装更多的集装箱。 配置方案：中速机+减速箱+定距桨 3、客船（车客渡船、调查船等）的要求：安全性、操纵性、 设置双桨。 配置方案：中速机*2+定距桨 4、政务船（渔政船、海监船）的要求：具有尖峰负荷的功 能。 配置方案：中速机*2+调距桨
船舶动力装置课程设计轴系计算说明书
华中科技大学船舶与海洋工程学院轮机工程专业民用船舶动力装置课程设计轴系计算说明书一、轴系计算(一)、概述本船为内河船，设单机单桨。
主机经减速齿轮箱减速后将扭矩通过中间短轴传给螺旋桨轴和螺旋桨。
考虑到长江水质较差，泥沙较多，若采用水润滑，则污物可能进入艉轴装置造成堵塞，故润滑方式采用油润滑。
本计算按《CCS钢质内河船舶建造规范》（2009年）（简称《钢内规》）进行。
(二)、已知条件(三)、轴直径的确定根据《钢内规》8.2.2进行计算，计算列表4.1如下：表4.1轴直径计算根据计算结果，取螺旋桨轴直径为 350 mm，中间轴直径为 280 mm。
二、强度校核1.尾轴强度验算轴设计过程中艉轴承、密封装置、联轴节的选型如下：a．艉轴轴承选自东台市有铭船舶配件厂，规格如下：b．油润滑艉轴密封装置选自东台市有铭船舶配件厂，规格如下：c．联轴节采用船厂自制。
尾轴危险段面的确定根据图4-1计算如下：图4-1尾轴管结构简图（1）相关尺寸确定已知L=880mm，L b=440mm，R=350mma螺旋桨轴尾部锥长l=（1.6~3.3）R=2.2*R=780mm，z对于白合金轴承，支撑点到后端面的距离u=0.5L=0.5*880=440mm。
而后密封装置的长度为215mm，再加上适当间距约为60mm，则：螺旋桨轴尾部锥面中心至后轴承中心距离a为：a=780/2+440+215+60=1105mm螺旋桨轴尾部锥面后端面至后轴承中心距离b为：b=1105+780/2=1495mm由布置总图得后轴承的后端面距前轴承中心约为4739mm，则：前后轴承支撑点距离l为：l=4739-440=4299mm因为后轴承后端面距齿轮箱有约7130mm，考虑到齿轮箱的周和联轴节等，法兰端面到前轴承支撑点距离为：d=7130-4299-440-769=2391mm因为联轴节长845mm ，则法兰重心到前轴承支撑点距离为： c=2391-845=1546mm（2）双支承轴承负荷计算： a ．后轴承压力= 15873.21 N式中：g —9.81N/kg 1—前后轴承支撑点距离，4.299ma---螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m b —桨毂后端面到后轴承支撑点距离，1.495m c —法兰重心到前轴承支撑点距离，1.546md —法兰端面到前轴承支撑点距离，2.391m G 0—法兰重量，1180kgQ B —螺旋桨及附件重量，4079.51kgq c —轴本身重量产生的均布负荷 ，q c=0.00622c d =0.0062×3502=759.5kg/mb ．前轴承总压力⎥⎦⎤⎢⎣⎡--+++=l a Q l 2b q l c)(l G l 2d l q g B 2c 02c）（B R = 4596.65 N 式中：g —9.81N/kg 1—前后轴承支撑点距离，4.299ma---螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m b —桨毂后端面到后轴承支撑点距离，1.495m c —法兰重心到前轴承支撑点距离，1.546md —法兰端面到前轴承支撑点距离，2.391m G 0—法兰重量，1180kgQ B —螺旋桨及附件重量，4079.51kgq c —轴本身重量产生的均布负荷 ，q c=0.00622c d =0.0062×3502=759.5kg/m1．截面E —E 的弯矩/2a 2L q g 2L R 2L a g Q M 2A cA A AB EE ⎪⎭⎫⎝⎛+⋅⋅-⋅+⎪⎭⎫ ⎝⎛+⋅-=- = —63745.48N ·m式中：g —9.81N/kgQ B —螺旋桨及附件重量，4079.51kg a —螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m R A —后轴承支反力，15873.21 N L A —后轴承长度，0.88m q c —轴本身重量产生的均布负荷q c=0.00622c d =0.0062×3502=759.5kg/m其中d c 为尾轴直径，350mm 2．截面K －K 的弯矩c2B A B KK 2gq )Q -(R a g Q M g ⋅+⋅⋅-=-= —5093.61N ·m式中：g —9.81N/kgQ B —螺旋桨及附件重量，4079.51kg a —螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m R A —后轴承支反力，15873.21 N q c —轴本身重量产生的均布负荷q c=0.00622c d =0.0062×3502=759.5kg/m其中d c 为尾轴直径，350mmK K E E M M -->，取E E M -=—63745.48N ·m 作为计算弯曲力矩。
船舶尾轴及尾轴管装置
1-环 5---中间环 6---磨损检测 器 7---后壳体 8---尾轴管 9---橡胶密封圈 10---密封橡皮
6、尾轴管的润滑和冷却 、 当船舶航行时， 当船舶航行时，尾轴承及密封装置是容易发热 的部件，必须进行润滑和冷却。 的部件，必须进行润滑和冷却。尾轴管装置 的润滑剂通常只有水和滑油。 的润滑剂通常只有水和滑油。 1、水润滑尾轴管：靠舷外水流入润滑，冷却靠 、水润滑尾轴管：靠舷外水流入润滑， 舷外水和尾尖舱水冷却， 舷外水和尾尖舱水冷却，首部密封处设循环 冷却水。 冷却水。 2、油润滑尾轴管：靠设重力油柜来进行循环冷 、油润滑尾轴管： 中小型船靠手摇补油（自然循环式）； 却，中小型船靠手摇补油（自然循环式）； 大型船采用间歇循环
5、尾轴密封装置
尾轴和尾轴承之间按规定要留有一定的间隙， 尾轴和尾轴承之间按规定要留有一定的间隙， 尾轴又处于水面以下， 尾轴又处于水面以下，工作时需要润滑和冷 却，因此为了防止舷外水沿尾轴流入船内及 润滑油漏泄， 润滑油漏泄，在尾轴管中必须设置密封装置 密封装置按所处的位置不同， 。密封装置按所处的位置不同，可分为首密 封和尾密封。 封和尾密封。 对于油润滑尾轴承， 对于油润滑尾轴承，其首密封装置是用来阻止 滑油漏入机舱内， 滑油漏入机舱内，而尾密封装置既阻止滑油 外漏舷外，以免污染海域， 外漏舷外，以免污染海域，又阻止舷外水内 对于水润滑尾轴承， 漏。对于水润滑尾轴承，仅设置首密封装置 用来控制尾轴承的冷却水量。 ，用来控制尾轴承的冷却水量。 对密封装置的主要要求： 工作可靠、 对密封装置的主要要求 ： 工作可靠 、 耐磨性好 消耗的摩擦功小、 散热性好，此外， 、 消耗的摩擦功小 、 散热性好 ， 此外 ， 还要 求密封元件有很好的跟踪性， 求密封元件有很好的跟踪性 ， 使其在尾轴下 跳动、 沉 、 跳动 、 轴向窜动及偏心转动时仍保持较 好的密封性能
船舶尾轴设计
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************学生姓名：***指导教师：***船舶动力装置课程设计（一）已知条件1.主机型号：6ESDZ 76/160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，MPa s 835=σ，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d090d =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，公斤力/毫米2，取σb=70公斤力/毫米2 c —系数，根据《船舶设计实用手册》轮机部分表3-2-1，取c=1.04.37218706212461900.19030=⎪⎭⎫⎝⎛+⨯=d 毫米 因本轮按冰区级别为B Ⅱ级进行加强，取增加5% d 0。
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。
船舶建造工艺学-动画案例——尾轴出口处肋骨型线放样ppt课件
X
装焊例如
回导航
串联建造法〔tandem shipbuilding method〕建造过程表示
回导航
双层底分段船台一次定位表示图
回导航
程度检验线 肋骨检验线
中心线
舷侧分段船台二次定位表示图
回导航
程度检验线 肋骨检验线
中心线
1’
例1：三角样板制造及
上纵缝
运用
#19 #18 #17 #16 #15
b′ o′
b a′
19
18
1*7
16 15
a
o
下纵缝
ZX
aa′=bb′=500～800mm 按肋距数等份a′b′ 制造各肋位样板 用样板检验成形质量
回导航
弦线控制法控制原理表示
Y
肋骨型线 f〔x〕
i+1
i
i
O
O
回导航
L2
3
2 1
O
R'8
R8
R9 R’9
R10
R11
R’10
〔轴壳部位〕
A-A’斜剖面
A
R’11
O 轴中心线 O8 R8
B
O9 R9
O10 R10
O11 R11
O12 O'
肋距 L
A
#7
#8#9#Fra bibliotek0#11
#12
回导航
修正前后的尾轴出口处肋骨型线比对图
#7 #8 #9
#10
#11
O
#12
肋骨型线图 〔轴壳部位〕
〔修正前〕
〔修正后〕
#7 #8 #9
#10
#11
O
#12
回导航
船舶尾轴密封Ω型弹性元件的设计与应用
为了克服传统填料 涵式轴系径向密封装置的
缺陷 ， 国内外都在开发新型船舶轴系密封装 置， 采
用轴系端面密封装置取代径向密封装置是 目前的 发展趋势… 。针对端面密封装簧这一 结构特点 ， １ 本文提出了端面密封装置关键部件 中一种新型 Ｑ
型弹性元件 的设计 与应用方法。利用 Ｑ形弹性
托架上 ， 可通过调节螺 钉调整其 预压缩 变形量。
定位在密封环托架 内的密封环是密封摩擦副的主
要部分， 它由 ２ 个半环状体Байду номын сангаас接而成。
收稿 日期
修 回 日期
ｎ形弹性元件 可通过预压缩变形增加其轴 向 和径向的弹性变形能力 ， 提高位移补偿能力 ， 从而 有效地起 到端 面密 封的作用 。一般说来 ， ｎ形弹 性元件的预压缩变形量越大 ， 其位移补偿能力越 好， 但预压缩变形量也不能过大 ， 否则会引起塑性
２２ 力学分 析 ．
图 ３ 结构单 片元 件有限元网格 图（ 一半 ）
２２ １ 单元分析 ．． 节点力与节点位移的关系［ ］
Ｐ ＝ Ｋ
ｒｒ
５５ ．Ｏ
（） １
３ ５ ．０
式中： ＝ ｌ Ｔ Ｂｄ ｄ ； ｌ Ｄ ｔｘｙ Ｂ
其中： ——几何矩阵 ； Ｂ Ｄ——弹性矩阵 ； 薄板厚度 。
— —
ｌ５ ＿Ｏ
变形或断裂 ， 引起尾轴端面密封失效。Ｑ形弹性 元件由 ２ 层 高强度、 ～５ 高弹性、 耐腐蚀合金薄板 经压力成型后组装而 成（ 图 ２ ， 见 ） 各层薄板间填 充夹布橡胶密封材料 ， 以确保其水密封性能。
２ ０ —５２ ０ ６０ ６
２０ —９２ ０ ６０ —７
作者简 介 周斌 兴（９３ ， ， １６ 一）男 硕士 ， 。 讲师
第15讲 尾轴.
三、尾轴
螺旋桨轴位于轴系的最后端，尾部安 装螺旋桨，首部通过联轴节与中间轴或推进 机组输出法兰相连。一般情况下螺旋桨轴即 尾轴，只有当螺旋桨轴伸出船体过长时，才 分为两段，装螺旋桨的一段轴称为螺旋桨轴 ，通过尾轴管的一段轴称为尾轴。
三、尾轴
三、尾轴
螺旋桨轴大体分为两种，其主要区别 在于首部结构的不同，可拆式法兰的螺旋桨 轴，和整体式法兰的螺旋桨轴。可拆式法兰 的尾轴可在船外进行拆装，整体式法兰的螺 旋桨轴必须在船内进行拆装。整体式法兰要 求顶锻。如船厂无顶锻设备，也可采用焊接 结构。
1、锥体部分的主要尺寸
锥体长度lZ =(1.6～3.3)dTZ 小端直径dXZ=dTZ-KlZ 大端直径dTZ：多取螺旋桨轴直径dj或略 小于dj。
2、螺纹部分的主要尺寸
螺纹直径dW=(0.75～0.90)dTZ 螺纹长度lW=dW 为了避免紧固螺帽松动，习惯上多将尾 螺纹的旋向设计成和螺旋桨的回转方向相反 。
三、尾轴
三、尾轴
螺旋桨轴上装有轴套或者直接与尾轴 承接触的部位称轴颈，轴颈之间的部位称轴 干，螺旋桨轴的尾部制成锥体以供安装螺旋 桨之用，前端则制成锥体以安装可拆式联轴 节或制成整锻法兰的型式与中间轴相连，首 尾两端螺纹部分为安装紧固螺母之用。
三、尾轴
㈠螺旋桨轴的尾部结构 ㈡轴干与轴颈 ㈢轴套 ㈣轴的防护 ㈤螺旋桨轴的首部
3、键槽部分的主要尺寸
键长lj=(0.9～0.98)lZ 键宽bj：双键时 ，bj=(0.17～0.17)dTZ 单键时，bj=(0.2～0.3)dTZ 键高hj=(0.5～0.6)bj 在设置双键时，二者成120°或180°角度 。
3、键槽部分的主要尺寸
尾部锥体的键槽是引起局部应力集中的 原因之一，最危险部分在锥体大端附近，大 多数的疲劳裂纹是从键槽锐角上开始。为了 减小局部应力，键槽的棱角应做成圆角，键 槽底也应有圆角，《钢质海船入级与建造规 范》（2001）规定圆角半径应不小于锥部大 端直径的1/25。螺旋桨轴的圆柱体与锥体交 界处不应有凸肩或圆角。轴上键槽前端应平 滑且呈汤匙形。
小型船舶艉轴架设计
小型船舶艉轴架设计钟玉湘【摘要】The feature and particularity of design, arrangement and installation of single arm shaft bracket and A-bracket for metal or non-metal boats are analyzed.Taking a certain fiberglass reinforced plastics ( FPR) boat as an example, the design of the A-bracket are discussed about in detail.%针对金属和非金属小型船舶的单臂艉轴架、双臂艉轴架设计、布置及安装内容的特殊之处，通过工程实例阐述玻璃钢船的双臂艉轴架的设计特点。
【期刊名称】《船海工程》【年(卷),期】2015(000)004【总页数】3页(P44-46)【关键词】小型船舶;单臂艉轴架;双臂艉轴架;玻璃钢船【作者】钟玉湘【作者单位】中国舰船研究设计中心，武汉430064【正文语种】中文【中图分类】U664.21小型船舶艉轴架设计钟玉湘(中国舰船研究设计中心，武汉430064)摘要:针对金属和非金属小型船舶的单臂艉轴架、双臂艉轴架设计、布置及安装内容的特殊之处，通过工程实例阐述玻璃钢船的双臂艉轴架的设计特点。
关键词:小型船舶;单臂艉轴架;双臂艉轴架;玻璃钢船中图分类号: U664.21文献标志码: A文章编号:1671-7953(2015)04-0044-03DOI:10.3963/j.issn.1671-7953.2015.04.012收稿日期:2015－03－04修回日期:2015－04－13第一作者简介:钟玉湘(1978－)，女，硕士，工程师研究方向:船舶装置设计E-mail:*****************小型船舶按船体材料分，大致可分为金属船舶(钢质或铝质)、非金属船舶和复合船舶(某些船舶上层建筑或甲板室为非金属材料，主船体为金属材料)3大类，其中非金属船舶大多是玻璃钢船，也有少数碳纤维船舶和多种材料使用的复合船型。
第15讲 尾轴
5、防腐措施
5、防腐措施
紧固螺母常常与导流帽制为一体，俗称 将军帽。
6、螺旋桨与螺旋桨轴的联结方法
螺旋桨与螺旋桨轴的联结方法： ⑴机械联结 ⑵液压套合变形联结 ⑶用环氧树脂粘结法
6、螺旋桨与螺旋桨轴的联结方法
㈡轴干与轴颈
轴干位于螺旋桨轴的中间部位，其两 端与轴颈相连。轴干的直径按相关的船舶规 范中的有关公式求得，再按与其相近的标准 化轴径数值进行选定。此标准化轴径是为了 便于螺旋桨轴的设计、生产、加工及互换， 由有关部门颁布的，可供设计时选用。
㈡轴干与轴颈
㈢轴套
采用水润滑的船舶，其尾轴轴颈上一 般装有轴套防止轴颈擦伤和腐蚀。轴套一般 采用过盈配合装配于轴上。
㈢轴套
轴套的技术要求如下： ⑴轴套材料一般采用铜合金如QSnl0-2 和ZHMn58-2。对于加工好的铜轴套，不允 许有裂纹、密集气孔、疏孔和砂眼等缺陷。 对于不是很严重的缺陷，允许修补。铜套经 粗加工后，套装在轴颈上之前，应进行水压 试验。试验压力为0.2MPa，5分钟内应无裂 纹或泄漏现象。
㈡轴干与轴颈
为了减轻轴的重量，有时可采用空心 轴的结构。其内径与外径之比即中孔系数m ，取m=0.5～0.75；对于尾部的锥形部分， 取m=0.3～0.35。空心轴不仅可以大大减轻 轴的重量而不影响其强度，而且还能提高轴 回旋振动的临界转速，有利于回避轴的共振 现象。空心轴的内腔应涂以铅丹，两端用塞 子塞住，以保证水密，防止内表面腐蚀。
第15讲 尾轴
• 一、回顾与引入 • 二、传动轴的组成 • 三、尾轴
目的和要求
• 能力目标：能进行尾轴的设计。 • 知识目标：掌握尾轴的组成与设计方法。
一、回顾与引入
• 问题1：上次课，我们学习了什么？ • 问题2：轴线如何布置？ • 问题 3：轴系布置时，对轴承负荷有哪些要 求？
船舶轴系尾轴课程设计指导书(最终)
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船舶铸钢尾轴架外形设计与技术要求
船舶铸钢尾轴架外形设计与技术要求冯兴玺【摘要】针对船舶尾轴架的受力特点及其外形对船舶阻力的影响,流线型的设计可以提高铸钢尾轴架的强度,降低其对船舶产生的阻力.文中结合实例,提供了流线型铸钢尾轴架的一种设计方案,并阐述船用铸钢件的化学成分、热处理方式、力学性能、质量检测方法和缺陷处理方法.【期刊名称】《中国铸造装备与技术》【年(卷),期】2019(054)005【总页数】4页(P40-43)【关键词】船舶工程;尾轴架;铸钢件【作者】冯兴玺【作者单位】烟台派格船舶设计有限公司,山东烟台264000【正文语种】中文【中图分类】TG142船舶是一个复杂的水上工程，其中尾轴架是船舶的重要组成部分。
在船舶航行时，轴支架会同时受到螺旋桨作用的水平推力、垂向升力、螺旋桨转动时的不平衡力矩，以及由螺旋桨旋转而产生的局部振动力。
轴支架设计还应考虑螺旋桨在最大转速时有1～2个叶片突然折断时，仍能保持支撑作用，有足够的强度抵抗离心力。
轴支架对船体的阻力影响也比较大，设计不良时会影响航行性能，且容易产生振动。
设计较佳的轴支架其阻力应不超过裸船体阻力的4%～8%，且可以降低功率损耗。
所以轴架支臂应设计成流线型的剖面。
1 概述尾轴架有受冲击力大、受力方向不确定、对船舶阻力有影响、所处环境温度较低等特点。
铸钢件的灵活性对产品的形状和尺寸给了最大的设计自由，可以做流线型；相比锻钢件，铸钢件的力学性能的各向异性并不显著，满足轴支架的受力复杂的要求。
所以船舶尾轴架一般采用船体结构用铸钢件。
本文结合一艘客滚船的尾轴架，提供一种流线型轴支架的外形设计方案，阐述船用铸钢件的技术要求。
2 流线型轴支架的剖面形状及型值表图1 船尾主视图图2 尾轴架3D模型图3 尾轴架图图4 轴支架剖面形状表1 轴支架型值表(参照NACA022)[1]X/mm 0 5 25 50 75 100 150 200 250 300 350 400 450 475 500 Y/mm 0 16.6 32.56 42.9 49.06 52.58 55.0 53.24 48.4 41.80 33.55 24.09 13.31 7.37 1.213 铸钢件的化学成分铸钢件应采用镇静钢制成，铸钢件的熔炼分析化学成分应符合表2规定。
尾轴架结构设计
尾轴架结构设计赵家蛟;王波【摘要】The quality of propeller shaft brackets design determines the working condition and propulsion efficiency of the afterbody of a ship and there are several factors affecting the structural design of the propeller shaft brackets. Taking a work boat as the research object ,this paper introduced the structural design feature and the computing method of the external load of propeller shaft brackets in details. Based on finite element modeling ,effects of struts number,angle between two struts and sectional shape of the struts on strength and stiffness of the propeller shaft brackets were considered and discussed respectively. Some conclusions and suggestions were obtained.%尾轴架设计的好坏直接影响整个船体尾部工作状态及推进效率，而制约尾轴架设计的客观因素有很多。
以某工作船为研究对象，详细介绍了尾轴架结构设计特点及其外载荷的计算方法。
通过有限元模拟，分别考察和探讨了支臂的数量、支臂间夹角及支臂的剖面形状等几个方面对尾轴架强度和刚度的影响，并得出了一些结论及建议。
船舶尾轴——精选推荐
船舶艉轴系统安装新工艺（FRP船艇）
1.新建或大修船舶在进入艉轴轴系统工程安装阶段时，船体在船台上要保持水平状态。
我们可以将船舶基线的高度定位0点高度，并将此高度用水平仪或水平软管定在船体附近的一个固定的物体上，例：车间立柱墙壁等，如不方便可在船旁打一固定柱。
2.将艉轴中心线利用水平仪或吊线锤投影到船体下方的地上并做好记号。
3.将主机和齿轮箱按设计要求安装好，将艉轴套上艉轴管和艉轴支架，前端按设计要求与齿轮箱连接好，后端对准地面上的艉轴中心线。
先定好水平左右位置，再在原先定好的0点高度位置上，按图纸设计要求量出艉轴后端支架等多处的高度位置，利用水平仪或水平软管即可校准各处的高度位置。
4.各个位置经校准无误后即可固定好艉轴管支架等。
船舶尾轴与轴承间隙标准
船舶尾轴与轴承间隙标准
船舶尾轴（Propeller Shaft）与轴承（Stern Tube Bearing）之间的间隙是一个关键设计参数，该间隙通常称为"尾轴间隙"（Stern Tube Clearance）或"尾轴间隙"（Stern Tube Clearance）。
这个间隙的主要目的是允许尾轴自由旋转，同时减小与轴承之间的摩擦。
具体的标准和规范可能会根据船舶的类型、尺寸、用途以及制造商的建议而有所不同。
国际海事组织（IMO）和各个船级社（如LR、DNV、ABS等）通常提供有关船舶结构和设备的规范，其中包括了尾轴与轴承间隙的设计和检验要求。
一般来说，尾轴与轴承之间的间隙需要考虑以下因素：
1.船舶类型和尺寸：大型船舶和小型船舶的尾轴设计可能会有所
不同。
2.运营条件：不同的运营条件可能需要不同的尾轴间隙。
例如，
船舶在不同的水域、不同的速度和负荷下可能需要调整间隙。
3.润滑方式：一些船舶尾轴采用水润滑，而其他可能采用油润滑。
不同的润滑方式可能对间隙有不同的要求。
4.船级社规范：船级社通常发布的规范中包含了对尾轴与轴承间
隙的要求和检验方法。
在设计和制造过程中，船舶制造商和设计师通常会遵循相关的规范和标准，以确保尾轴与轴承之间的间隙符合要求，从而确保船舶的可靠性和性能。
因此，最好的做法是参考相关的规范和制造商的建议，以确保尾轴与轴承的设计和安装符合行业标准。
第2章船舶结构与货运-船尾结构
第九节 首尾结构
第十节 船舶管系
四、甲板排水管系图
第十节 船舶管系
四、甲板排水管系图
第十节 船舶管系
四、甲板排水管系 排出甲板积水和生活污水 1 非封闭空间的排水管应引至舷外。 2 排水孔应避开救生艇及舷梯吊放区，否则必须 设挡水罩或等效装置 3 为防止船舶破损后海水浸人，密封的上层建筑 和甲板室或从干舷甲板以下穿过外板的排水管和 泄水管，其管壁必须加厚。
第十一节 油船的船体结构、设备及特点
按阀门所处位置不同有以下几种： 1）进出口阀（manifold valve）：设在甲板干 管与岸上油管连接处，左右管路各设一个或几个。 2）腰节阀（master valve）：在舱底干管上每 隔两个或三个油舱设一个腰节阀，可把货油舱截 为几组，以便装运不同品种的货油。 它在甲板上的操纵手轮常涂以白色油漆，以区 别于其它阀门。
第十节 船舶管系
图 2-66 测深管
1-测深管（sounding pipe）； 2-螺纹管接头（screwed union）； 3-螺纹盖（threaded cap）； 4-舱底圆垫板（bottom circle pad）； 5-甲板（deck plating）； 6-船底板（bottom plating）； 7-封闭塞（closing piston）
第十节 船舶管系
三、空气管与测量管 1. 空气管：为了使液舱在注入或排出液体时， 舱内空气能自由地出、入，每一液舱均设一个空 气管（污水沟、井除外）。其内径不小于50mm， 油船不小于100mm。 为了防止杂物或海水进人管内，空气管上端做 成约180度的弯头，有的管口还装有开关或浮球。 油船的空气管口上还装有防火金属罩（flame screen）。
第二章船舶轴系的组成与设计
中间轴承支座布置图
如上图一长轴系，轴径在 400~650mrn之间，有三根连在一起 的等直径中间轴，每根轴分别由一个 中间轴承所支承，各轴承的跨距与各 轴的长度相等为L，已知最大轴承许 用比压取0.59MPa，轴承长度取轴径 的0.8倍,求两轴承最大间距 。
§2-3 传动轴的规范计算及强度校核
一、传动轴的基本轴径计算
第二章 船舶轴系的组成与设计
§2-1 概述 §2-2 轴系的布置设计 §2-3 传动轴的规范计算及强度校核 §2-4 传动轴的结构设计 §2-5 中间轴承与推力轴承 §2-6 尾轴管装置
§2-1 概述
一、船舶轴系的任务、含义与组成
任务：将主机的功率传给螺旋桨，又将螺旋桨所产生的推 力传给船体，以实现推进船舶的使命。
（8）冷却管路：给尾轴管、中间轴承、推力轴承供给冷 却水。
轴系的多节性
传动轴较长，有的达100m以上。对于这样长 的轴系， 如果只用一整根轴，是困难和不方便的， 且没有必要。为了加工、制造、运输、拆装方便， 常常把传动轴分为许多节，并用数个联轴器将各 节轴段连接起来组合而成。
二、轴系的工作条件和要求
在进行船舶轴系设计时，传动轴的基本直径匀按有关船 舶建造规范进行计算，必要时再作强度校核予已补 充。
用何种规范作为船舶设计建造的依据，除了考虑船舶 的性质、航区等因素外，还要征得订货部门的意见。 为国外货主建造船舶，要用世界多数国家认可的劳氏 规范及货主国规范。
船舶建造规范的的性质
1）它是强制性的法规性文件，凡不符合规范要求的船舶，就 认为不合格，不能营运。
单轴系的安装
双轴系安装
由首尾两基准点位置确定，当主机和螺旋桨位置确定后，轴 线位置就随之而定。
1、主机位置 主机布置高度：使主机(或齿
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所在专业:所在班级:学生学号学生姓名：指导教师:广东海洋大学船舶动力装置课程设计（2014〜2015学年第1学期）轮机工程（陆上）陆上1111201111823125吴凯铨安连彤船舶动力装置课程设计（一）已知条件1. 主机型号：6ESDZ 76/160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 C；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：b b=70 公斤 / 平方毫米，bs=835MPa ,3 =15% ¥ =45% HB=217-255。
•热处理规范及金相组织：热处理规范：淬火 850C ,油冷；回火550C ,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b b—轴材料的抗拉强度，公斤力 /毫米2，取b b=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=1.0d o = 90 1.03豐亠L372.4124 辽0 + 18 丿毫米=1.05，则螺旋浆轴的单位长度重量：■ : 0.4807.8 = 1.48吨力/米(1)因本轮按冰区级别为 B H 级进行加强，取增加 5% d o 。
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d p 为：d p =d x 1.26=372.4 X 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=372.4X 1.1=409.6 毫米按冰区级别为B H 级进行加强，取增加 5% d 0。
d=409.6+0.05d= 430毫米取推力轴轴径 d=460 mm 查表得推力环轴径为 860 mm推力环厚度为 0.4d=184，取厚度为190 mm(三) 轴承负荷计算1.轴承负荷图的有关数据螺旋浆轴：按有关线图查得重量系数”兀d2, qp=1.05 4(2)中间轴：按有关线图查得重量系数“=0.99。
q =0.99二 0.44047&1.17吨力/米q=1.04吨力/米。
(2)中间轴：1—d 4640440 = 1^3 103(1)螺旋浆轴：3T 3T H64d r 64 0.480=2.6010^ 米4(3)推力轴：按图纸算得 2.轴段惯性矩(3)推力轴:d 40.460= 2.191036464797590011400 力攻U134耳二1.48吨/米1 L ・45吨r=2.601-1.83匕2.19各轴段相对刚度计算各轴段刚度时，忽略铜套影响，取弹性模量 E 均相等。
相对刚度分别为：,I 2.6010^‘線匚卞- 而 3/4 kBC=0.534M0=0.71210"2.601.9251.83(6.6351.925) 103k：D -6.635.. 1.8350“kDE_ kEF --=0.3091036.635二 0.3 10^6.1 1.83 103七0.402 104.553. 轴段负荷简图:f 6100 66356100--455Q_ 3045 z*3.045匕」831.6 2.191.445垃=0.6571033.0455. 各节点的分配系数U DC = 0.501EF0.427」FG =0.572；怙= 0.379;JGH二 0.620;J"BC = 1 （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”。
”CB3/4k Bc 3/4kBC KC D匹340.6330.534 0.309“CD3/ 4k BC k cD」30^ 二 0.3660.534 0.309%E2.869 2.866 -1.510 1.510 -1.491 1.490 -1.280 1.281 -1.470 -12.248 12.248 -1.864 2.670-8.各点支反力，由力学分析得:R=18.35 吨；R=8.87 吨；FR=8.43 吨；R=9.12 吨；R=8.92 吨；F G=9.01 吨；R=8.87 吨9.校核载荷总重量：W=9.6+2.6*7.975+1.83*22.96+2.19*1.445+1.32=76.83 吨总的支承反力：R=B+C+D+E+F+G+H=18.35+8.87+8.43+9.12+8.92+9.01+8.87=71.48 吨10.轴承负荷：螺旋桨轴（靠近螺旋桨）采用铁梨木轴承，则其长度：L=4D另一螺旋桨轴采用白合金轴承，其长度：L=2D中间轴轴承长度：L=0.74D推力轴轴两端支撑轴承尺寸：L=DB 点C 点D 点E 点18350 彳"1.33240 57.18780 ’ “1.09140 57.4公斤力/厘米2公斤力/厘米2 =-8430=3.46公斤力/厘米245 54e^-9空=3.75公斤力/厘米245 54式中: MKW k则M K W WN/cm主机最大功率时的平均扭矩,M k =9552 =9552 9955.2=7.668 105N/cmn max 1243 3兀d z 44兀轴的抗扭截面模数，W k -16 16M K W W -45 .8F 点 f = 3330=3.67公斤力/厘米45 54G 点g = 2.82 3.65公斤力/厘米H 点：45 54H点负何应包括推力轴前半部分重量，因此：H=3.00+3.17(2.3-1.445)=3.00+2.71=5.71 吨h57102.09公斤力/厘米22 57 24轴承负荷及允许比压：轴承负荷及轴承支反力。
在轴系中，任何轴承不允许出现轴承脱空、上轴承衬承载或过载现象，轴承的最大允许负荷[Rmax]，应不超过下式确定的值：[Rnax]= [ P] • d • l式中，d—在轴承衬长度内的轴外径；l —轴承衬长度；[p]—轴承衬材料的允许比压。
般情况下，轴承允许比压应不超过下列数值:白合金艉管轴承[P]三 5 公斤力/厘米2铁梨木艉管轴承[P] w 3 公斤力/厘米2中间轴承[ P] w 6 公斤力/厘米2推力轴承[ p] w 28 公斤力/厘米2减速器大齿轮轴承[P] w 10 公斤力/厘米2所谓轴承的负荷过重即轴承的最大负荷超过了轴承允许比压的数值。
因为B、C D E、F、G H点的轴承负荷均在要求范围内，故轴承位置合理。
(四)轴的强度校核1、主机扭矩引起的剪应力M W W ZW 1224800 32443冗=146.4 N/ cm?2、由螺旋桨推力产生的压缩应力T 2C Y N/ cmF W式中：T ――螺旋桨推力，T ^1945.2 P pMAX P =1945.2 9955.20.7 =9.038 105NV S152 2F w 48■1809.5 cm24 4T 2则；「丫499.4 N/ cmF W3、轴段本身质量及法兰、螺旋桨等集中载荷以及曲线安装偏移量引起的弯曲应力:4、由安装误差引起的弯曲应力；乙1 =1500 ~ 3000 N / cm2 现取二w1 =2000N / cm25、合成应力匚P二，匚Y匚W；「W1 2 3K2=一(499.4 146.4 2000)2 3 45.82 =-P 2646.92646.9N / cm 26、安全系数空匕=3.15般船舶的中间轴 K 的取值为2.5~5.4，上式计算K=3.15，符合要求。
故中间轴强度满足要求。