毕业设计（论文）船舶螺旋桨轴及其密封支承装置设计.doc

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1、目 录中文摘要1英文摘要21.前言31.1 引言32.方案分析42.1主机的选择42.1.1所设计船主要参数42.2螺旋桨的选择53.轴系设计计算63.1轴的材料选择63.2 轴径的估算63.2.1 按有关规范确定传动轴基本轴径63.3轴的强度校核73.3.1轴系强度校核标准73.3.2轴系强度的计算103.3.3轴的柔度164联轴器175密封装置186振动计算与测试196.1 轴系扭振许用应力计算及模糊性分析196.2 模糊变量的确定216.3 计算与结果分析216.3.1 最优设防水平的确定226.3.2 中间轴扭振许用应力的计算236.3.3 计算结果分析247 结论26参考文献27致

2、谢28摘 要船舶轴系主要由传动轴(推力轴、中间轴、螺旋桨轴等)、传动设备(联轴器、减速齿轮箱等)、支承部件(推力轴承、中间轴承、尾管轴承等)、尾密封装置以及其它附件等组成。其主要任务是将主机的功率传递到螺旋桨，同时将螺旋桨产生的轴向推力传给船体，以推动船舶的运动。因此，螺旋桨能否持续正常运转，在很大程度上决定于轴系工作的可靠性。轴系的故障一般有两类：其一是轴的某部分发生裂缝或折断；其二是轴承发生过热后被烧坏。引起轴系故障的原因很复杂，主要归纳为两方面。首先是轴系本身在结构、强度、材料等方面存在缺陷(内在的原因)；其次是轴系在运转中受到异常外力作用(外部原因)。轴系经常在内外因素的综合作用发生故

3、障。尾轴管密封有各种不同的技术解决办法。在大多数船上用单工（制）结构，尾部轴封保护尾轴管不进海水。尾轴管内压取决于船舶吃水，尾轴管内充油，抬高油箱可以调节油压，使之高于外部水压。根据船舶轴系的实际受力情况，考虑一些模糊因素的影响后，讨论轴系扭转振动许用应力的计算方法。通过计算结果可看出，所用方法是可行的。采用模糊优化评判方法后，考虑了轴系设计、加工、使用过程中的一些客观模糊因素和人的经验的影响，这样可使计算结果更接近实际情况。关键词：船舶轴系; 螺旋桨轴; 支承; 密封AbstractThe ships stalk mainly fasten from spread to move the s

4、talk (push the dint stalk, in the center stalk, the propeller stalk.etc.) The and spread to move the equipments ( the Contact. stalk machine, decelerate an etc. of wheel gear) and pay to accept the parts( push the dint bearings, in the center bearings, the tail tube bearings.etc.), tail to seal comp

5、letely the device and other enclosures etc. to constitute. Its main mission is to deliver the power of the host to the propeller, pushing the stalk that the propeller produce to at the same time the dint passes the ship body, to push the sport of the ships Therefore, the propeller can keep on the no

6、rmal operation, deciding dependable sex that fastens the work in the stalk to a large extent. The breakdown of the stalk department has generally two type: One is the axial some part occurrence crack or break; Two is a bearings to take place the hot empress to is burn bad. Cause the reason that the

7、stalk department break down very complex, mainly induce for the both side. Is a stalk to fasten oneself in the aspect existence (inside reason), such as structure, strength and material.etc. first;( inside of reason)It is the dint function( the exterior reason) to is a stalk the next in order outsid

8、e be subjected to in the operation excrescent. The stalk fasten usually outside inside the comprehensive function of the factor takes place the breakdown.The tail stalk tube seals completely various different technique solution. Use the single work (make) structure on the boat in the majority, A sta

9、lk of tail seals to protect the tail stalk tube not to enter the sea water. The tail stalk tube inside press to be decided by the ships to drink water, the tail stalk takes care of inside the oil of 充 , jack up the fuel tank and can regulate hydraulic-pneumatic, make of high in exterior water pressu

10、re.Fasten according to the ships stalk of is physically consider by the dint circumstance, the influence of some misty factors after, discuss the stalk department to turn round to vibrate to use in response to the calculation method of the dint. Pass the calculation result can see, is viable with th

11、e method. Adoption faintness after is excellent turn to adjudicate the method considered the stalk department design, process, use some objective and misty factors within processes and the persons empirical influences, can make compute thus the result even nears to the actual circumstance.Key words:

12、 The ships stalk department; Propeller stalk; Pay to accept; Seal completely1.前 言1.1 引言从20世纪80年代起，我国船舶业埋头苦干，从引进先进技术到自主开发，从借助境外渠道努力开拓国际市场，到扎扎实实提高竞争力，从90年代排名17追到当今世界第三，时至今日我国造船业在真刀真枪的国际竞争中打开了一条生路。当然，目前我国船舶工业还受到现有体制和政策的种种制约，企业管理和技术水平还有许多不足的地方，与世界造船强国还有很大差距，但不可否认它却是我国少有的可与发达国家竞争的行业。船舶推进装置对船舶营运的经济性起着决定性的

13、作用。在选择船舶推进系统时最重要的参数是投资费用、空间要求、推进效率或相应的燃油消耗率、可靠性和在船舶营运期间推进系统的有效利用率。为了保护环境还必须限制主、辅机排气和各种废料所造成的污染。在船舶推进装置的设计中，发动机、螺旋桨和船舶水动力特性之间的相互作用有特殊重要意义。只有考虑了它们的组合，而且整个系统配置为最佳时，船舶推进系统才称得上成本合理。当今民船上尽管仍有些船型使用蒸汽轮机或燃气轮机，但最广泛使用的推进系统采用的是二冲程和四冲程柴油机。此外，还存在柴-电或燃-电推进装置。最广泛采用的推进主机是低速二冲程柴油机。就已交付使用的新建船舶上装机总功率而言，低速柴油机所占份额，在过去20年

14、期间已从60%左右稳步增长到接近80%。中速和高速柴油机份额目前约为20%。过去几年蒸汽轮机和燃气轮机只占1-3%。大多数船舶装有固定螺距螺旋桨，通常由二冲程低速柴油机直接驱动。中速和高速柴油机推进装置在大多数情况下安装可调螺距螺旋桨，可调螺距螺旋桨现在的使用范围可以涵盖所有的功率和转速。另外，还有数种特殊设计的螺旋桨系统，对某些船型有其特殊优越性。它包括喷水推进器、平旋推进器、舵式推进器和吊舱式推进装置。2.方案分析根据轴段所处位置的不同，一般可分为螺旋桨轴，尾轴，中间轴和推力轴。有的中、小型舰船，布置在舷外的轴系较短螺旋桨轴和尾轴做成一个整体，不再分成两段，统称为尾轴。采用间接传动的推进系

15、统，推力轴通常设置在正倒车减速齿轮箱内，和齿轮箱做成一体，故此，不但设推力轴。尾轴的基本轴径略大于中间轴径，长度也比中间轴长一些。舷外浸在海水的轴干部分用玻璃钢环氧树脂包裹以防止海水的腐蚀。轴承部位镶有青铜轴套。托架轴承部位轴套的厚度比尾管轴部位的轴套要厚些，以便尾轴的拆装。尾轴管用铸钢件与无缝钢管焊接后在与船体焊接。尾轴管内设置有橡胶支承轴承，尾轴管前端设置有密封填料函，采用传统的进油盘根填料密封尾轴管，防止海水漏入船内。在中间轴的前端布置有刹车装置和轴的转速传感装置。轴系在舰船上的布置位置由主机和螺旋桨和布置位置确定直接传动轴系的轴系中心线和主机中心线重合，在间接传动轴系中，一般采用垂直异

16、心减速齿轮箱，因此轴系中心线要低于主机中心线，此时轴系的基准位置由齿轮箱输出法兰中心和螺旋桨中心确定。2.1主机的选择2.1.1所设计船主要参数：挪威船级杜 单层散货船排水量二千八百吨，长度七十八米，宽度十二点六米，吃水深度六点二米 ，船员数目十八人(包括船长) ，船速十海里。备选主机柴油机型号 A8V190ZL 6RTA48RT-BTRTflex60C输出功率 900（kW） 8730（kW）16520（kW）转速 1500（RPM） 127（RPM）114（RPM）气缸数 8缸，6缸6缸机组外型尺寸 230017742173（mm） 250019902670（mm）370026553528

17、（mm）机组重量 6200（kg） 7600（kg）10500（kg）A8V190ZL柴油发动机属高速发动机 本设计船为单轴散货船宜选低速柴油机 故不能选择此发动机。TRTflex60C 柴油发动机虽为低速发动机，输出功率大，但尺寸和重量过大不宜在中型散货船上使用。 故主机选择：6RTA48RT-B 低速柴油机一台，额定功率：8730，转速：127r2.2螺旋桨的选择螺旋桨质量有组合式和整体式两种不同的处理方式，二者质量相差20 。此外，考虑螺旋桨的附水质量。由于船的航速不同及吃水深度的差异，附水质量实际上是一个变量。按经验数据附水质量约为螺旋桨质量的l0 30 。由于螺旋桨质量在整个轴系中是

18、最大的集中质量，而螺旋桨悬臂重量又对轴承负荷分配影响较大。 经统计：散货船多用的大侧斜螺旋桨。本船采用的大侧斜螺旋桨直径D=5米，重为8吨，其重要特征是振动，噪声小。3.轴系设计计算3.1轴的材料选择轴选用:45钢回火 毛坯直径300500mm，硬度:162217 抗拉强度:=560屈服点:=280 弯曲疲劳极限:=225，扭转疲劳极限:=130 许用静应力：224N，需用疲劳应力：156173N 安全系数:k=1.8883.2 轴径的估算3.2.1 按有关规范确定传动轴基本轴径传动轴的基本轴径必须严格按有关规范确定。规范提出的轴径计算公式是考虑了轴的正常负荷以及上述航行中可能遇到的种种外来因

19、素，并分析总结了国内外轴系发生故障的原因后提出的经验公式，具有合适的安全系数，只要不发生强烈的扭转振动和横向振动，按它计算的轴段，一般不会发生断轴等强度事故。由于螺旋桨轴、推力轴、中间轴受力情况各有差异，故按规范计算的轴径是不同的。尾轴最小直径的计算=A 式中：D尾轴最小直径，mmN轴传递的最大功率，kWN 最大功率时的转速，rpmA 系数，对柴油机推进的船，A=60轴材料的系数，按下式计算：式中：材料屈服强度MPa计算得：=中间轴的直径由尾轴直径估算：D=0.87D=0.87455.308=396.118（mm）3.3轴的强度校核3.3.1轴系强度校核标准计算工况一般按规定主机最大功率时工况

20、进行计算计算部位轴系上最靠近螺旋桨的轴承支承点处和轴系上所有变截面处（包括法兰圆角，键槽等处）均应作应力分析和强度校核计算。根据应力分析，选择几个应力较大的“危险截面”进行校核。应力计算和合成应分别计算平均应力和交变应力，平均应力是平均应力引起的平均扭转应力和推力引起的压缩应力的和应力，交变扭转应力和变矩（包括推理偏心引起的弯矩）引起的弯矩应力的和应力。各交变应力必须单独乘以相应的应力集中系数。平均设计扭矩平均设计扭矩应按照最大功率时的扭矩再加一个附加扭矩进行计算。这一附加扭矩是船转向时迫使（螺旋桨）降速而产生的附加扭矩随推进装置的形式不同而不同。带齿轮箱的柴油机推进装置，附加扭矩为最大功率扭

21、矩的10%柴油机电力（交流）推进装置，附加扭矩为最大值公率扭矩的10%其他形式的推进装置，附加扭矩为最大功率扭矩20%弯曲应力弯曲应力应根据重力弯矩，校中安装附加弯矩和偏心弯矩形成的复合弯矩进行计算。i重力弯矩艉托架轴承支点处的重力弯矩是由螺旋桨和该支点后轴段及螺旋桨固定螺母等的悬臂重量所引起的。轴系上其余各点的重力弯矩应根据轴系校中分析计算选各种使用状态下的最大弯矩值。初步设计时，在没有轴系校中分析计算资料的情况下，可根据直线对中，按连续两求取个支点的重力矩值ii校中安装附加弯矩舷内轴系要考虑校中安装附加弯矩，重力弯矩所得弯矩应力加上一个附加弯矩应力。此附加弯矩应力一般取20对推力轴一般取1

22、5iii偏心弯矩假定尾轴个支点处偏心弯矩相等为定值，舷内轴系个支点处的偏心扭矩为零 见表（3.1）轴类别水面舰艇潜艇有尾轴架支承无尾轴架支承单轴多轴螺旋桨轴，尾轴M2M0M中间轴，推力轴0000轴系各支承点的位置尾轴承的位置及间距单轴系船舶，螺旋桨轴一般采用两道尾轴承支承。对于尾轴管较短的大型船舶，在尾轴中可以只设置一道后尾轴承，而在尾管前加设一道中间轴承（相当于前尾轴承），以支承螺旋桨轴。多轴系船舶尾轴承数目视船体尾型不同而异，对具有尾轴架的船舶，除尾轴管中设置尾轴承外，最末一道轴承设在尾轴架内。中间轴承的位置及间距中间轴承应设置在船体结构刚性较好变形较小的部位，如隔舱壁附近或强肋板处。对于

23、小型船舶可以直接将轴承设置在隔舱壁上。单轴系船舶，尾管内设有尾轴承。对于多轴系船舶，一般设有尾轴架，除尾管内设尾轴承外，在尾轴架内应设置轴承。故本船设计为，最靠近螺旋桨的轴承支承点的位置，由轴承后端向前取一倍轴径或四分之一轴承长度这两者之中之大值作为支承点，其他轴承均取轴承的中点作为支承点。交变扭转应力对柴油机来说，为0.04（轴材料的抗拉强度 ）应力集中系数见图（3.1）图（3.1）法兰盘处扭转应力集中系数法兰盘处弯曲应力集中系数轴系强度计算中安全系数见表（3.2）轴类别许用安全系数水面舰船（破冰船除外）破冰船潜艇单轴多轴螺旋桨轴2.03.52.252.0尾轴2.02.252.252.0中间

24、轴推力轴1.252.252.01.25需用设计应力轴表面弯曲应力（计入应力集中系数）应不超过413.3.2轴系强度的计算由于实船轴系受力的复杂性，目前国内外主要依靠规范的经验公式确定的轴径，还需进行强度校核。强度校核的方法有两种，一是在初步设计阶段，根据有关规范给定的经验公式对中间轴、螺旋桨轴等进行初步校核；二是在详细设计完成后，进行校中计算，确定整个轴系各截面的状态参数(剪力、弯矩、挠度、转角)；同时，通过扭转振动计算，确定轴段的扭转应力；然后，利用工程力学中的强度计算理论进行合成应力计算，确定轴系的安全系数，进行许用判断，完成轴系校核。值得注意的是，在轴系强度校核中，许用安全系数一般由经验

25、来确定，选择时应注意以下问题。1)轴的负荷情况。尾轴工作条件较中间轴差，安全系数应取得大一些；对刚性传动的轴系，由于受到发动机交变转矩负荷，材料易发生疲劳，故其安全系数也应取得比柔性传动的轴系大一些。2)材料性质及加工和装配质量。如选用合金钢，其安全系数较碳钢为高，因为前者对各种形式的凹槽、表面伤痕和轴径的突变较敏感，应力集中系数较高；若制造与装配不易达到要求，安全系数也应取大一些。有时，在有些情况下，尚需进行轴系压杆稳定性校核，因为轴系在承受轴向压力时，可能会丧失稳定性而导致弯曲破坏，特别是柔性轴。轴的力学分析a =1332mmb =c =1915mmT= FL=L= =竖直方向 式中：F轴

26、的重力，计算得出 F=85800N F=69100N水平压缩力 竖直受力图平均强度计算式中:由扭矩引起的平均扭转应力 C 附加扭矩系数P 轴系传递最大公率（kW）N 最大功率时周的转速（）轴抗扭截面模数（mm）D,d 轴的外径，内径 (mm)。其中计算：Nm压缩应力式中由推力引起的压缩应力 T 轴系承受的最大轴向力 N 水面舰 T=T=mT螺旋桨最大推力 NA 轴的截面积其中计算：合成平均应力按最大剪切应力理论计算式中合成平均应力 计算得：弯曲应力最靠近螺旋桨轴处的弯曲应力式中最靠近螺旋桨处弯曲应力最靠近螺旋桨处重力引起的弯矩计算时，轴承支点位置应按轴承强度规则计算偏心弯矩(Nmm) 按表（3

27、.1）计算轴抗变截面模数(mm)计算得：校核弯曲应力是否超过规定许用应力因此符合要求。交变扭转应力柴油机轴系 轴材料抗拉强度，合成交变应力按最大剪切应力理论计算合成交变应力 安全系数式中n安全系数 许用安全系数 见表（3.2）所以符合要求，安全。3.3.3轴的柔度当轴的计算柔度（）大于或等于周的极限柔度（）时，应进行轴系纵向稳定性校核计算。轴的计算柔度 式中：L轴的最大跨度 mm 当轴系中各轴及本轴径不同时，应分别对其最大跨距部分进行计算。i 轴截面惯性半径 mm轴的极限柔度式中E 轴材料弹性模数 轴材料比例极限 可近似的用轴屈服极限代替。4.联轴器选择法兰式联轴节，联轴节上螺栓均为过盈连接

28、5.密封装置皮碗式尾部密封装置 6.振动计算与测试从振动力学的角度来看，船舶轴系可以视为具有多个集中质量的弹性系统。柴油机气缸燃烧压力发生周期性变化，柴油机输出转矩包含两个成分：平均转矩和波动转矩。后者成为弹性系统的扰动源，引起轴系的扭转振动。在共振转速下工作时，扭转振动的振幅将大大增加，产生较大的扭振附加应力。规范推荐的轴径计算公式虽然考虑了扭振因素，但轴的扭振附加应力必须在许用范围之内，否则，就应采取减振或避振措施。同样，船舶轴系可视为多支承连续梁。在轴承之间跨距内会产生一定的挠度。由于螺旋桨和轴段机械加工的误差、材料密度不均匀以及安装缺陷等因素，使它们的中心实际上不在回转中心线上，轴回转

29、时会产生离心力。同时，由于螺旋桨的悬臂作用，会产生陀螺效应，轴在这种情况下长期运行，不仅严重敲击轴承导致过早损坏，而且还会引起船体振动和轴的折断。为此，必须校核回旋振动的固有频率，使之远离运转转速范围；否则，就要在轴系设计中采取措施加以改进，尤其对高速船舶的轴系，更要注意。扭转振动是脉动变化的激振扭矩引起，它使主机到螺旋桨的各轴杆元件6.1 轴系扭振许用应力计算及模糊性分析船舶轴系在运转时除存在弯曲应力和扭转应力外，还存在着不同程度的扭振附加应力。运转轴上的扭转应力，可看成一个周期性变化的应力，而扭振附加应力，则以交变应力的形式作用于轴系的扭转应力上。设轴系的扭振许用应力为，考虑扭振附加应力后

30、，轴系扭振疲劳强度许用应力为，轴系的最大扭转应力为，则三者的关系为=-, (1)在确定轴系扭振疲劳强度许用应力时，除要考虑材料扭振疲劳极限 外，还必须考虑机件的尺寸、形状变化的影响，并考虑一定的安全储备，这样有=(n )， (2)式中， 为轴系尺寸修正系数，主要由轴系基本轴径d决定，具体取值见表l；n 为疲劳强度安全系数，考虑对轴系静强度状态下的许用应力已留有安全储备，一般取为1.3;为材料疲劳强度极限；为应力集中修正系数，其计算公式为=1+ q(-1)， (3)式中，q为材料对应力集中的敏感性系数，一般取024042(主要考虑过渡圆角半径：3d5d对应力集中的影响)； 为理论应力集中系数，对

31、于碳钢轴系一般取为134165。确定的基本思想是以扭振附加应力循环特征-1，+1取左右极限值时材料的强度极限为基础，用线性插值法来确定的。即 =-1时，材料扭振疲劳强度取为；=+1时，材料扭振疲劳极限取为扭转屈服强度,则材料疲劳强度极限为 (4)轴系扭转应力最大值随运转工况而变化，近似与转速成平方关系变化，即取 (5)式中，r为轴系转速相当于额定转速的百分数，m为额定工况条件下轴系扭转应力的最大值，对碳钢制中间轴，船舶规范推荐取50。对中间轴而言，在r=11.0范围内，其扭振许用应力可表示为： （6）中间轴在r=00.8范围内瞬时通过扭振点的扭转许用应力，按规范推荐取为=x，x的确定取决于轴系

32、的具体结构及受力情况，一般取值范围为1.61.8。中间轴超速工况下(1 r115)的扭振许用应力，按船规推荐采用下列公式 (7)式中常数K 的取值范围一般为4O41；A、B的值主要取决于基本轴径d，其具体取值见表1。表6.1 系数和与基本轴径的关系基本轴径1002003004005006007001.1761.2101.2441.2781.3121.3461.380A1.681.631.581.542.501.4651.430B3.804.124.404.805.165.576.05在上述分析计算公式中，材料强度极限、；轴系应力集中修正系数及系数K、q、x的确定都与轴系的设计水平、制造水平、材

33、料质量、使用条件等几个方面的因素有关。在考虑这些因素的模糊性后，参数的取值从完全允许到完全不允许间，应有一个中间过渡过程。如扭振附加应力循环特征时，碳钢轴扭振疲劳强度极限取为026船舶规范规定材料拉伸强度取下限值440MPa，而实际锻钢轴的根据材料质量、设计制造水平可取4OO600MPa。这里材料质量好坏、设计制造水平高低本身是模糊的，从而使得 变成一个模糊变量。因此，可根据实际情况，用模糊优化评判的方法来确定扭振许用应力。6.2 模糊变量的确定在机械模糊优化计算中，模糊变量的上下界常采用增扩系数法确定。增扩系数法是在充分考虑常规设计规范、实际设计条件和设计经验的基础上，通过引进增扩系数 (包

34、括上增扩系数 和下增扩系数 )来确定过渡区间上下界的一种方法。6.3 计算与结果分析设有某船用锻钢中间轴基本轴径为350mm，采用整体连接法兰，其扭振许用应力的模糊优化计算过程如下。6.3.1 最优设防水平的确定先利用模糊综合评判法确定最优设防水平值，设的备择集为=(0.0，0.1，0.2，0.3，0.4，0.5，0.6，0.7，0.8，0.9，1.O)，模糊因素集为U = (u1，u2，u3，u4)，影响轴系扭振许用应力最优设防水平值的主要模糊因素及其等级见表2所列。表6.2 模糊影响因素及其等级划分影响因素等 级12345设计水平u1材料质量u2制造水平u3使用条件u4高好高好较高较好较高

35、较好一般一般一般一般较低较差较低较差低差低差设轴系设计水平较高，制造厂水平较高，材料质量好，使用条件较好，于是得单因素评判矩阵为按各因素的影响程度给出权重集 =(O.15，0.25，0.40，0.20)，于是得模糊综合评判集为=(O.025，0.095，0.375，0.730，0.925，0.950，0.805，0.580，0.230，0.055，0.000)，由加权平均法求得最优设防水平值为6.3.2 中间轴扭振许用应力的计算根据实际情况，由增扩系数法确定的模糊变量值如表3。表6.3 模糊变量值模糊变量取值范围优化值114.4120.40138145.231.341.651.4871.61.

36、81.6950.240.420.326404140.476在式(6)中代人模糊变量的优化值得中间轴扭振许用应力为(8)式(8)中r可选取不同工况代人，还有两个未知数和，还无法求解，必须引进应力循环特征的辅助方程。应力循环特征与和的关系如下中间轴在r=00.8范围内瞬时通过扭振点的扭转许应力及超速工况下扭振许用应力分别为利用式(8)(11)，经计算可得不同转速下的扭振许用应力，结果见表4，相应的扭振许用应力对比曲线如图示。表4中规范值是指按中国船级社海船人级与建造规范推荐公式计算所得的扭振许用应力值，其具体公式如下。表6.4 不同工况下中间轴扭转振动许用应力r规范值优化值规范值优化值规范值优化值

37、0.00.20.30.40.50.60.70.80.91.01.051.101.1559.5558.0056.0853.3749.9045.6540.6434.8528.2820.9563.3761.7859.7856.9753.3548.8843.5737.4030.3422.39101.2398.6095.3390.7484.8377.6069.1059.24107.41104.72101.3396.5690.4382.8573.8563.3943.3052.5159.5845.9955.6463.05在Or1.0中间轴持续运转扭振许用应力为= (70.40.03ld)一(45.6 0.0

38、2d)r；在Or0.8时，中间轴瞬时扭振许用应力为在1r1.15时，中间轴超速运转扭振许用应力为= (24.9-0.Olld)+ (117.7-0.052d)，式d为中间轴基本直径，单位mm。6.3.3 计算结果分析从计算结果可以看出，模糊优化计算值比船舶规范推荐公式计算值总体有所增大，其原因主要有两方面：一是考虑材料质量、设计制造水平、使图（6.1）船舶规范计算值与优化计算值比较用条件等模糊因素的实际情况后，可将轴系扭转振动许用应力适当放宽；二是因为船规推荐公式是按轴系在一般或较差条件下得到的，留有较大的安全裕度，如船规公式中的强度极限就取了下限值。从计算结果还可看出，r=1.15时，轴上所

39、允许的扭振附加应力与r=0时基本相同。这是因为，超速工况下轴系所传递的扭矩随转速升高而下降，当转速达到额定转速的115%时，轴上所传递的扭矩为零或基本接近零。这一点也充分说明了计算过程及计算结果的正确性。7 结论通过本论文设计后得出以下结论：主机选择：6RTA48RT-B 低速柴油机一台，额定功率：8730，转速：127r螺旋桨的选择：本船采用的大侧斜螺旋桨直径D=5m，重为8t，其重要特征是振动，噪声小。轴材料的选用：45钢回火，毛坯直径 300500mm尾轴最小直径: =455.308mm中间轴的直径: D=396.118mm联轴器: 选择法兰式联轴节，联轴节上螺栓均为过盈连接。密封装置:

40、选用皮碗式密封装置。根据船舶轴系的实际受力情况，考虑一些模糊因素的影响后，讨论了轴系扭转振动许用应力的计算方法。采用模糊优化评判方法后，考虑了轴系设计、加工、使用过程中的一些客观模糊因素和人的经验的影响，这样可使计算结果更接近实际情况。采用模糊优化评判方法后，考虑了轴系设计、加工、使用过程中的一些客观模糊因素和人的经验的影响，这样可使计算结果更接近实际情况。总之，船舶轴系设计在船舶动力装置设计中占有极其重要的地位，在设计过程中，考虑上述诸因素的影响，使设计更加合理和优化，提高船舶轴系的可靠性，改善船舶航行安全性，使船舶获得更好的经济性。参考文献1 朴申哲等.高新技术与舰艇武器装备的发展.海军工

41、程学院 19952 许维竞.流体力学.国防工业出版社 19793 邵世明等.船舶阻力.国防工业出版社 19954李世漠.兴波阻力理论基础.人民交通出版社 19865程天柱等.兴波阻力理论及其在船型设计中的应用.华中理工大学出版社 19876FH.Todd,Series,60 Methoddical Experiments with Models of Single-Screw Merchant Ships.DTMB 19637M.Gertler.A Rernalysis of the Original Test Data for the Taylor Stendard Series ,DTMB

42、,Repot 19868王国强，盛振邦.船舶推进.国防工业出版社 19859吴会泉.舰船燃气轮机动力装置.海军工程学院 199310龚建政.船用燃气轮机推进装置结构.海军工程学院 199211舰艇气轮机结构.海军舰艇机电教材 198012Janes Fighting Ships,London,Janes Publishing Company Ltd 198113朱树文.船舶动力装置原理与设计.国防工业出版社 198614张乐天.民用船舶动力装置.人民交通出版社 198515崔朗然.舰船柴油机动力装置（修订本）.国防工业出版社 198116陈国钧.舰船柴油机动力装置.大连海事大学出版社 199617高鹗，任文江.船舶动力装置设计.上海交通大学出版社 198118初纶孔.柴油机供油与雾化.大连理工大学出版社 198919唐开元.内燃机原理.海军工程学院 199220施亿生，谢绍惠.船舶电站.国防出版社 198121船舶动力技术现状与发展.中国船舶工业总公司22王国强等.简易导管螺旋桨.中国造船 197823荷兰船模水池B型螺旋桨系列新图谱.哈尔滨船舶工业学院