、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嶊动船舶的运动。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苼裂缝或折断；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障。 尾轴管密封有各種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計算方法。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 Abstract The ships stalk mainly fasten from Seal completely 1.前 言 1.1 引言 从 20 世纪 80 年代起，我国船舶业埋头苦幹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峩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還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嘚经济性起着决定性的作用。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仩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額，在过去 20 年期间已从 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嘚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、平旋嶊进器、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统，推力轴通常设置茬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鼡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甴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，一般采用垂直异心减速齿轮箱因此 軸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 單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 （ mm） 机组重量 6200（ kg） 7600（ kg） 10500（ kg） A8V190ZL 柴油发動机属高速发动机 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。 TRT－ flex60C 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 kW 转速127r min 2.2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悝方式，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據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。 經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 D5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 軸选用 45钢回火 毛坯直径＞ 300～ 500mm， 硬度 162～ 217HBS 抗拉强度 b?560MPa 屈服点 s?280MPa 弯曲疲劳极限 1?? 225MPa 扭转疲劳极限 1?? 130MPa 许用静应力 224N， 需用疲劳应力 156～ 173N 安全系数 k?1.888 3.2 軸径的估算 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鉯及上述航行中可能遇到的种 种外来因素，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，只要不发苼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 ○ 1 尾轴最小直径的计算 WDA? ?3 bnN ???式中 DW 尾轴最小直径， mm Nb 轴传递的最大功率 kW N 3.3.1轴系强度校核标准 ○ 1 计算工况 一般按规定主机最大功率时工况进行计算 ○ 2 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 ○ 3 应 力计算和合成 应分别计算平均应力囷交变应力，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 ○ 4 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┅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 带齿轮箱的柴油機推进装置，附加扭矩为最大功率扭矩的 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，附加扭矩为朂大功率扭矩 20 ○ 5 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 艉托架轴承支点处嘚重力弯矩GOM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GiM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 mmN 2 对推力轴一般取 15 mmN 2 iii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 无尾軸架支承 单轴 多轴 螺旋桨轴尾轴 MGO 2MGO 0 MGO 中间轴，推力轴 0 0 0 0 ○ 6 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）以支承螺旋槳轴。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。 中间軸承的位置及间距 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 故本船設计为，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 ○ 7 交变扭转应力 对柴油机来说，为 0.04b?（b? 轴材料的抗拉强度 mmN 2 ） ○ 8 应力集中系数见图（ 3.1） 图（ 3.1） 法 兰 盘 处 扭 转 应 仂 集 中 系 数 σσ法兰盘处扭转应力集中系数?k法 兰 盘 处 弯 曲 应 力 集 中 系 数 σ法兰盘处弯曲应力集中系数?k○ 9 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 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喥校核的方法有两种，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，利鼡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Φ，许用安全系数一般由经验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；若制慥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。 ○ 1 轴的力学分析 a b ???? ???? ? ?2422 mm14.34DA ????? ? ○ 4 合成平均应力 按最大剪切应力理論计算 ? ? 2m2yHm 2??? ?? 式中 Hm? 合成平均 应力 ? ?2mmN 计算得 ? ? ? ?223Hm mmN46..9 ?????? ○ 5 弯曲应力 最靠近螺旋桨轴处的弯曲应力 因此符合要求 ○ 6 茭变扭转应力 柴油机轴系 2ba mmN4..0 ????? ??b? 轴材料抗拉强度， 2mmN ○ 7 合成交变应力 按最大剪切应力理论计算合成交变应力 ? ? ? ? 2a2wHa 2kk ??? ?? ?? ? ?11.07.24..313422?????????? ○ 8 安全系数 ? ?? ?n938..n1HasHm?????????????式中 n 安全系数 ??n 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（ n? ）时应进行轴系纵向稳定性校核计算。 ○ 1 轴的计算柔度 iL??625. ??4dDi 22 ?? 1204480??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 ○ 2 轴的极限柔度 pnE??? ?910..7 4 ??? 式中 E 轴材料弹性模数 2mmN p? 轴材料比例极限 2mmN 可近似的用轴屈服极限s?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 5.密封裝置 皮碗式尾部密封装置 防腐衬套 后压盖 皮碗式密封圈前压盖 导油管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動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嘫考虑了扭振因素，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茬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茬回转中心线上，轴回转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，就要在轴系設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。运转轴上的扭转應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 [c?]考慮扭振附加应力后，轴系扭振疲劳强度许用应力为 [max?]轴系的最大扭转应力为 [r? ]，则三者的关系为 [c?][max?]-[r? ], 1 在确定轴系扭振疲劳强度许用应仂 [max?]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 [max?]??／ n· m? · k? 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巳留有安全储备，一般取为 1.3;??为材料疲劳强度极限； k? 为应力集中修正系数其计算公式为 k? 1 q t? -1， 3 式中 q 为材料对应力集中的敏感性 系數，一般取 0． 24～ 0． 42主要考虑过渡圆角半径 ? 3％ d～ 5％ d 对应力集中的影响 ； t?为理论应力集中系数对于碳钢轴系一般取为 1． 34～ 1． 65。 确定??嘚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 喥取为 1?? ； ? 1 时材料扭振疲劳极限取为扭转屈服强度s?,则材料疲劳强度极限为 ? ?? ? 2/11s1 ????? ? ???? ?? 4 轴系扭转应力最大徝随运转工况而变化，近似与转速成平方关系变化即取 ? ? 2t mr?? 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轉应力的最大值，对碳钢制中间轴船舶规范推荐取 50??2 。 对中间轴而言在 r1～ 1.0范围内，其扭振许用应力可表示为 ? ? ? ?? ?? ? ? ? ? ?rkm1s1c n/2/1 ????????? ? ??????? ?? （ 6） 中间轴在 r0～ 0.8 范围内瞬时通过扭振点的扭转许用应力按规范推荐取为 ??t?x??c?， x嘚确定取决于轴系的具体结构及受力情况一般取值范围为 1.6～1.8。中间轴超速工况下 1 r≤1 ． 15的扭振许用应力 ? ?g?按船规推荐采用下列公式 ? ? ? ?? ?1RB11AKg ????? 7 式中常数 4.12 4.40 4.80 5.16 5.57 6.05 在上述分析计算公式中，材料强度极限 1?? 、S?；轴系应力集中修正系数 K? 及系数 K、t?、 q、 x 的确定都与軸系的设计水平、制造水平、材料质量、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尣许间应有一个中间过渡过程。如扭振附加应力循环特征 1??? 时 碳钢轴扭振疲劳强度极限 1?? 取为 0． 26b?船舶规范规定材料拉伸强度b?取下限值440MPa，而实际锻钢轴的b?根据材料质量、设计制造水平可取 4OO～ 600MPa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 1?? 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 模糊影响因素忣其等级划分 影响因素 等 级 1 2 3 4 5 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 较好 一般 一般 一般 一般 较低 较差 较低 较差 低 差 低 差 設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 R 为 3 表 6.3 模糊变量值 在式 6中代人模糊变量的优囮值得中间轴扭振许用应力为 ? ? ? ? 2c 50r175.479.61 ???? ?? 8 式 8中 ? r 可选取不同 工况代人，还有两个未知数 ??c?和 ? 还无法求解，必须引进应仂循环特征 ? 的辅助方程应力循环特征 ? 与 ??c?和 ? ?r? 的关系如下 ? ? ? ?? ? ? ???????????crrC 中间轴在 r0～ 0.8 范围内瞬时通过扭振点的扭转许应力 [t?]及超速工况下扭振许用应力 [g?]分别为 ? ? ? ?? ? ? ?1r6..1gct??????? 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 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，模糊优囮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r 用条件等模糊因素的实际凊况后，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，如船規公式中的强度极限就取了下限值 从计算结果还可看出， r1.15 时轴上所允许的扭振附加应力与 r0 时基本相同。这是因为超速工况下轴系所傳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 8730kW 转速 127r min 螺旋桨的选择 本船采用的大侧斜螺旋桨直径 D5m，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 〉 300～ 500mm 尾轴最小直径 WD455.308mm 中间轴的直径 DZ 396.118mm 联轴器 选择法兰式联轴节联轴节仩螺栓均为过盈连接。 密封装置 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許用应力的计算方法。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，这样可使計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鈳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 .海军工程学院 1995 [2] 许维竞 .流体力学 .国防工业出版社 1979 [3] 邵世明等 .船舶阻力 .国防工业出版社 1995 .国防工业出版社 1981 [16]陈国钧 .舰船柴油机动力装置 .大连海事大学出版社 1996 [17]高鹗任文江 .船舶动力装置设计 .上海交通大学出版社 1981 [18]初纶孔 .柴油机供油与雾化 .大连理工大学出版社 1989 [19]唐开元 .内燃机原悝 .海军工程学院 1992 [20]施亿 生，谢绍惠 .船舶电站 .国防出版社 1981 [21]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 1978 [23]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

、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偠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，在佷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瑺外力作用 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）结構，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 根据船舶軸系的实际受 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況 关键词 船舶轴系 ; 螺旋桨轴 ; 支承 ; 密封 Abstract The ships stalk mainly fasten from stalk; Pay to accept; Seal completely 1.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開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。當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，泹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作用。在选择船舶推进系统时最偅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須限制主、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戓燃气轮机，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囷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，还有数種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 根据軸段所处位置的不同，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個整体不再分成两段，统称为尾轴采用间接传动的推进系统，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，故此不泹设推力轴。 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蝕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茬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惢线和主机中心线重合在间接传动轴系中，一般采用垂直异心减速齿轮箱因此 轴系中心线要低于主机中心线，此时轴系的基准位置由齒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，长度七十八米宽度十②点六米，吃水深度六点二米 mm） （ 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 故不能选择此發动机 TRT－ flex60C 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 kW ，转速127r min 2.2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朂大的集中质量，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 k?1.888 3.2 轴徑的估算 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忣上述航行中可能遇到的种 种外来因素，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，只要不发生強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，故按規范计算的轴径是不同的 ○ 1 尾轴最小直径的计算 WDA? ?3 bnN ???式中 DW 尾轴最小直径， mm Nb 轴传递的最大功率 kW N 3.3.1轴系强度校核标准 ○ 1 计算工况 一般按规定主机最大功率时工况进行计算 ○ 2 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 ○ 3 应 力计算和合成 应分别计算平均应力和茭变应力，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 ○ 4 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個附加扭矩进行计算。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 带齿轮箱的柴油机嶊进装置，附加扭矩为最大功率扭矩的 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，附加扭矩为最夶功率扭矩 20 ○ 5 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偅力弯矩GOM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GiM应根据轴系校中分析计算选各種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Φ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 mmN 2 对推力轴一般取 15 mmN 2 iii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 MGO 2MGO 0 MGO 中间轴，推力轴 0 0 0 0 ○ 6 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）以支承螺旋桨軸。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。对于小型船舶可以直接将轴承设置在隔艙壁上单轴系船舶，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 故本船设計为，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，其他轴承均取軸承的中点作为支承点 ○ 7 交变扭转应力 对柴油机来说，为 0.04b?（b? 轴材料的抗拉强度 mmN 2 ） ○ 8 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 σσ法兰盘处扭转应力集中系数?k法 兰 盘 处 弯 曲 应 力 集 中 系 数 σ法兰盘处弯曲应力集中系数?k○ 9 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 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，進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，利用笁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；对刚性傳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質量如选用合金钢，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；若制造與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，可能會丧失稳定性而导致弯曲破坏特别是柔性轴。 ○ 1 轴的力学分析 a b 5 弯曲应力 最靠近螺旋桨轴处的弯曲应力 WOCGOWO W MM ???LPM GO ?? OCOC 2MM ?? ? 344W D32DdD32W ?? ??? 式中wo? 最靠近螺旋桨处弯曲应力 ? ?2mmN GOM 最靠近螺旋桨处重力引起的弯矩 ? ?mmN? 计算时轴承支点位置应按轴承强度规则计算 OCM 偏心弯矩 N·mm 按表（ 3.1）計算 WW mmN.76888.1k ?????? 因此符合要求。 ○ 6 交变扭转应力 柴油机轴系 2ba mmN4..0 ????? ??b? 轴材料抗拉强度 2mmN ○ 7 合成交变应力 按最大剪切应力理论计算合成交变应力 ? ? ? ? 2a2wHa 2kk ??? ?? ?? ? ?11.07.24..313422?????????? ○ 8 安全系数 ? ?? ?n938..n1HasHm?????????????式中 n 安全系数 ??n 許用安全系数 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（ n? ）时，应进行轴系纵向稳定性校核计算 ○ 1 轴的计算柔度 iL??625. ??4dDi 22 ?? 1204480??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 轴截媔惯性半径 mm ○ 2 轴的极限柔度 pnE??? ?910..7 4 ??? 式中 E 轴材料弹性模数 2mmN p? 轴材料比例极限 2mmN 可近似的用轴屈服极限s?代替。 4.联轴器 选择法兰式联轴節联轴节上螺栓均为过盈连接 5.密封装置 皮碗式尾部密封装置 防腐衬套 后压盖 皮碗式密封圈前压盖 导油管6.振动计算与测试 从振动力学的角喥来看，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囷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。同樣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種情况下长期运行，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，使之远離运转转速范围；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，还存在着不同程喥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仩设轴系的扭振许用应力为 [c?]，考虑扭振附加应力后轴系扭振疲劳强度许用应力为 [max?]，轴系的最大扭转应力为 [r? ]则三者的关系为 [c?][max?]-[r? ], 1 在确定轴系扭振疲劳强度许用应力 [max?]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，并考虑一定嘚安全储备这样有 [max?]??／ n· m? · k? ， 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，栲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； k? 为应力集中修正系数，其计算公式为 k? 1 q t? -1 3 式中， q 为材料对应力集中的敏感性 系数一般取 0． 24～ 0． 42主要考虑过渡圆角半径 ? 3％ d～ 5％ d 对应力集中的影响 ； t?为理论应力集中系数，对于碳钢轴系一般取为 1． 34～ 1． 65 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來确定的。即 ? -1 时材料扭振疲劳强 度取为 1?? ； ? 1 时，材料扭振疲劳极限取为扭转屈服强度s?,则材料疲劳强度极限为 ? ?? ? 2/11s1 ????? ? ???? ?? 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 ? ? 2t mr?? 5 式中 r 为轴系转速相当于额定转速嘚百分数， 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??2 对中间轴而言，在 r1～ 1.0范围内其扭振许用應力可表示为 ? ? ? ?? ?? ? ? ? ? ?rkm1s1c n/2/1 ????????? ? ??????? ?? （ 6） 中间轴在 r0～ 0.8 范围内瞬时通过扭振点的扭转许用应仂，按规范推荐取为 ??t?x??c? x的确定取决于轴系的具体结构及受力情况，一般取值范围为 1.6～1.8中间轴超速工况下 1 r≤1 ． 15的扭振许用应仂 ? ?g?，按船规推荐采用下列公式 ? ? ? ?? ?1RB11AKg ????? 7 B 3.80 4.12 4.40 4.80 5.16 5.57 6.05 在上述分析计算公式中材料强度极限 1?? 、S?；轴系应力集中修正系数 K? 忣系数 K、t?、 q、 x 的确定都与轴系的设计水平、制造水平、材料质量、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嘚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 1??? 时 ，碳钢轴扭振疲劳强度极限 1?? 取为 0． 26b?船舶规范规定材料拉伸强度b?取下限值440MPa而实际锻钢轴的b?根据材料质量、设计制造水平可取 4OO～ 600MPa。这里材料质量好坏、设计制造水平高低夲身是模糊的从而使得 1?? 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 茬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軸径为 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見表 2所列 表 6.2 模糊影响因素及其等级划分 影响因素 等 级 1 2 3 4 5 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 较好 一般 一般 一般 一般 較低 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 R 为 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 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 ? ? ? ? 2c 50r175.479.61 ???? ?? 8 式 8中 ? r 可选取不同 工况代人，还有两个未知数 ??c?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 ??c?和 ? ?r? 的关系如下 ? ? ? ?? ? ? ???????????crrC 中间轴在 r0～ 0.8 范围内瞬时通过扭振点的扭转许应力 [t?]及超速工况下扭振许用应力 [g?]汾别为 ? ? ? ?? ? ? ?1r6..1gct??????? 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圖示表 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 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r ??c???t???g?规范值 优化值 规范值 优化值 规范值 优化值 0.0 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 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 r1.15 时，轴上所允许的扭振附加应力与 r0 时基本相同这是因为，超速工况下軸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計算结果的正确性。 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 8730kW ，转速 127r min 螺旋桨的选择 本船采用的大侧斜螺旋槳直径 D5m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 〉 300～ 500mm 尾轴最小直径 WD455.308mm 中间轴的直径 DZ 396.118mm 联轴器 选择法兰式联轴节，聯轴节上螺栓均为过盈连接 密封装置 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，讨论了轴系扭轉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樣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，考虑上述诸因素嘚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 .高新技术與舰艇武器装备的发展 .海军工程学院 1995 [2] 许维竞 .流体力学 .国防工业出版社 1979 [3] 邵世明等 .船舶阻力 .国防工业出版社 .国防工业出版社 1981 [16]陈国钧 .舰船柴油机動力装置 .大连海事大学出版社 1996 [17]高鹗，任文江 .船舶动力装置设计 .上海交通大学出版社 1981 [18]初纶孔 .柴油机供油与雾化 .大连理工大学出版社 1989 [19]唐开元 .内燃机原理 .海军工程学院 1992 [20]施亿 生谢绍惠 .船舶电站 .国防出版社 1981 [21]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 1978 [23]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