最新动装设计课件第2章第6节ppt课件.ppt

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1、 固定油盘式滑动中间轴承一般只适用于轴的最大线速度在8m/s左右的旋转轴系，不适用于高转速的轴系。 2）选用方法 在轴系设计时，滑动式中间轴承一般不作专门计算，其轴承的尺寸和构造按母型选取。 工作长度: (根据轴颈直径d决定） L0=（0.81.2）d 一般L0 /d=1,鉴于轴承单位承载能力的提高，可取0.70.8。轴瓦厚度一般23mm。 轴瓦与轴颈之间的间隙： =0.001d+0.1 mm 极限间隙： j=2.5 mm 其滑油的油温不超过5560C，轴承温度升高主要是填料函对轴产生摩擦所致。 3)性能的校核 润滑性能的校核是从承载能力、最小油膜厚度及温度等几项指标来进行。 (1)承载能力

2、一般用比压p来限定。为了不使滑油在工作时被挤出而引起摩擦偶件的过渡磨损，轴承单位面积的比压p应满足以下的要求： 式中： P轴承的载荷，N； d轴承的轴颈，cm； L轴承的工作长度，cm。2/8 .58cmNdlPp (2)最小油膜厚度 中间轴与轴承的最小油膜厚度应满足以下条件： 式中：f1、f2分别为轴颈和轴瓦加工表面的粗糙 度，按机修手册有关部分选取。 K考虑到表面几何形状不准确和零件变形 的工作可靠系数，一般取K2。 (3)轴承工作时的温度升高度 对于轴转速较高的轴承，除限制其比压外，还必须限制轴承的温度不超过许用值，具体校验办法参考机修手册有关部分。中间滑动轴承其温度一般不超过60C；油

3、环式滑动轴承限制使用线速度为3m/s ；油盘式滑动轴承限制使用线速度为8m/s。)(21minffKh 2滚动式中间轴承 滚动式中间轴承一般用于小轴径的轴系。为了拆装方便，通常采用带有紧定套的双列向心球面滚子轴承。 3滑动与滚动轴承的特点比较 滑动轴承 优点：结构简单，工作较可靠；承受载荷较大，抗振抗冲击性好；安装修理方便；制造成本低。 其缺点：摩擦系数大；必须有一定的间隙才能正常工作，转速和载荷变化过大时难于形成较佳的承载油膜；润滑与维护保养麻烦。 滚动轴承 优点：摩擦损失小，无须冷却，滑油消耗少；轴承有自动调整能力；修理时便于更换，并可直接在市场购置。 其缺点：工作噪声大；轴系为非剖分式，

4、为能安装，中间轴至少一端要采用可拆联轴节；承载能力小；安装工艺要求高。 在选择中间轴承时，要根据轴的粗细、负荷的大小、船舶的结构与要求，按其特点进行选择。 二、滑动式推力轴承 船用推力轴承是船舶动力装置中不可缺少的重要组成部分。他承受螺旋桨产生的轴向推力，并传给船体，使船舶在水中运动，同时，它还承担推力轴的径向负荷。 有些直接传动的主推进装置，以大型低速柴油机作主机，其主机自带推力轴承；带有减速箱的推力装置，其推力轴承一般设在减速箱内。对于这类轴系，一般不需再设推力轴承。但是，不少船舶主机采用中速机，其机内未设专门的推力轴承，故必须单独配置推力轴承。推力轴承有滑动式和滚动式两种型式。对于大、中

5、型船舶，目前均采用滑动式推力轴承。滚动式推力轴承只有一些小型船舶上才使用，故不作介绍，可参看有关资料。下面介绍滑动式推力轴承。 1、原理与结构 图2-6-3是一种国内最常用的滑动式推力轴承，也称其为动块式（或“米契尔”式）推力轴承。推力轴两端的法兰（图中未画出）分别与主机输出法兰和中间轴法兰连接，轴中部设有一个推力环18，环的两侧各安置一组独立的扇形推力块13用来承受轴向推、拉力。其中的推力块均匀分布在推力环前、后端圆环面积上，承受螺旋桨的正车与倒车推力，每块推力块在其与推力环的接触面上都浇有白合金。背面设有硬化的顶头，偏心地支承在支撑垫4上。当推力环按某一方向旋转时，滑油由推力环引到推力块上

6、。滑油对推力块的压力中心与支承点是不重合的，这样推力T和反作用力R形成一对力偶而倾斜，因而使推力块自行调整到一定的倾斜度形成楔形油膜，使推力T的中心向反作用力移动，当推力T与反作用力R重合在一条直线上，即平衡时，推力块保持一定的倾斜度稳定，从而得到液体动力润滑。图2-6-4为油楔形成的工作原理图。 每个推力轴承的推力块，都自行调整形成油楔，实现液体润滑，使推力轴承的承载能力大大增加。 为了达到较好的润滑，在轴承盖上安装有刮油器6（图2-6-3），它将推力环带起的油刮下输送到有关的润滑部位。多余的滑油流回轴承座的油池。轴承下部外壳上安置透明的油位表14，可供观察油位。上方安放有温度表15，在推力

7、轴承两端部则设有挡油盖10、16，并在其中填入毛毡环，防止滑油外漏。油池内设置独立的冷却水管17，引入舷外水，冷却滑油。 2主要参数的选择 1）推力块的数目： 一般取z=612块。 2）有效面积系数： 是指推力块有效面积与理论环形面积的比值（见图2-6-5），即 m=zQ/（2） 试验表明：一般取m=0.50.9（对自然润滑的轴承取下限，强制循环取上限）。 3）推力块的尺寸比： 推力块的内、外半径的比r/R，一般取0.50.7；其长宽比l/b：一般摆动式推力块可取1.01.25。图中l为推力块平均半径处圆弧长；b为推力环宽度。 4）偏心距e： 目前世界各国对e的大小选择是不一样的，一般e值0.

8、05l0.10l的范围。我国所编制的推力轴承标准取e=0.8l。 我国船用推力轴承的结构已基本定型，其外形尺寸及技术数据，可据我国的CB标准确定，参见表2-6-1。 注：TZ自然润滑的滑动推力轴承； TQ强制循环润滑的平衡块滑动推力轴承。 型 号轴颈直径DZ（mm）最大使用推力Pmax（N ）最大使用推力时的转速n（r/min）推力块承压面积F（cm）推力块与推力环之间的总间隙（mm）推力块数目Z推力环直径D（mm）TZ140140600003006003900.40.66340TZ160160900002006006000.40.66410TZ1801801200002006006600.5

9、0.76430TZ2002001600001805007500.50.76470TZ22022020000018050010050.50.76520TZ28028030000012035015300.650.86640TQ25025040000025055016650.808600TQ28028050000025055020000.908670TQ30030060000020052023400.908710表2-6-1 推力轴承的尺寸参数 3尺寸的校验和计算 在主要结构尺寸参数选定后，一般尚须校验推力块和推力环接触时的单位面积的压力Pm（比压）和推力环的应用应力。 Pm可按下式效验： Pm=T

10、/F1 N/cm式中：T螺旋桨的总推力，N ； F1推力块总面积，cm。 Pm的计算结果应符合以下数据范围： 自然润滑的推力轴承，Pm=150200N/cm 强制润滑的推力轴承，Pm=200350 N/cm 对于推力环的尺寸是否选择正确，可按下式进行效验，即使其最大应力不超过应力许用值。 式中：许用应力，N/cm s材料的屈服极限，N/cm 系数，见图2-6-6。 在推力轴承计算时，先根据经验公式的数据确定推力块的数量Z与R、r的关系。 若取l=b 则l=R-r 推力块的平均半径 smpBR2 . 0)(22rRrm 令l为两推力块的距离，则周长为： Z(l+l)=2rm (原书误为r) 因此

11、： Z(l+l)=2(R+r)/2 即 又根据经验公式，取m=0.85，则得： 故l=0.1765l (原书误为0.175l) 将l代入上式得： Z=(R+r)/(l+0.1765l)= (R+r)/1.1765(R-r) (原书误为0.175l) 原书误为1.175(R-r) 根据以上推导出的Z和R、r之间的关系式，即可进行轴承的计算。计算步骤如下： llrRZ) (85. 0285. 0llzrzlm 1）推力T： 按螺旋桨推力计算式求得： N 式中：0螺旋桨的效率； Peb主机的标定功率，kW ； Vs船舶的航速；kn。 2）推力块总面积F1： cm式中：pm许用比压，一般pm250N/

12、cm。 3）推力环圆环面积F2： cm02 .1945sebVPT1mpTF 85. 0/12FF 4）推力块的内半径r： cm 式中：r0是轴颈的半径，cm。 5）推力块的外半径R： R=(F2+r2)/ cm cm 6）推力块的数目Z： Z= (R+r) /1.1765(R-r) (原书误为1.175(R-r) 计算所得的Z值如非整数时，则将其修正成整数Z。005. 1rr )(222rRF 7）修正后的Z值，欲保持r不变，则R应变成R： R=r(1.1765Z+)/(1.1765Z-) cm (原书误为1.175Z) 8）推力块总面积F1变成F1： cm 此时实际承受的比压为： N/cm

13、 9）推力环平均直径处的圆周速度v： m/s式中：dT推力环的直径，m； dZ轴颈直径，m； n轴的转速，r/min 。)(85. 0221rRF/1FTpmnddvZT)120( 10）推力环厚度B： cm 11）两端支承轴承的长度尺寸L： L=dz cm 12）推力轴承的外形长度尺寸L0： cm 13）推力轴承的高度H： 对于压力润滑 H=2.5R cm 对于单独润滑 H=4R cm 14）推力轴承的宽度B0： B0=（2.53.0）R cmTdB)145. 0133. 0()(20LRL 一般除进行上述计算外，还应校核轴承的油膜厚度hmin。应使hmin符合以下规定： hminy+0.0

14、1 cm 式中：y推力环最大挠度， cm。 式中：系数（查图2-6-6）； E材料弹性模数，N/cm； B推力环厚度， cm 。cmBERpym34式中：K 系数，按图2-6-7选取； F0 一个推力块的面积，cm； n 轴的转速，r/min； 滑油粘度系数，kgs/ cm； 滑油密度，Kg/cm； C 滑油比热，kcal/（kg）； t 滑油温升，。cmtCnFKh0min 4润滑方法与间隙 推力轴承的润滑方式一般有两种：一种是压力润滑，采用单独的滑油泵或主机滑油泵将滑油打入推力轴承，工作后受热的滑油再被抽出送至冷却器，再至循环油柜；另一种是自然润滑，滑油不进行压力循环，靠滑油的飞溅和油雾进

15、行润滑，用蛇形管以舷外水进行冷却。 推力轴承两端径向支承的间隙及推力环与推力块的间隙见表2-6-2。 三刚性联轴器 联轴器是用来把轴系中各段轴连接起来的一个重要部件。所谓“刚性”，即指不通过其它中间弹性元件，经联轴器直接把两根轴连接在一起。 常用的刚性联轴器有整锻法兰式，可拆法兰式、甲壳式及液压控制变形联结式等。 1 、整锻法兰式联轴器 这种联轴器是把法兰和轴锻成一体。其特点,结构已在25的中间轴部分叙述。设计时可参阅专门的标准。图268为圆柱螺栓连接的典型结构图。为了便于联轴器的拆装，也可采用锥形螺栓连接结构，如图269所示。 联轴器螺栓的数目通常为612个，螺栓直径可按“船规”公式进行计算

16、和校验。 为对这种联轴器各部分尺寸间的关系有所了解，现列出一些经验数据供参考： D1=(1.751.9)D D2=(1.351.5)D D4=(0.80.9)D R0.125D b1=(0.80.85)d1=0.2D 符号表示见上图。 2、可拆式法兰联轴器 可拆式法兰联轴器的尺寸，一般大于整锻式法兰，如图2610所示。 轴系中采用可拆法兰较普遍，如尾轴（桨轴）要求由船后抽出，就必须采用。这种联轴器的内孔为一圆锥面，安装时必须与轴段端部的锥面紧密配合，并用螺母锁紧，配合锥面承受螺旋桨的前进推力。锁紧螺母则承受倒车拉力，主机转矩则由键及配合锥面来传递。其主要尺寸关系： L=(2.22.9)D A=

17、(2.23)D C 2D B 1.15D H 0.5D 3.夹壳形联轴器 夹壳形联轴器的特点是由上下两半的夹壳将相邻的两轴段“I”和“”的轴端夹紧，并将二者连接起来，借摩擦力传递转矩，具体如图2611所示。 夹壳的内孔与两轴端的外径配合，上下夹壳1 2间留有一定的间隙，以便通过螺栓能将其夹紧于轴上，键3的功用是防止轴与夹壳间的转动，卡环5则用来防止两轴段沿轴向松动。 夹壳联轴器的横截面尺寸比整段法兰小，拆装时不必将轴转动方向，所以，适于安装在不易进入的狭窄地方或舷外轴段的连接。但由于它比整段法兰要重1.52倍，一般较少采用。 其强度计算一般只验算键的挤压应力和螺栓应力，可参考有关手册进行计算。

18、 4液压联轴器 1）结构与工作原理： 液压联轴器与夹壳形联轴器都是利用摩擦力来传递转矩和推力的，不同之处是夹壳形联轴器利用螺栓的收紧力而产生摩擦力。而液压联轴器利用液压技术使被连接件发生弹性形变之后的恢复力产生摩擦力。液压联轴器使用时连接端部要精确加工，直径应相等，其基本动作原理可参见图2612。在轴和的端部有一个刚衬筒套在上面，衬筒内圆表面与轴颈为动配合，衬筒1的外周是圆锥体，它与外套2的内锥相配合。外套在虚线位置是准备联接状态，这时除了重量外，外套与衬筒衬筒与轴颈之间，没有其它作用力存在。结合时把高压油管与外套接上，并用专用工具5将外套沿锥面向右拉动，使内外锥面相互贴紧在一起，然后打进高压

19、油。高压油首先充满环形油槽3，并借油的压力挤进锥面间隙，在整个锥面上形成一层油膜。油膜压力向外将外套涨大，并向内将衬筒压小，把它紧箍在端部轴颈上。由于外套被涨大，衬筒被压小，锥面间隙扩大，这样便可利用专用工具5将外套沿锥面向右拉动，而保持衬筒不动，使内外锥面重新接触。如此继续增加油的压力，使外套直径不断涨大，并借工具将它继续拉向右方，同时通过衬筒而压在轴颈上的力也不断增大。直至外套右移至实线位置后，放掉高压油，油压消失。原来不断涨大作弹性形变的外套因油压消失而复原，紧箍在衬套上，衬套紧压在轴颈上，产生正压力并引起摩擦力，所需传递的转矩与推力均靠摩擦力传递，其传递路线是轴段、衬套、外套、衬套至另

20、一轴段。 在拆卸时则只需用高压油泵。当油压升至一定的数值，外套涨大并与衬套脱离，同时由于锥面的关系，油的压力有一个轴向分力作用在外套上，该分力会使外套向左自行滑出。在拆装时应注意安全，避免外套突然退出伤人。 液压联轴器外套的材料强度要求高，一般采用高强度钢（如轴承钢）等锻制。衬套的任务是传递正压力，因此，所用的材料强度要求不一定要很高，套的厚度也很薄，以利于受压时作径向变形，一般采用普通碳钢制成。 拆装时所需油压常在120Mpa左右，有时还可以更高些。 液压联轴器与轴结合，径向不用键，轴的强度提高；不需要连接螺栓，联接牢固可靠，结构简单，径向尺寸小，制造和安装工作简便，但需要专门的工具拆装。目

21、前在不少大型船舶上得到广泛的使用。 2）设计计算步骤： 液压联轴器的设计计算步骤：先决定其所承受的最大转矩；其次是在满足材料强度要求下选定其有关尺寸，并计算出所考虑的轴、衬筒及外套的变形量；然后再计算出它们间为保证可靠工作（不致松脱）所需要的过盈量。 （1）承载转矩 Mmax=*d*l*pi*fN*Meb式中：d与衬筒接触处的轴径，mm； l衬筒和轴接触处的压紧长度，mm； f摩擦系数，可取0.140.15； p1轴和衬筒之间的压紧力，Ncm； p1可取107.8 Ncm； Meb主机标定传递转矩，； N安全系数，可取23。 在主轴承受轴向力时，安全系数可取上限。 (2)轴向推入量S(或过盈量

22、)的计算按“船规”规定: 对于套筒式联轴器,应具有传递2.7倍平均转矩的能力,且其最大过盈的当量应力应不超过套筒材料屈服应力的70%. 对于不属于上述所指的一般液压套合联轴器,则实际选用的轴向推入量S(或过盈量)应满足下列要求: S1SS2 mm 12 mm式中:S1-最小轴向推入量,mm; S2-最大轴向推入量,mm; 1-最小过盈量,mm; 2-最大过盈量,mm; K-套合轴的锥度; Peb-轴传递的标定功率,KW; neb-传递Peb时轴的轴速,rmin; A-套合面的理论接触面积,mm;2111212222221111KCKKCK2011221dKddKd式中:d0-轴中孔直径,mm;

23、 d1-套合接触长度范围内轴的平均直径,mm; d2-套合接触长度范围内联轴器平均外径,mm; 1=2=0.3 s-联轴器材料的屈服强度,Nmm。 四、联轴器螺栓四、联轴器螺栓 联轴器螺栓的作用:除了连接二轴段外,一是传递主机的转矩,二是传递倒车时螺旋桨的拉力.螺栓传递转矩的方式,一是通过它将两法兰夹紧,利用法兰上面的摩擦作用来传递转矩,另一个是使螺栓与螺栓孔间作紧配合,依靠螺栓承受剪切作用来传递转矩. 在轴系设计时,必须对它进行强度校验.但是,由于螺栓受力较复杂,除了上述载荷外,还受到装配应力、振动力和弯曲变形等方面的影响,目前一般都按”船规”的有关公式进行计算. 1、按1989年”海规”计

24、算 在联轴器接合面处的紧配螺栓直径df应不小于按下式计算的值: 式中:Peb-轴传递的标定功率,KW; neb-轴传递Peb时的转速,rmin; Z-螺栓数目,个; D-节圆直径,mm; b-螺栓材料的最小抗拉强度,N/mm.mmDZnPdbebebf61092.15 如采用普通螺栓连接时，则螺栓的螺纹根部直径dn应不小于按下式计算的值： 式中符号意义同上。 普通螺栓的预紧力及安装工艺应经中国船级社（CCS）同意。 螺旋桨与桨轴的连接螺栓应为紧配螺栓，其直径至少比df的计算值大5%。 对仅航行在港口的船舶，其联接螺栓的直径可以减少4%。 对连接曲轴各段及曲轴与推力轴的联轴器紧配螺栓，其直径至少

25、比df计算值增大5%。mmDZnPdbebebn61025 2、按1991年“河规”计算 联轴器法兰连接螺栓应有紧配螺栓，其直径df应不小于按下式计算的值： 式中：d确定的轴的直径，mm； Z紧配螺栓数目，不少于总数的50%； D节圆直径，mm； b轴材料的抗拉强度，N/mm; b b螺栓材料的抗拉强度,N/mm。 对于曲轴与推力轴的联轴器法兰，其紧配螺栓按上公式计算df值增加5%。 mmDZddbbbf)157(65. 03 五、隔舱填料函五、隔舱填料函 传动轴从主机到螺旋桨，在其通过船体隔舱壁时，须在舱壁上开孔，这样就破坏其水密性能，对于要求水密的舱壁须在开孔处装设隔舱填料函，以保证水密，

26、从而防止海水进入水密舱室。 1、对隔舱填料函的要求 1）不论轴系是否转动，应能承受一定的水压而不至于泄露。 2）拆装方便，并能在隔舱壁一边调整其松紧。 3）力求外形尺寸小，结构简单，重量轻。 4） 当轴旋转工作时，摩擦系数小，温度一般不超过5560。 2、结构形式 填料函本体内孔比轴的外径大数毫米，其中装塞防漏填料，该填料常用浸油或涂油的棉麻紧密编织而成，形状有方形绳和圆形绳，填料的密封性是靠压盖的压紧度来调整的，既要考虑水密性，又要使轴旋转时填料函温度不致于太高。 隔舱填料函的形式有整体式和可分式两种。 整体式填料函是将填料函体及压盖分别制成整体，如图2-6-13所示。在拆装时必须先从传动轴

27、上将可拆联轴器拆下，才可使传动轴直接从填料函的孔中取出或装入，而不须拆卸填料函。它主要适用于小型船舶。 可分式隔舱填料函，如图2-6-14所示。其特点是将填料函体和压盖等均做成剖分式两半块，安装时用螺栓联结为一体，在其拆装或修换时毋须拆卸传动轴，故被广泛地应用。它又有两种形式：图 2-6-13 整体式隔舱填料函1-填料本体；2-轴；3-填料函压盖；4-填料函；5-分油环；6-油杯 1）填料函孔是与轴同心布置，一般用于中、小型船舶。 2）填料函体外形为椭圆形，其轴线对函体偏心布置，舱壁上的孔沿高低方向开得较大，故便于在船内装拆及运送轴系。这种结构的填料函多应用于大、中型船舶。图 2-6-14 可

28、分式隔舱填料函1-座板；2-填料函本体；3-填料座衬；4-油杯； 5-分油环；6-填料；7-填料压盖；8-垫片；9-连接板 六、轴系的制动器六、轴系的制动器 当船舶停泊或航行，螺旋桨受到急流的冲击时，使传动轴保持静止状态，就是制动器的任务。 轴系中设置制动器是很必要的。如在航船舶或在急流中需修理主机时，必须使轴制动，以便于修理；多桨推进装置，需停止部分主机或作被拖带船时，必须使桨静止，以免增加不必要的磨损；还有对于某些采用牙嵌离合器的小型船舶的推进装置，在离合器结合时，必须先使转轴制动等。 选用制动器要求其安全可靠，不会自动松开；刹轴时不使轴受较大的弯曲应力；结构简单，操作方便；重量轻，外形尺

29、寸小等。 常用的制动器有带式、抱箍式和气胎式三种，前两种多用于小型船舶。这些制动器一般均是采用传动轴的联轴器法兰的外圆面作制动盘。 1、抱箍式制动器 由于它在刹轴时使轴产生的弯曲应力比带式制动器为小，故在小型船舶上用得较多。其结构如图2-6-15所示。 它主要由可绕耳环6转动的两块制动块所组成，在与轴相接触的制动块摩擦部位上装有一层石棉或石棉与橡胶压成的耐磨材料。 这种制动器可按下法估算：为能使传动轴刹得住，其刹车力矩Ms应比轴的标定力矩大20%50%，以防打滑。 1）刹车盘上的刹车力 Fs=2Ms*100/Ds N式中：Ms-制动力矩，N*m； Ds-轴（或法兰）的外圆直径，cm。 2）制动

30、箍在刹轴盘上的正压力 Ps=Fs/f N 式中：f-摩擦系数， 对于钢带与箍：f=0.150.18； 对于石棉带与钢刹轴盘：f=0.320.35 对于橡胶石棉带与钢刹轴盘：f=0.40.44。 作用在每一个摩擦副上的正压力为Ps/2。 3）制动带表面平均单位压力： P=Ps/(2bs*l)=Ps*180/bs*Ds* N/cm 式中：bs-刹轴箍或刹轴带宽度，cm; l-接触弧的长度，cm; -箍接触的包角（一般取120）。 计算刹轴器（制动器）时，给出bs，Ds或采用联轴器法兰外圆周面作刹轴盘时，取其法兰的外径和宽度作依据。选定摩檫系数f 值，并给出包角值后，便可算出p值。 pp式中： p-

31、许用压力值，N/cm。 对于带式制动器，许用压力值p=50100 N/cm； 对于抱箍式制动器，许用压力值p=400600 N/cm。 2气胎式制动器 图2-6-16为气胎式制动器。对于中，大型船舶，由于船上有气源，加之刹轴的制动力矩要求较大，往往采用这种制动器。 它主要由端盖11及壳体1与刹车飞轮5两部分组成。壳体1通过底座12固定于机舱底部专门的机座上，刹车飞轮5则通过安装孔13借助螺栓将其固定在某一选定的联轴器上，并使孔13的数目及位置与欲安装的联轴器法兰的孔一致，且孔径略大，以便安装。故当传动轴回转时，刹车飞轮5将随法兰一起转动，而1却不动。在壳体1的内孔的圆周面上安装有橡胶制成的气胎

32、和进气管接头3，并安装有弹簧板8及刹车带6，需要刹住传动轴时，只要自进气管接头3接入压缩空气（一般其气压取（810）*105 pa）,即可使气胎膨胀，并通过压缩弹簧8，刹车带就能紧抱住刹车飞轮而使轴制动。弹簧板8的功用是气胎放气松箍时，使刹车带能够复位，并使刹车飞轮的外径与刹车带之间能留有1mm的间隙。 刹车带对刹车飞轮的外圆而产生的正压力： Ps=2R*B*C（P1- P2）*104 N式中：R-刹车飞轮半径，cm； B-刹车带宽，cm； C- 有效接触系数，（约0.9）； P1-蓄气瓶空气压力，取（810）*105 pa； P2-刹车带与刹车飞轮的外圆面接触时所需要的气压，一般可取（0.3

33、0.7）*105 pa。 刹车带与刹车飞轮的外圆面接触时的摩檫力矩Mm应为： Mm= Ps* f * R Ms N m 从上面两式即可得到刹车带的基本尺寸或对它进行校验。 七、 尾轴管装置的结构与选型 尾轴管装置的任务是用来支承尾轴或螺旋桨轴，并使其能可靠的通出船外，不使眩外水大量漏入船内，同时，亦不使滑油外泄。为了承担上述任务，尾轴管装置一般由尾管，尾轴承，密封装置以及润滑与冷却系统等部分组成。 尾轴管装置的结构型式，按其轴数的数目，可分为双轴系和单轴系；按润滑的方式，可分为油润滑和水润滑。 图2-6-17为油润滑的双轴系尾轴管装置。 这种装置因用油来润滑与冷却，故其前后都用白合金轴承来支承

34、尾轴。为防止滑油外泄与海水渗入，在尾轴管的前后均设置密封装置。 某船轴系布置图某船尾轴尾管装置总图某船尾轴尾管装置总图某船尾轴尾管装置简图某船尾轴尾管装置简图某船尾轴尾管装置简图（首部）某船尾轴尾管装置简图（首部）某船尾轴尾管装置简图（尾部）某船尾轴尾管装置简图（尾部） 图2-6-18为水润滑的单轴系尾轴管装置。(见书p75) 这种装置因用水作润滑与冷却，故其前后用木质轴承支承尾轴。海水靠水压由尾端自然进入尾管内，完成其润滑与冷却作用。为了防止海水对尾轴的腐蚀，在与尾轴承接触的轴上镶有铜套或其它轴的包覆，在裸露于海水中的轴段上还要包扎涂有环氧树脂的玻璃纤维布等。 由于尾轴管装置位于水下，故其使

35、用可靠与否及寿命长短将影响到船舶的营运及效益，所以对其要求严格。 1、尾管的结构型式与基本尺寸 尾管的结构型式主要有整体式尾管和连接式尾管两种。 整体式尾管一般用于单轴系船舶，它是用来支承尾轴的重要部件，内部装有尾轴承，尾轴，密封装置等构件。图2-6-18中的5为整体式尾管。它布置在纵中剖面上，从船里往船后进行安装，使它穿过隔舱壁及尾柱。尾管前端设有法兰，固定于水密隔舱的焊接座板上，法兰与座板间装有铅质垫片。末端车有外螺纹，用螺母2将其固紧在尾柱上.其长度按船体总布置决定. 连接式尾管一般用于双轴系船舶,如图2-6-17中的10,它借助法兰或螺纹法兰固定于人字架壳和前支承上,用作运送和储存尾轴

36、承滑油的通道,并有保护尾轴(螺旋桨轴)的作用. 2、尾管的材料与厚度 整体式尾管材料一般用铸钢,铸铁或球墨铸铁,连接式尾管则采用钢管或无缝钢管,具体见27轴系零部件的材料表2-7-1. 铸铁尾管:铸铁的铸造性能好,收缩性小,尾管加工简便,生产成本低.其缺点是重量尺寸较大,塑性低,抗冲击能力差等. 铸钢尾管:铸钢强度大,故尾管厚度较薄,重量较轻,是尾管的常用材料.但是铸钢冷凝时其收缩性大,易产生缩孔和裂纹,其铸件应尽可能保持壁厚均匀,过渡圆弧避免局部积聚大量金属。 小型船舶采用钢管作尾管。 尾管的厚度： 1）整体式尾管 主要尺寸见图2-6-19所示。 （1）铸铁尾管 轴颈D210mm时 C=(D

37、/20)+20.0 mm a=(1.51.8) C mm b=(1.21.5) C mm （2）球墨铸铁尾管的壁厚为铸铁的0.70.8倍。 （3）钢质尾管的衬套装配处最小壁厚按表2-6-3选取。轴颈D8080120120150150180180260260360360500500700装衬套处壁厚1012141618202224表2-6-3 尾管的壁厚 单位：mm 2）连接式尾管 一般采用无缝钢管，其壁厚约1025mm，对于小型船舶一般可采用510mm。通常按船壳板厚度选取。 3尾管轴承 尾管轴承设在尾管或人字架及前支承中。各道轴承，特别是后尾轴承，因承受桨在水中回转时的不均匀、悬臂的负荷、及

38、在运转中发生的振动影响等，其工作条件更为恶劣。由于船舶在航行时很难对尾轴管轴承进行检查，只有在船舶进坞时才能检修，所以，为了不因其故障而影响船舶营运，故要求尾管轴承具有可靠和坚固的结构。 尾管轴承按其润滑的型式可分为油润滑轴承和水润滑轴承两种。由于其润滑剂不同，所以轴承的材料也不一样。油润滑的轴承与转轴接触处的材料常采用白合金、青铜或铸铁。水润滑的轴承采用铁梨木、橡胶、桦木层压板、增强材料、MC尼龙及夹布塑料等制成。 目前，我国油润滑船舶的尾轴承以用白合金轴承的最多，小型船舶常采用青铜作轴承。水润滑轴承由于铁梨木需要进口而且价格昂贵，所以采用桦木胶合板（层压板）和橡胶轴承。近几十年来，英国雷尔

39、科（Roilko）公司生产一种WA.80H强化塑料轴承，据介绍这种轴承具有较高的抗压力、回弹性、抗疲劳及抗微振性，其耐磨性亦好，是白合金轴承磨损量的1/2左右，而且既适用于油润滑又适用于水润滑。下面介绍常用的几种尾轴承。 1）白合金尾轴承 结构：图2-6-20所示为白合金轴承的基本结构。轴系工作时，白合金轴承承受剪切摩擦，为了不使白合金脱落，均在轴承衬套1上开有纵向和横向的燕尾槽5。浇好合金后，应沿轴线方向开有上、左、右三条油槽，槽宽1035mm,深35 mm。滑油孔2开在衬套不受压力一边，供半圆形油槽注油，与轴向油槽相通。 浇铸白合金衬套1的材料，常用青铜或黄铜，也可用钢或铸铁制成。但应注意

40、白合金对铸铁的附着力较差，必须仔细处理浇铸白合金的衬套表面。有时在浇铸白合金前，先在衬套的内表面电镀一层锡，有助于白合金的顺利浇铸。 分类：白合金基本上分为两大类：即以锡为主体的锡基合金（其中锡的含量约占83%）和以铅为主体的铅基合金（其中锡的含量约占16%左右），前者的性能优越，而后者的价格较低。这两种白合金的化学成分和性能参见 表2-6-4。合金种类化学成分（%）轴承负荷（N/cm）PV值锑铜锡铅 静负荷 动负荷锡基合金1012 5.56.5 其余 9805m/s时PV=5009.8铅基合金1517 1.52.0 1517 其余1.5m/s时PV=1509.8表2-6-4 白合金轴承的化学

41、成分和机械性能 特点：白合金轴承耐磨性很好，不伤轴颈；抗压强度相当高。同时，其散热很快，因此极少发生因摩擦发热而烧轴的事故。白合金轴承的缺点是制造、修理复杂，而且价格昂贵。 白合金轴承使用寿命的平均值约23年，但也有使用67年而不损坏，锡基合金的使用寿命相对较长。 安装工艺：白合金尾轴承衬套的外圆在安装时应与尾管紧密配合；前衬套的前端做成凸肩，使其与尾管紧密配合并用止动螺钉与尾管紧固；后衬套的后端往往具有法兰，以螺柱紧固于尾管上，否则衬套可能随轴转动，引起发热烧毁的不良后果。 白合金尾轴承的安装间隙，可按经验公式计算： =0.001d+0.50 mm式中：d轴颈直径，mm。 极限间隙： j=4

42、 结构尺寸： 白合金的轴承的铜衬厚度，按经验公式计算。 海船铜衬厚度： t=0.03d+7.5 mm式中：d尾轴或桨轴在轴承处的直径，mm； 在轴承处之间的轴套厚度可适当减小，但不得小于0.75t。 内河船舶铜衬厚度: =d/32+6 mm式中：d桨轴的直径，mm. 非轴承处的铜衬厚度可适当减少，但不得小于0.75。 白合金轴承与青铜轴承的长度： 海船白合金轴承的长度，应不小于所要求的螺旋桨轴直径的2倍。 内河船白合金轴承的长度，应不小于所要求的螺旋桨轴直径的2倍。 青铜轴承的长度，应不小于所要求的螺旋桨轴直径的4倍。 对于油脂润滑的轴承，其长度应不小于所要求的螺旋桨轴直径的4倍。（补充图）

43、尾管轴承尺寸与安装工艺 2）橡胶尾轴承 结构型式：橡胶尾轴承的结构有条状式和整体式两种。对于条状式的橡胶轴承，橡胶在压制前先加入金属芯条，然后将橡胶在压模上采用硫化方法制成。图2-6-21(见P78)所示为具有金属衬条的条式橡胶轴承。橡胶包的金属衬套3用埋头螺钉2从衬套外面旋入衬条中的金属芯条上以便把橡胶衬条拉紧于衬套上，并要求金属芯条和衬套3及埋头螺钉2之间的材料不应有显著的电位差。为了防止橡胶衬条沿周向转动，装有用来定位的止动条。磨损后，可以对磨损处进行局部更换。 对于整体式的橡胶轴承，它是将橡胶通过模具直接硫化在衬套之内，衬套采用青铜，内河船可用铸铁或钢管。橡胶的工作表面有凸形和凹形两种

44、形状。图2-6-22为整体式凸形橡胶轴承。在整体式橡胶轴承中，与轴外圆接触处开有呈纵向均匀布置的流水槽，以便橡胶散热及冲走流沙。磨损后，可旋转180固定使用。 橡胶轴承的优点： （1）具有一定的弹性，可吸振，对安装误差及冲击的敏感性小，工作平稳，对船员、旅客的工作与生活环境均有好处。 （2）结构简化，毋须后密封，摩擦功的损失少，对水域无污染，运转费用低，管理方便。 （3）对水中泥沙有一定的适应能力。轴系回转过程中硬砂粒被压入橡胶，避免沙粒对轴的磨损，而积存于纵向槽内的沙粒可被水流冲走。 （4）由于橡胶有弹性，其接触面积较大，负荷分布合理。 缺点： （1）制造比较麻烦，硫化工艺要求高，需要加工精

45、确的模具，尤其整体式的、需要较大的模具及硫化设备。 （2）橡胶轴承中含有硫分，对轴有一定的腐蚀性，这就要求轴与橡胶的接触表面上用不锈钢或其他防腐材料进行包覆。另外，船舶在长期停泊时要定期转动尾轴。 （3）橡胶的传热性差，温度超过65-70C时易老化失效，须采取必要的冷却与散热措施。 随着工艺水平的不断提高，上述一些缺点可采取措施加以克服或弥补，故近年来橡胶轴承在我国民船上的应用也日益增加。 橡胶尾轴承的主要技术参数及尺寸： （1）许用比压 p 是设计轴承的一项重要指标，可按下式进行计算（参见图2623）： p=R1/bL N/cm2 式中：R1-底部橡胶的支反力，N； b-底部橡胶接触宽度，c

46、m； L-橡胶轴承长度，cm。 对图中所示12条槽道的结构进行受力分析可得 Rn=R1+2R2cos1 +2R3cos2 =R1+2R1cos1 +2R1cos2 因此 R1= Rn/ (1+2cos1 +2cos2)式中：Rn-轴的总负荷，N. 对于8槽道的结构进行受力分析，可得 R1= Rn/ (1+2cos) 由此可见，R1的计算式与橡胶的槽道数有关，我国一般采用8或12条槽道，故只介绍这两种情况的计算。 p值与轴的转速有关，转速越低p值将越小，一般推荐在（0.20.49）MPa的范围内选取，材料好的可选上限。 （2）轴承的长度L 主要根据比压、安装难易及轴径大小来决定长度L。现各国尚无

47、统一标准。如前苏联取L=（2.753.5）d;德国取L=2.5d；英国取L=4d;日本取L=(24)d;(d为桨轴直径)。我国的“海规”规定，水润滑轴承其长度不小于所要求的桨轴直径的4倍。“河规”规定，水润滑轴承的长度应不小于所要求的桨轴直径的4倍。 (3)橡胶层厚度 S=0.25d/100+K mm式中：d尾轴或桨轴的直径，mm; K修正值，按表2-6-5中选取。表2-6-5 K值 单位：mm (4)冷却润滑的槽道数及其深度 槽道数与轴径有关，轴径越大，为改善散热，槽道数应越多，一般最少8条。槽深h1同橡胶层厚度有关，薄层橡胶h10.5S；厚层橡胶h1(0.40.5)S 。(5)冷却润滑水量

48、Q 轴径为30-140mm,冷却水量Q1.5 t/h; 轴径为140-350mm,冷却水量 Q=5.5d10-3 t/h; 轴径大于350mm,冷却水量 Q=(67)d10-3 t/h;式中：d-为轴径，cm.d100-400400-700700-2000K11.51314 (6)安装间隙 参考表2-6-6。表2-6-6 安装间隙 单位：mm 也可按下列公式计算 橡胶条式尾轴承安装间隙公式： =0.002d+0.50 mm轴径（d）安装间隙轴径（d）安装间隙轴径（d）安装间隙轴径（d）安装间隙1000.31400.52250.83001.01100.31500.52501.04001.2120

49、0.41750.62751.05001.51300.42000.8 整体式尾轴承安装间隙公式： =0.002d+0.20 mm式中：d-尾轴直径，mm. 橡胶轴承老化或脱壳严重时，应进行更换。 3) 铁梨木尾轴承 铁梨木是海洋船舶常用的一种尾轴承材料，它适用于水润滑。铁梨木木质组织细密坚硬，重量大，具有抗腐蚀性，顺纤维方向的抗压强度达7250N/cm。它浸于水中能分泌出一种粘液，可作为润滑剂；它和青铜摩擦时，摩擦系数约0.0030.007,几乎不伤青铜轴套；耐磨性好，运转可靠。但当干燥时容易裂开和弯曲，在水中工作时会被泡涨，故加工安装前要浸泡，在端部留有一定的轴向间隙。 铁梨木尾轴承在尾管衬套

50、中，将其开成木条式，一般木条厚度为12-25mm,宽度为60-80mm，采用桶形排列，为防止在衬套内转动，镶以两条青铜止动条，其厚度为铁梨木条厚度的60%，止动条用埋头螺钉装在青铜衬套上。铁梨木的木条与木条之间开有V型水槽，供通入冷却水对其润滑与冷却，具体参见图2-6-24。为合理使用材料，一般下半部轴承的铁梨木衬条，选用纤维与轴承表面垂直的铁梨木进行加工，而上半部因轴承承受的负荷较小，可选用其纤维与轴心平行的铁梨木加工。 铁梨木轴承的长度，按“海规”应不小于所要求桨轴直径的4倍。在尾轴较短时，有时可设前轴承，此时可在尾轴的法兰端设一道中间轴承。 润滑和冷却良好的铁梨木轴承，其轴承比压力可达0