[规范与标准 ]
无键螺旋桨液压安装和计算Ξ
王卓楠 (渤海造船厂)
[关键词 ]无键螺旋桨; 安装; 计算
[摘 要 ]本文介绍了几个船级社无键螺旋桨液压安装公式的特点以及设计、安装方面需考虑的问题。
[中图分类号 ]U 664. 33 [文献标识码 ]B [文章编号 ]100129855 (2000) 0520062203
Hydraul ic f ix ing of keyless propeller and its ca lcula tion
W ang Zuonan
Keywords: keyless p ropeller; f ix ing; ca lcu la t ion
Abstract: T he paper in troduces the characterist ics of hydrau lic fix ing fo rm u la of variou s classif ica t ion
societ ies, and p rob lem s tha t need carefu l con sidera t ion in design and fix ing.
无键螺旋桨是 80 年代开始应用的新技术, 通过
20 余年的发展, 技术日趋成熟。目前, 在民用船舶的
使用率已达到 90% 以上, 与有键螺旋桨比较, 无键
螺旋桨有下述明显优点:
(1) 制造工艺简单;
(2) 安装和使用过程的应力分配均匀、配合紧
密、使用寿命长;
(3) 安装及拆卸方便。
1 无键螺旋桨液压安装计算公式简介
一些船级社规范中无键螺旋桨液压安装计算公
式 (参见
1) 尽管表述不同, 但设计思想基本一致,
主要基于下述两个方面:
( 1) 在海水温度达到 35℃时 (螺旋桨工作温
度的上限) , 桨毂与轴接触面间的摩擦力应能满足额
定工况下螺旋桨收到扭矩产生的切向力和推力的要
求。其中扭矩要考虑扭振引起的扭矩增量, 基本公式
为:
P 35= F
S
A Λ N ömm 2 (1)∆35= P 35B d sΗ mm (2)
式中, P 35为 35℃时的最小要求接触面压力,
N ömm 2;
S 为 35℃时在接触面间的止滑安全系数, 一
般为 2. 8;
A 为螺旋桨桨毂与轴的接触面积,mm 2;Λ为螺旋桨桨毂与轴接触面间工作状态下的
静摩擦系数, 与桨、轴材料有关。因接触面间
留有少量润滑油, 所以取边界摩擦状态的系
数。对于青铜桨与钢轴, Λ= 0. 13;
F 为作用在接触面上的合力 (N )。由扭矩引起
的切向力 F v 及螺旋桨推力 T 组成。其计算
方法各船级社有所不同;
B =
1
E b
(K
2+ 1
K 2- 1+ v b
) + 1E s (1- v s) mm
2öN ,
桨毂与轴组合后的径向变形柔度。其中:
E b, E s 为桨及轴材料的弹性模量,N ömm 2;
K =
d b
d s , d b, d s 为桨及轴的平均外径,mm ;
v b, v s 为桨及轴材料的横向变形系数;Η为桨孔的锥度, Η≤ 115, 一般为 120;∆35为液压安装时对应于 P 35的最小轴向推入
量,mm。
注: ∆35的表达式是根据厚壁圆筒平面应力的基
本公式推导而成, 即:
ub =
d s
2
E b
(ΡΗb - v bΡrb) (2. 1)
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2000 年 10 月
第 5 期
船 舶
SH IP & BOA T
O ctober, 2000
NO. 5
Ξ [收稿日期 ]2000- 04- 17
[作者简介 ]王卓楠 (1952. 12- ) , 男, 汉族, 辽宁省开源, 研究员, 从事民船开发、设计、建造。
dd
高亮
u s =
d s
2
E s
(ΡΗs - v sΡrs) (2. 2)
且, Ρrb = Ρrs (2. 3)
ub - u s = ∆35 Η2 (2. 4)
式中, ub、u s 为桨及轴在 d sö2 半径处的径向位移;ΡΗb、Ρrb为桨在 d sö2 半径处的切向应力和径向
应力;ΡΗs、Ρrs为轴在 d sö2 半径处的切向应力和径向
应力。
基于式 (2) , 即可导出对应于实际安装温度 t 的最小
轴向推入量 ∆t:∆t = ∆35 + d sΗ (Αb - Αs) (35 - t) mm (3)
式中, Αb、Αs 为桨及轴材料的线膨胀系数。
式 (3)提供了无键螺旋桨安装时推入量的下限,
即保证桨在工作状态不会从轴上滑脱的最小面压
P 35的限制。由于桨的线膨胀系数 Αb 一般要大于轴
的线膨胀系数 Αs, 所以在温度升高时, 桨内孔和轴外
径径向应变的不一致性, 会导致接触面压下降。这也
是为什么选择 35℃来校核其使用功能的原因。另一
方面, 由于温度下降, 会导致接触面压上升, 亦需在
0℃时对桨的最大应力进行校核计算。
(2) 在海水温度达到 0℃时 (螺旋桨工作温度
的下降) , 桨毂内孔表面的单轴应力应小于桨材料的
许用应力。该许用应力大多数船级社采用 0. 7 倍的
桨材料屈服极限, 其基本公式如下:
P m ax =
0. 7Ρy (K 2 - 1)
3K 4 + 1
(4)∆m ax = P m axP 35 ∆35 (5)
式中, P m ax 为 0℃时的最大允许接触面压力, N ö
mm
2;Ρy 为桨材料的屈服极限,N ömm 2;∆m ax为液压安装时, 对应于 P m ax的最大允许推
入量,mm.
注: P m ax 的表达式是按剪切应变能强度理论推
导而来。即按:Ρs = 1
2
(ΡΗb - Ρrb) 2 + Ρrb2 + ΡΗb2 (4. 1)
式中, Ρs= 0. 7Ρy , 为桨材料许用应力。
求得上述 ∆35、∆t、∆m ax 3 个推入量数值, 我们就可
以作出如图 1 所示的无键螺旋桨安装用的推入量 ∆
与安装温度 t 的关系图 (∆2t 图)。∆2t 图由 3 条直线组成。I线由过点 ∆m ax , 且平行
于 t 轴作出; II 线由过点 ∆m ax , 且平行于 III 线作出;
III 线由 ∆t 及 ∆35两点决定; 阴影区为允许使用区。实
船安装时, 压入量落在该区内即为合格。
表 1 列出了几个主要船级社对无键螺旋桨安装
及计算的要求和特点。为便于比较, 笔者简化了各公
式并统一了符号和定义。除表中所示的公式外, 某些
船级社, 例如BV、N K 船级社是采用公式和图表联
合求解的方式来计算压载所需参数。因篇幅有限, 这
里不再赘述。
图 1 ∆- t
2 几个有关的问题
用于送审的无键螺旋桨液压安装计算一般应包
含图 1 的内容及计算过程。除此之外, 为了后续设计
和安装工艺方面的要求, 还应包括下述一些内容:
(1) 压装时的轴向推力W
为了设计螺旋桨液压螺母, 指导船厂选用合适
的液压泵, 应提供压装时的轴向推力W 与压入量 ∆
关系, 即W 2∆图。该图由式 (6. 1)、(6. 2)决定:
W t = A P t (Λ1 + Η2 ) N (6. 1)
P t = P 35
∆t∆35 N ömm 2 (6. 2)
式中, P t 为某压装温度下的接触面压;Λ1 为液压安装时接触面间的动摩擦系数。由
于安装时径向油压的作用, 这种摩擦属于半液
体润滑摩擦。根据渤海造船厂 10 艘船的数据
表明, 其值取 0. 03 比较接近实际。
式 (6. 1)可根据静力平衡方程, 并经适当简化推
导而得。另外, 式 (6. 2)中的 P t 为液压安装时能建立
的径向最大油压。如将W t 换算成螺旋桨液压螺母
的油压 P w t, 即可作出 P w töP t2∆图。此图对压装时的
油压操作有一定的指导意义。
(2) 推入量起点
对推入量起点的约定, 除L R 规范外, 各船级社
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无键螺旋桨液压安装和计算
规范没有明确要求。L R 规范中要求在径向油压不
供油 (干摩擦状态)条件下, 轴向推力达到式 (7)要求
时, 即为压载时的推入量起点。
W 0 = A (0. 002 + Η20) [P 35 + 18B (Αb - Αs) ] N (7)
除此之外, 还有一种采用作图方式求取推入量
起点的方法。如图 2 所示, 在径向油泵不供油的情况
下 (P t= 0) 向液压螺母供油。当 P w t达到 5 M Pa 时,
将千分表定为零值, 然后缓慢加压, 按 0. 25 mm 压
入量记录各点的 P w t值, 并绘制在座标纸上。当取得
5~ 6 点时, 即可作出干摩擦的回归直线L 1, L 1 与 ∆
轴的交点即为推入量起点。实际推入量 ∆t= 千分表
量程+ 推入量起点至座标零点的距离。图 2 为某船
的实际 P w töP t2∆图。
图 2 Pw töP t- ∆
(3) 零度以下压装螺旋桨
如图 1 所示, 如环境温度低于 tm in , 已超出压装
螺旋桨的温度范围。如要满足前述 1 (1) 的要求, 则
必然会导致安装当时的桨内孔应力超过 P m ax。
tm in = 35 - P m ax - P 35
) Η∆35
P 35 õ d s (Αb - Αs) ℃ (8)
tm in的计算值一般在- 40℃以下。
3 实船压装
实船压装无键螺旋桨要采用独立的两台油泵,
分别向液压螺母 (轴向) 和桨毂内孔油槽 (径向) 供
油。径向油泵油压应尽量接近计算的 P t2∆直线, 如
此才能降低摩擦系数 Λ1, 使实际的 P w t值亦接近计
算的 P w t2∆直线。
在拆卸螺旋桨时, 应注意径向油压 P t 不要超过
P m ax。这种情况在压装过程中是不会出现的。而在拆
卸过程中, 特别是旧桨的修理拆卸中, 由于桨与轴接
触面处于相互静止状态, 易发生此种情况。
表 1 几个船级社无键螺旋桨液压安装计算
船级社 计 算 公 式 特 点
A B S
(2000)
P 35= F
S
A
(N ömm 2)
F =
T
C [ - S
Η
2 + Λ2+ C ( F vT ) 2 ] (N ) ;
C = Λ2- S 2 Η24 ; S = 2. 8;
T = 57. 4×106 HPR (N , 桨推力) ;
H —桨收到的额定功率 (kW ) ;
P—桨的平均螺矩 (mm ) ;
R —桨额定功率下的转速 ( röm in) ;
F v =
2GQ
d s (N , 桨扭力) ;
G—扭振系数, 柴油机直联为 1. 2;
Q = 9. 55×106 HR (N 2mm , 桨扭矩)∆35= P 35 B d sΗ (mm )∆t= ∆35+ d sΗ (Αb- Αs) (35- t) (mm )
Pm ax =
0. 7Ρy (k2- 1)
3k4+ 1
(N ömm 2)∆m ax = Pm axP 35 ∆35 (mm ) F 表达式综合考虑摩擦系数、螺旋桨扭矩 (包括扭振附加值) 和推力影响。
DNV
(1996)
P 35= F
S
A Λ (N ömm 2) ;
F = F v 2+ T 2 (N ) ; S = 2. 8
Pm ax同ABS
1) 仅对最小
面压及最大许用
应力有校核要
求。
2) F 表达综
合考虑螺旋桨扭
矩 (包括扭振附
加值) 和推力影
响。
3) 未提供 ∆
计算式。
L R
(1999)
P 35=
F
A Η (N ömm 2) ;
F = 2TV - 1 + 1+ V (
Fv2
T 2 + 1
)
(N ) ;
V = 0. 51 ( ΛΗ ) 2- 1∆t、Pm ax同ABS 1)
了压装时螺旋桨推入量起点对应的轴向推力W 。 2) F 表达式与DNV 相似。
CCS
(1996)
P 35=
F vSΛA = 2GQSd sΛA (N ömm 2) ;
Q = 9550×103 HR (N 2mm );
如果, Λ= 0. 13, G= 1. 16, S = 2. 8
则, P 35= 477. 5×106 Hd sA R (N ömm 2)∆35= P35B d sΗ + 0. 03Η∆t, Pm ax, ∆m ax同ABS 1) P35式中不考虑推力 T 的作用。 2) ∆35式中考虑的0. 03Η 增量,是否为压装时的径向摩擦损失?
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