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本课件为第九章增压器和船舶轴系的讲义文字版，讲解废气涡轮增压器主要件的检修与转子平衡、轴系状态的检验与调整、船轴与尾轴管装置检修，以及螺旋桨和舵系的检验、修理与装配要求。
3）冷却水腔腐蚀增压器采用海水冷却时，冷却水腔壳体壁面受到电化学腐蚀。
彻底清除涡轮端喷水清洗后的残水；选用非冷却式增压器等。在进、排气壳内表面容易腐蚀部位钎焊一层耐热耐蚀M合金的非冷却式增压器可使其壳体寿命从3～6年延长至l0年以上。2修理(1)壳体腐蚀后，其最小壁厚大于设计壁厚的50%，壳体冷却腔经1.5倍工作压力(不少于0.4MPa的水压试验，合格后可继续使用。
所以，轴承的可靠性对增压器和柴油机正常运转均关系极大。涡轮增压器轴承分为滚动式和滑动式，船用增压器多采用滚动轴承，另外还有止推轴承。滚动轴承摩擦系数小，产生热度少，润滑油消耗量少，可使润滑系统简化，一般采用透平油只需设置油池和自带油泵。滚动轴承拆装方便、起动性能好，效率高。但受其使用寿命限制，规定的使用寿命期满必须更换。
滑动轴承结构简单，造价低，可与柴油机使用同一个润滑系统或专门设置一套外供油装置，所以使增压器整体结构复杂化，并且维护管理要求高，否则容易发生故障。
增压器轴承是在高温、高速和轻负荷条件下工作的，保证轴承在工作条件下可靠运转，除了保证轴承的结构设计、材料和制造等满足要求外，使用中良好的维护管理也是至关重要的。
涡轮端轴承采用单列向心球轴承或单列向心短圆柱滚子轴承，起支承转子作用。增压器工作时，滚动轴承应转运灵活、无异常声音、无过热，轴承的各零件应无损伤、腐蚀、裂纹和松动等缺陷。1滚动轴承使用寿命滚动轴承累计工作时间达到其额定使用寿命时应更换新轴承。一般累计工作时间达8000h左右进行检修，更换压气机端和涡轮端的轴承。
2减振弹簧片滚动轴承中装有减轻振动的弹性减振装置，它是由一组带孔的弹簧钢片——减振弹簧片组成。
润滑油在钢片之间形成油膜，产生阻尼作用，吸收和缓冲转子的振动，以便延长轴承的寿命和使增压器运转平稳。在压气机端的轴承中装径向和轴向两组弹簧片。径向弹簧片5安装在滚珠座圈与轴承外套4之间，弹簧片间有0.25～0.55mm的间隙，用以减轻径向振动；
轴向弹簧片7安装在轴承的前后端处，由数个薄钢片组成，片间有0.13～0.18mm的间隙，除用以减振外。
还具有调整和确定转子轴向位置的作用，如图9-2所示。涡轮端轴承中只有径向减振弹簧片。滚动轴承减振片的弹性应具有良好的均匀性，无咬毛、过度磨损和断裂等缺陷。如产生上述缺陷或间隙超过规定值时应予以换新。新换的减振片的材料、技术性能应与原来的相同。船上条件下无法更换减振片，只能换新轴承。
质量的含或不含清净添加剂的柴油机油喷至轴承，保证轴承充分润滑。为了保证油泵的正常工作，根据说明书的要求，定期检查油泵的磨损和漏泄情况。例如VTR型增压器每隔12000～16000h进行一次检查。油泵工作的可靠性与其安装质量有关，故在安装油泵时应保证油泵的轴线与增压器转子轴心线同铀，泵端的径向跳动量不应超过0.02mm。
1)涡轮叶片涡轮叶片变形主要是异物撞击所致。如吊缸检修时由于粗心使工具等物特别是尺寸不大的工具或螺帽等遗留在气缸中，或者是柴油机运转中的活塞环折断后的碎块，甚至由于安装不良使喷油头落入缸中等。
当柴油机运转时，这些异物被排气自排气口吹至排气管和增压器涡轮进气壳，这些高速飞来的异物冲破废气进口处的金属隔栅进入涡轮，与高速回转的涡轮叶片相撞击，轻者使叶片变形、裂纹，或者造成叶片折断，并随之碰撞其他叶片导致涡轮叶片的大部分乃至全部损坏。
例如，某船副机在75%负荷下运转，突然增压器发生剧烈振动和巨响，值班轮机员立即切换另一台副机。后经检查发现，由于涡轮上有一叶片折断，其碎块在增压器高速回转时又接连打伤3只、打弯1只叶片，因及时停车才免遭更严重的破坏。对损伤较轻的叶片仔细观察有无裂纹；必要时进行无损探伤检验，如有裂纹或断裂应换新叶片。
海上条件下更换叶片不便时，可将断叶取出并将其对称位置的叶片取下，以保持转子的动平衡性，减少增压器的振动。
如叶片有轻微变形可进行冷校。涡轮叶片凹面上的撞击伤痕等少量缺陷允许修磨，磨去深度不得超过相应部位叶片厚度的l/6，磨去的面积符合规定要求。叶片的上、中部区域内的缺陷允许焊补修复(详见CB/T3563-94)。
2)压气机叶片压气机叶片损伤是由于轴承严重磨损、吸入硬质颗粒、增压器振动等造成，或者发生碰撞破坏了转子与壳体间的正常间隙等造成撞击或摩擦，使叶片擦伤、变形或裂纹。
例如某船离港后刚刚进入正常航行，突然主机l号增压器发生尖叫声，值班轮机员立即采取主机降速航行的对策。停车检查发现压气机叶轮上20个叶片中有12个叶片完全断裂。原因是推力轴承推力面上的白合金中嵌入几块铁屑，大小约为2mmX2mmXlmm，由于止推轴承白合金严重磨损，引起转子轴向窜动。压气机叶轮完全报废，只能换新。
压气机叶轮边缘、叶片的任何部位均不允许有裂纹，否则换新。
叶片表面缺陷较小时，允许修磨。增压器的转子或叶片经修理或换新后均应进行动平衡试验，并使之符合要求。
气封的作用是防止压气机端的压缩空气和涡轮端的燃气废气的漏泄。压气机端压缩空气的大量漏泄将会降低增压效率；涡轮端废气漏泄将造成涡轮功率下降，高温气体漏入轴承箱污染润滑油和损坏轴承。油封的作用是防止增压器轴承箱中的润滑油漏泄。润滑油漏泄不仅增加其消耗量和影响轴承润滑，还会因滑油漏入涡轮进气壳使燃气温度升高，甚至烧毁涡轮叶片。
所以，良好的密封装置是废气涡轮增压器正常可靠工作不可缺少的组成部分。
密封装置按结构分为接触式、活塞环式和迷宫式三种。活塞环式密封装置如图9-3所示，常用于小型增压器中作为油封。迷宫式密封装置种类很多，图9-4为大型，增压器的轴向和径向迷宫式密封装置，作为气封使用。气封片之间的间隙越小，密封效果越好。当从压气机端引入一股
增压空气到气封，可增强密封效果。2密封装置的安装部位从图9-1中可以看出，涡轮端转子与废气进口壳体之间有一定的径向间隙，在转子轴上安装迷宫式轴向密封装置208，以防废气漏入轴承箱；活塞环式油封505防止轴承箱中润滑油滑入涡轮。在压气机叶轮背面与隔热墙之间设有径向迷宫式气封702，转子轴上装有迷宫式气封705和725防止新气的漏泄。
压气机端转子轴上装有活塞环式油封726防止轴承箱中的滑油滑入压气机。
3密封装置的检修密封装置的损坏，大多是在增压器拆装过程中不慎碰伤密封带，或增压器运转中的剧烈振动，或者安装间隙不符合要求等造成的。密封带顶部有较轻的弯曲变形时，可用平嘴钳将其夹直校正；若损伤严重时则应换新密封带和压紧丝。在船上条件下更新密封带可按增压器说明书中规定的要求和步骤进行。
增压器运转中，由于各种原因不能满足上述条件时，增压器就会产生剧烈振动。
增压系统流道阻塞是增压器喘振的常见原因。管理中应注意压气机进气滤器、叶轮、扩压器、空气冷却器、进气口和排气口、涡轮喷嘴环、叶片等流通部分的维护与清洁，就可有效地防止和消除喘振及其引起的振动。2轴承损坏引起振动轴承长时间使用后产生磨损、变形、裂纹和烧伤刺，使摩擦力矩增大，转速下降，振动和噪声大增。
轴承中的减振弹簧片的磨损、变形或断裂等使转子安装位置发生变化，转子对中不良产生强烈振动。
为此应按规定的轴承使用期按时更换轴承，发生损坏时更应及时更换。3转子弯曲变形引起振动增压器转子轴上安装着压气机和涡轮的叶轮等部件，结构复杂，重量大。若船舶停航时间较长，增压器转子就会由于长期不运转自重使其产生弯曲变形，破坏了转子与壳体、气封与壳体等的配合间隙，使转子失中。严重时转子转动困难，摩擦严重。
运转时产生很大的离心力使增压器产生剧烈振动。
所以，船舶长时间停航，应注意增压器的管理，防止转子变形。4转子不平衡引起振动增压器经过一段时间的运转，由于涡轮叶片上严重积炭或叶片变形、折断；压气机叶轮、叶片变形或损坏等都会使转子质量分布发生变化，改变了转子原有的重心位置，破坏了转子原有的动平衡精度，产生剧烈振动，工作不平稳。
5增压器装配、修理质量差增压器进行自修或厂修时，如修理质量差或修后装配不良时，就会造成增压器运转的转子与壳体或气封与壳体相碰，产生摩擦导致振动，例如气封和轴封安装不正、轴承安装不正
确或轴承间隙不符合要求、转子轴线不对中等。特别是轴承安装问题不容忽视。例如，减振弹簧片安装不正确或弹簧片变形、断裂等都会直接影响轴承的位置和使转子对中不良而导致振动。
清除油垢、积炭，既消除引起喘振的因素，又除去不平衡质量，从而减轻或完全消除由此引起的振动。2换新轴承若增压器产生振动时轴承已接近换新时间，则可能是因轴承损坏引起的振动，故应首选换新轴承的措施来消除增压器振动。增压器轴承中，以涡轮端轴承温度高、工作条件差而先损坏，所以应首先更换涡轮端轴承，然后再换压气端轴承。
3检查转子的磨损和变形增压器解体抽出转子后，检查压气机和涡轮的叶轮、气封和工作铀颈外圆表面有无擦伤、变形和磨损。
必要时吊入车间在平台上检测转子轴线状态，以判断转子的弯曲变形和变形程度。4转子动平衡检验在专用动平衡试验机上检测转子的平衡精度，依测量出的不平衡质量的大小与位置进行修理，除去不平衡质量后再次检验，直至达到要求的平衡精度为止。当然，做转子动平衡检查时，转子应是完好状态，即没有擦伤、变形和磨损等。
5安装间隙的检查安装间隙反映了转子与增压器壳体的对中情况。
应该注意的是压气机进气道壳体有无下沉，如果发生下沉也会影响对中性，从而引起增压器振动。这种情况虽少见，但在BBCVTR631-lN型增压器上曾出现过，而且一般不易发现是由此引发的振动放障。
这是由于对其了解和掌握不够所致。为了正确管理和保养增压器，正确地排除故障和处理异常情况，就必须熟悉增压器的内部结构、工作原理，掌握其拆装顺序和要求，就会使增压器保持良好的技术状态。
在掌握内部结构和明确要求的前提下，才能进行增压器的拆装，拆装时才能作到心中有数。
按照规定的拆卸顺序和需求进行，不可破坏零部件原有的精度与表面粗糙度，尤其是轴承和轴颈工作表面，应清洁、上油、防止生锈。拆下的相关零件的相对位置必要时打上记号，以免产生安装错误。
在船上拆装增压器，不必拆下增压器壳体，只需抽出转子进行检修。下面以VTR400为例简要说明拆卸和安装转子的顺序。
拆下轴承端盖；拆下油泵(自带油泵式)；
拆下整个轴承组，并用蜡纸包好，以免弄脏。
拆下轴承端盖；拆下油泵（自带油泵式)。拔出轴承的内部零件，轴向减振弹簧片组、滚柱轴承外座圈等。把轴承零件用蜡纸包好，以免弄脏。
在重新安装前应把轴承箱清洁干净、准备好轴承备件、检查自带油泵的轴线。按与拆卸相反的顺序进行安装。最后测量压气机端的K值，并应符合要求。3.涡轮增压器的主要装配间隙增压器是高温下高速回转的精密机械，为了保证正常运转，必须严格控制运动件与固定件之间的配合间隙。
间隙太小，引起擦碰，如叶片与壳体、密封装置与壳体相碰，轻者损坏零件，重者造成严重的事故；
间隙过大，漏气损失增大，使增压器的效率大大降低。增压器的主要装配间隙如图9-5所示。各间隙大小随机型而异，具体数值在说明书中有明确规定。
4.增压器的校中增压器重新安装后应检查运动件——转子与固定件——增压器壳体之间的相对位置关系，即进行校中检验。但只有在增压器检修更换零件后进行，一般分为粗略检验和精确检验。粗检是用手转动增压器转子使之回转，倾听转动时有无擦碰声音。如果有擦碰说明转子对中不良，应查明原因予以消除。精检是在粗检合格后采用测量法进行校中检验。
1)主要测量间隙(1)间隙NN为压气机端推力轴承与转子端面之间的轴向间隙，即转子的轴向窜动量。
用于保证转子轴向热膨胀的情况下不会产生压气机叶轮或气封与增压器壳体相碰；L为压气机叶轮前方与壳体之间的间隙，保证叶轮前面不与壳体相碰；M为压气机叶轮背面与气封板之间的轴向间隙，保证叶轮背面不与气封(2)间隙L(3)间隙M相碰。
2)测量方法(1)测量N测量前，首先取下增压器两端的轴承端盖，分别在转子轴的左、右端施以轴向推力，使转子轴分别处于左、右两个极端位置，然后分别测量出转子在两个极端位置时转子轴的左端面至压气机壳体端面之间的距离K3、K4，值，则止推轴承处的轴向间隙N=K3-K4。
如VTR630型增压器的止推轴承轴向间隙N=0.17～0.23mm。
VTR631型增压器L=1.055～1.665mm。
VTR631型增压器M=0.275～1.185mm。当各间隙值符合说明书要求时，表明增压器转子与壳体的对中性良好，否则应查明原因，调整后再度测量。
惯性力的大小和方向随机器运转代周期性的变化。这种不平衡惯性力将加速机器中运动副的磨损和使机器产生振动，特别是高速、精密机器更为严重。为此应使惯性力得到平衡，消除或减轻振动。1）刚性回转件的平衡绕固定轴回转的回转件常因结构不对称、质量分布不均匀等在回转时产生不平衡。
当回转件以等速回转的，所产生的离心惯性力构成汇交于回转中心的平面汇交力系。为了平衡惯性力，在同一回转平面内增加一定的平衡质量（或相反位置减去），使其产生的离心力与原有质量所产生的离心力的向量和等于零，该力系得到平衡，称为平衡力系。回转件达到平衡状态，在任何位置都可保持静止，这种平衡称为静平衡。
回转件转动时产生的离心力不再是平面汇变力系，而是空间力系。这类构件采用静平衡方法不能解决其转动时的不平衡。为了要完全平衡离心力，可以任意选定两个平面，将各不平衡质量所产生的惯性力分解到两个平面上，从而将空间力系的平衡简化成两个平面上汇交力系的平衡。
只需将两个平面内分别加以适当的平衡质量，使两个平面内的惯性力的向量和均为零，离心力所引起的力偶矩向量和也等于零，回转件达到完全平衡。
这种平衡称为动平衡。2)回转件的平衡试验对于经过平衡计算并安装了平衡重的回转件，理论上虽说惯性力完全得到平衡。但是由于计算、制造和安装的误差以及由干材料的不均匀、毛坯缺陷等，使回转件实际上仍然存在不平衡。因此必须通过平衡试验来测定不平衡质量的大小和方位，然后再用加重或减重的方法予以平衡。
此外，由于生产中的许多回转件结构复杂，难以进行平衡计算，往往也是通过平衡试验的方法进行平衡。
例如，船舶机械和设备上的一些作回转运动的零件或部件都要通过平衡试验来获得平衡。根据回转件的结构尺寸和转速将平衡试验分为静平衡试验和动平衡试验，如表9-1所示。表9-1平衡试验(l)静平衡试验通过测定D/L≥5的回转件不平衡质量（大小和方向）来确定平衡质量的大小，位置和进行调整，使达到静平衡要求。新造和经修理的螺旋桨均需进行静平衡试验。
若回转件重心偏离回转轴，在所产生的静力矩作用下，回转件在支架上滚动或转动。运动停止后重心部位的位置最低。依此重心偏离方位，在其反向加平衡质量，逐步试验调整平衡质量的大小和位置，直至回转件可在任意位置静止不动。最后在质量大的部工作转速n回转直径D与其长度L的比值平衡试验任何转速D/L≥5静平衡>1000r/mD/L≤1动平衡
位去掉测定的质量，则回转件达到静平衡。
新造增压器的转子，营运船舶的增压器转子上的零部件经修理或更换后，必须进行动平衡试验。具体来说增压器转子在下列情况应进行动平衡试验：转子部件受机械损伤时；转子轴及涡轮叶片经修理后；涡轮叶片部分或全部更换后；压气机叶轮及导风轮经修理或更换后。生产中使用的动平衡试验机种类较多，有机械式的动平衡试验机、电子式的动平衡试验机和激光动平衡试验机等。
3）动平衡指标回转件通过平衡试验后，已将不平衡惯性力及其引起的动力效果减少到相当低的程度，但还会有些残余的不平衡存在。
这种残余的不平衡越小，不平衡惯性力的不良影响就越小，回转件的平衡状况就越好。所以，把回转件经平衡后的不平衡程度称为平衡精度。它是用来度量回转件不平衡程度的物理量。
轴承附加负荷与回转件的重径积、回转角速度有关：振动振幅与重径积、轴承刚度和回转件整机质量有关。所以，仅仅依据回转件的重径积大小是不足以表达出不平衡惯性力所造成的不良影响。用重径积表示回转件的不平衡度，没有反映出其与回转件质量的关系。因为同一不平衡度对于500kg和5kg的砖子的精度是不同的。
所以，应采用回转件的下平衡度（重径积）与其质量中心上的宽力之比来表示回转件的平衡精度，即，eFRG式中：e——偏心距或偏移量，mm；
G——回转件的重力，N。偏心距e是回转件重心相对其回转中心的距离，或称平衡精度。例如，当回转件的偏心距e为0.000001m时，说明回转件重心相对于回转中心偏移1μm或0.00lmm。
对于做动平衡实验的回转件其质量分布不在同一回转面内，则应以两个选定平面上的代替重量和平衡重量的总重心的偏心距e和回转件角速度ω的乘积表示惯性力的不良影响，即平衡精度。
目前，我国尚未定出平衡精度的标准，一般均是以回转件的许用偏心距[e]与回转件的角速度ω的乘积[e]·ω表示回转件的平衡精度，并按[e]·ω分级，如表9-2所示。图9-7为各种平衡精度等级下，回转件最高转速与许用偏心距e的关系。
表9-2各种典型刚性回转件的平衡精度等级典型刚性回转件示例平衡精度①[e]ω/1000mm/s精度等级G刚性安装的具有奇数气缸的低速船用曲轴转动装置4000G4000刚性安装的大型二冲程发动机曲轴转动装置1600G1600刚性安装的大型四冲程发动机曲轴转动装置，弹性安装的船用柴油机曲轴转动装置630G630
刚性安装的高速四缸柴油机传动装置250G250六缸和六缸以上高速柴油机曲轴转动装置、汽车和机车用发动机整体（汽油机或柴油机）100G100汽车轮、轮缘、轮组、传动轴、弹性安装的六缸或六缸以上的高速四冲程发动机（汽油机或柴油机）曲轴传动装置、汽车和机车用发动机曲轴传动装置40G40特殊要求的传动轴（螺旋桨轴、万向联轴器轴）、破碎机械的零件、农业机械零件、汽车和机车发动机（汽油机或柴油机）部件、特殊要求的六缸或六缸以上的发动机曲轴传动装置16G16作业机械零件、船用主汽轮机齿轮（商用船）、离心机鼓轮、风扇、航空燃气轮机转子部件、泵的叶轮、机床及一般机械的回转零件和部件、普通电机转子、特殊要求的发动机部件6.3G6.3燃气轮机和汽轮机的转子部件、刚性汽轮发电机转子、透平压缩机转子、机床主轴和驱动部件、特殊要求的大型和中型电机转子、小型电机转子、透平驱动泵2.5G2.5磁带记录仪及录音机驱动部件、磨床驱动部件、特殊要求的微型电机转子1.0G1.0精密磨床主轴、砂轮盘及电机转子、陀螺仪0.4G0.4①ω为回转见转动的角速度（S），[e]为许用偏心距（μm）；
但是废气涡轮增压器与柴油机是联合装置，工作密切相关，停增压器后必须采取相应措施保证柴油机可靠运转。根据增压器的增压方式、增压器的数量和损坏程度的不同，所采取的应急措施也不一样。具体作法可依增压器说明书的规定进行。一般采用如下原则处理。
2允许短时停车时，锁住转子当柴油机无旁通排烟管时，废气仍流经损坏的增压器排至烟囱。为了防止废气冲击转子，当海况允许短时停车时，采取停止增压器运转并锁住转子的措施。定压增压系统中的增压器，只需锁住转子的压气机端；脉冲增压系统中的增压器，需锁住转子的两端，因为废气的脉冲压力使转子产生过大的扭矩，仅锁住一端是不足以固定转子。
废气流经锁住转子的增压器时，还会加热转子，甚至使压气机叶轮过热，为此应使一定量的新气流经压气机进行冷却。对于仅设一台增压器的四冲程柴油机，自大气吸入的新鲜空
气流经增压器时进行自然冷却；对于设有两台增压器的二冲程柴油机，当一台增压器损坏停用时，为防止扫气箱中的新气倒灌造成漏损和使少量空气漏入压气机进行冷却，在锁住转子的增压器空气出口安装带小孔的封闭盖板。封闭盖板上小孔直径随增压器型号不同而异。例如，VTR400型增压器的封闭盖板上小孔直径为25mm；TR500型为32mm；
VTR630型和VTR631-l型为40mm。
利用随机专用工具锁住转子，并按说明书操作。转子锁住后，增压器壳体应继续冷却，但应停止轴承润滑。增压器损坏后锁住转子的应急措施具有简便、可缓解故障和防止事故扩大的优点，但转子受到高温和自重作用，短时间尚可，长时间作用将会引起转子变形。
3）允许长时间停车时，拆除转子当海况允许长时间停车时，充分的时间允许采用拆除转子并在增压器壳体两端和中间安装封闭盖板的措施。
随机提供这些专用盖板和工具，如图9-8所示。此法不仅防止事故扩大并使转子受到保护，但拆除转子和安装盖板工作量大，需要较长的工作时间。第二节船舶轴系
船舶轴系是船舶动力装置中的重要组成部分，承担着将主机发出的功率传递给螺旋桨，再将螺旋桨产生的轴向推力传递给船体实现推船航行的目的。船舶轴系是从主机输出端法兰起至尾轴为止，连接主机和螺旋桨。对于直接传动的推进系统，包括传递功率的传动轴及其轴承等零部件，主要有：推力轴和推力轴承、中间轴和中间轴承、尾轴和尾轴承以及其他附件等；
对于间接传动的推进系统，除有上述传动轴和轴承外，还有离合器、弹性联轴器和减速齿轮箱等部件。
船舶轴系的结构较为简单，但作用十分重大，维护管理好轴系，对保证船舶的安全航行至关重要。
对于民用船船来说，要有单轴系和双轴系之分；对于军用船来说，除单、双轴系外，还有多轴系。1.单轴系单轴系的结构如图9-9所示。单轴系轴线布置于船体的纵中剖面上，并平行于船体基线。单轴系的长度主要由中间轴数目来定，而中间轴的数目则取决于机舱位置。中机舱的中间轴数量多，轴系长。凡具有两节或两节以上中间轴的轴系称为长轴系；
尾机舱的中间轴数量少，甚至没有中间轴，轴系较短。
凡具有一节中间轴或无中间轴的轴系称为短轴系。轴系短不仅便于船舱布置、节省船舶建造费用，而且便于维护管理。所以目前造船趋势都是采用尾机舱或近尾机舱的船舶结构。
单轴系多用于大型海船、拖轮及内河中小型船舶，如油船、集装箱船及散货船等。2.双轴系双轴系结构如图9-10所示。两个轴系分别平行对称布置在船体纵中剖面的两侧，相对体船基线略有倾斜，以保证螺旋桨充分没入水中。由于船体结构的限制，螺旋桨至尾轴管距离较远，尾轴较长，需在船体外部设置人字架托住悬伸于船外的尾轴。
为了便于拆装将尾轴分为两段制造，中间用联轴器连接。
在船体尾轴管内的轴段仍称为尾轴；悬伸在船外的轴段与螺旋桨连接，并由人字架支承，这段轴称为螺旋桨轴。双轴系船舶具有高速、机动性好和生命力强的特点。但双轴系结构复杂、配套设备多，如双轴系为双机双桨，建造和修理工作量大，费用高。一般多用于客船和军用舰船。
轴系和主机安装时轴系理论中心线是重要安装基准，根据轴系理论申心线确定主机的安装位置和轴系各传动轴和轴承安装位置。所以，轴系理论中心线十分重要。新造船舶在船体建造时确定轴系理论中心线的实际位置。生产中采用拉线法或光学仪器法来确定轴系理论中心线的位置。拉线法适用于短轴系船舶，钢丝线的直径为0.5～l.0mm。光学仪器法适用于长轴系船舶。
1.基准点的确定轴系理论中心线是根据其基准点来定位的。
基准点有两个，即首基准点和尾基准点。
首基准点的轴向位置一般取距离主机首端l～2个肋位处或在机舱前隔舱壁上；尾基准点取在船尾零号肋位或其后1～2m处。如图9-11所示。左右位置单轴系的首、尾基准点左右位置位于船纵中剖面线(即轴系理论中心线的投影线)上，一般在船体建造时确定船纵中剖面线的位置；双轴系则以船纵中剖面线为基准，在其左、右按图纸规定的尺寸确定两条轴系的中线。
在首、尾基准点和尾轴管首、尾端等处设立基准靶或拉线架便可以确定轴系理论中心线。
根据首、尾基准点的三维位置调节钢丝线的位置，使钢丝线通过基准点。拉线前，应先在机舱后隔壁舱、尾隔舱壁面内上相应位置开孔，以使钢丝线穿过。
由于钢丝线自重产生下垂而不能准确代表轴系理论中心线，轴系越长误差越大。为此应进行修正；求出钢丝线在各隔舱壁、中间轴承等处的下垂量，使钢丝所定位置升高相应的下垂量即可。利用所拉出的轴系理论中心线进行以下的检查：(1)检查人字架轴毂孔、尾柱轴毂孔中心线是否在此线上；
利用钢丝线确定各加工部位的中心点，即在人字架轴毂前、后端面，尾轴毂后端面，尾隔舱壁加强垫板端面，机舱前、后隔舱壁上，以钢丝线为中心画出十字线、加工圆线和检查圆线。首先依钢丝线在上述各面上画出十字线并打冲孔，随后拆去钢丝线，依十字线冲孔定出中心并打上冲孔(在各面开孔处嵌上木板)，即理论中心。
再依此中心冲孔在各壁面和端面上面出加工圆线、检查圆线，并在其上打冲孔作为加工和永久检查的记号，以备人字架轴縠、尾轴管等镗孔及日后检查和修船使用。
拉线法所用工具简单、操作方便。适用于短轴系。2.光学仪器法当轴系较长时，可采用光学仪器法确定轴系理论中心线的位置。先在首、尾基准点处设基准光靶，调节光靶使其十字线中心位于基准点上。然后调节光学仪器使其光轴线通过基准靶上的十字线中心，则光学仪器的光轴线即是轴系理论中心线。当然，在光轴线通过的隔舱壁上应预先开孔。
利用光轴线在各壁面和端面上划出加工圆线和检查圆线并打上冲孔。
生产中使用的光学仪器依确定轴系理论中心的方法不同有多种。例如，望光法可采用准直望远镜或经纬仪望远镜；投射法采用激光导向准直仪或激光衍射准直仪。3.按照轴系理论中心线镗孔轴系理论中心线确定后，依此在人字架轴毂和尾柱毂端面、各隔舱壁面划出的加工圆线，以其为基准进行上述部位的镗孔。
采用专用镗削装置(俗称镗排)加工各端面、壁面上的孔达到要求的精度，保证轴系的安装质量。
轴系位于船体水线以下部位，运转时不仅受到主机传递的扭矩作用、轴系自重引起的弯曲变形，而且还受到螺旋桨产生的阻力矩和推力作用。此外，还受到轴系校中、安装、船体变形、船舶振动及螺旋桨水动力等引起的附加应力的周期作用。船舶主机的紧急停车、频繁机动操车，或者在台风、大浪中剧烈摇摆时，上述情况就更加严重，并使轴承负荷加重。
传动轴工作表面与轴承的相对运动还会产生过度磨损，在海水和滑油介质中受到腐蚀。
所以，船舶轴系在运砖中会产生声音异常、振动、轴承温度升高、传动轴磨损加剧、密封装置漏泄等损坏，严重时甚至产生断轴事故。轮机人员应作好日常的维护修理，使轴系处
于良好的技术状态并应掌握船舶轴系的有关理论知识和实际检验方法。第三节轴系状态的检验航行中轴系、螺旋桨可能产生各种故障，需要进行船员自修或进厂修理。为了准确地确定修理范围、修理项目、修理方案和修理工作盘，在修理前必须进行各种检验。值得注意的是。
船舶轴系和螺旋桨等零件都很笨重，所在位置狭窄和不便，拆卸和安装的工作量大、周期长，并且需要进坞，修理费用高，所以轴系检修是一项艰巨而又复杂的工程。
因此，对轴系和螺旋桨的修理要特别慎重，不可轻易进行。修理时对修理质量的监督和检验亦应严格否则，不仅造成经济和船期的浪费，更重要的是影响船舶的安全航行。
2检测各轴承的温度；3检查轴系润滑油和冷却水漏泄情况。
由于轴承磨损、船体变形或海损事故等造成轴系校中状态的变化，即轴系中心线发生弯曲、各传动轴之间产生不同轴的现象。新造船舶或经大修船舶的轴系校中质量好坏和营运船舶的轴系校中状态好坏，对轴系和主机的正常运转以及船舶振动均有很大影响，特别是对轴径大、轴承间距小、刚性强的轴系影响更为显著。
轴系校中质量差和校中状态变坏却会在运转时引起尾轴承的迅速磨损甚至烧坏，尾轴管密封装置迅速磨损产生漏泄，曲轴臂距差超过规定值，破坏减速齿轮的正常啮合和支承轴的正常工作，引起船体振动等。
轴系校中状态的检查包括轴系中心线偏差程度的检查、尾轴与中间轴及中间轴与推力轴(或齿轮减速箱输出轴、离合器轴)同轴度误差的检查。检查时，为了提高测量精度，减少温度、振动与船体变形的影响，要求在夜间或阴雨天气和平潮时进行检测，并且应停止一切冲击、敲打等振动性作业。
1）相邻轴连接法兰的相对位置轴系中心线发生弯曲变形将会影响传动轴之间连接法兰的相对位置的变化，使连接法兰处产生偏移和曲折。图9-13示出相邻轴连接法兰处四种相对位置的情况：图(a)为相邻轴两法兰中心线同轴，即相邻轴同轴，法兰处的偏移值δ和曲折值Ψ均为零；
图(b)为相邻轴两法兰中心线不同轴但平行，即相邻轴轴心线平行，只发生偏移，法兰处的偏移值δ≠0，但曲折值Ψ=0；图(c)为相邻轴两法兰中心对准，但中心线相交成一定角度，即相邻轴轴心线相交，只发生曲折，法兰处的曲折值Ψ≠0，但偏移值δ=0；
图(d)为相邻轴两法兰中心不对准且中心线相交成一定角度，即相邻轴轴心线相交，同时发生偏移和曲折，法兰处的偏移值δ≠0，曲折值Ψ≠0此种现象是通常发生的情况。
由于轴系的实际变形难以直接检测，所以通过测量轴系各对法兰上的偏移值和曲折值，或者采用光学仪器来检验轴系中心线的偏差度，来了解轴系的实际变形情况。2)偏移值和曲折值的测量和计算相邻轴两连接法兰的轴心线不同轴但平行的现象称为偏移，偏移的数值称偏移值，用符号δ表示；
相邻轴两连接法兰的轴心线相交的现象称为曲折，相交角度的大小称为曲折值，用符号Ψ表示。
测量偏移值δ、曲折值Ψ的方法有以下两种：(1)直尺一塞尺法采用钢直尺和塞尺测量相邻轴连接法兰上的偏移值和曲折值。测量时，将直尺依次紧贴于法兰的外圆面的上、下、左、右4个位置上，用塞尺依次测量直尺与另一个法兰外圆面的间隙Z上、Z下、Z左、Z右4个数值，如图9-14(a)所示。通过以下公式计算求出偏移值δ。
在垂直平面内相邻轴连接法兰上的偏差值δ⊥为：δ⊥=（Z上+Z下）/2在水平平面内相邻轴连接法兰偏移值δ_为:δ_=（Z左+Z右）/2用塞尺分别在相邻轴连接法兰的上、下、左、右4个位置测量两法兰端面之间的间隙Y上、Y下、Y左、Y右4个数值。
通过以下公式计算求出曲折值Ψ。在垂直平面内相邻轴连接法兰的曲折值Ψ⊥为Ψ⊥=（Y上-Y下）/Dmm/m在水平平面内相邻轴连接法兰的曲折值Ψ_为Ψ_=(Y左-Y右)/Dmm/m式中，D——法兰直径，mm。在修造船中，直尺一塞尺法应用较多。此法简单、方便、灵活，但精度较低。
尤其在法兰外圆面、端面腐蚀、粗糙时或两法兰直径不等时精度就更低，甚至无法测量。
测量时将相邻两根轴同时、同方向、同角度回转，每转90º用塞尺分别测量两对指针间的径向间隙Z和轴向间隙Y。上、下两对指针分别以注脚1和2标记，可测得垂直方向Z1上、Z1下、Z2上、Z2下，Y1上、Y1下、Y2上、Y2下和水平方向Z1左、Z1右、Z2左、Z2右，Y1左、Y1右、Y2左、Y2右间隙。
依下式计算出垂直平面内的偏移值δ⊥和曲折值Ψ⊥：mmmm/mδ⊥=[(Z1上+Z1下)-(Z2上+Z2下) ]/4Ψ⊥=[(Y1上+Y1下)-(Y2上+Y2下)] /2D水平平面内的偏移值δ_和曲折值Ψ_:δ_=[(Z1左+Z1右)-(Z2左+Z2右)]/4Ψ_=[(Y1左+Y1右)-(Y2左+Y2右)] /2Dmmmm/m指针法测量精度较高，当法兰外圆腐蚀或两法兰直径不等时采用指针法测量可保证精度，但操作较麻烦。
3）用相邻轴连接法兰上的偏中值检验轴系中心线的偏差度相邻轴连接法兰上的偏中值是其偏移值和曲折值的统称。检验修理船舶的轴系中心线偏
差度是采用直尺一塞尺法或指针法所获得的轴系各对法兰上的偏移值和曲折值来衡量。
通常轴系的每节中间轴用一个中间轴承支承，测量偏中值需拆去法兰连接螺拴，所以应增设临时支承，以支承中间轴。临时支承的位置应以使轴自重所引起的附加偏移值Δδ、附加曲折值ΔΨ最小为原则。图9-15为临时支承位置距法兰端面的距离太近或太远，均使轴自重的影响较大，即Δδ、ΔΨ均较大。
所以，一般在距法兰端面(0.18～0.22)L（L为中间轴长度）处加设临时支承，或依设计图纸加设临时支承。
加设临时支承后，拆去轴系各对法兰上的连接螺栓。如两法兰用中心凸起定位，应在拆去螺栓后使两法兰脱开，中间有0.5～1.0mm的间隙。若连接螺栓锈死，应设法拆除，但一定要保护螺栓孔的螺纹精度。
实测法兰上的偏移值和曲折值应符合船舶轴系修理技术标准表9-3。长轴系为挠性轴，对弯曲变形不敏感，故要求偏差较小；短轴系为刚性轴，轴系稍有弯曲变形就会引起主机尾端轴承和尾轴的尾前轴承产生较大的附加负荷，故要求偏差较大。
CB/T3420-92表9-3轴系各法兰校中安装的偏差要求曲折φmm/m偏移δmm要求校中部位分类≤0.20≤0.15推力轴与相邻中间轴法兰长轴系≤0.25（上开口之值）δ=0时尾轴安装间隙的25%尾轴与相邻中间轴法兰≤0.50（下开口之值）按8.3.2规定的原则：参照尾轴与相邻中间轴法兰的要求稍许降低，各中间轴法兰的δ、φ值基本上是平均分配，但靠近轴系中间部分的法兰，要求可相应降低些。
当δ=0时，φmax≤0.6mm/m。合理分配中间轴相邻法兰的δ、φ值。
中间轴与中间轴相邻法兰≤0.25≤0.25短轴系≤2.00≤0.60≤离合器≤1.00≤0.40≤1.00≤0.40弹性橡胶圈连接螺栓联轴器法兰≤0.10—主机曲轴与推力轴（或齿轮轴）法兰2．轴系两端轴同轴度偏差的检验主机曲轴和尾轴分别位于轴系的两端，故又将曲轴和尾轴称为端轴。
检查轴系校中状态时，还应对尾轴与中间轴，中间轴与推力轴或与曲轴的同轴度偏差进行检查，即对轴系的两端轴同轴度偏差进行检查。测量出两端轴法兰的总偏移值δ总和总曲折值Ψ总，以判断轴系中心线的技术状态。轴系中心线产生同轴度偏差是由于轴系长期运转使轴承过度磨损、船体或机座变形或发生严重的海损事故等，致使两端轴发生偏离。
生产中采用平轴法、平轴计算法，拉线法或光学仪器法等来检测同轴度偏差。
以下简介平轴法的检验步骤：（1）按要求在各中间轴增设临时可调支承；
拆去各对法兰连接螺栓并使两法兰脱开；3以尾轴(或曲轴、推力轴)的法兰为基准，自尾向首(或相反)通过逐个调节中间轴承和临时支承来调节中间轴的位置，以使自尾向首(或相反)的每对法兰上的δ=0、Ψ=0；
4测量第一节中间轴首端法兰与曲轴或推力轴尾端法兰（或最后一节中间轴尾端法兰与尾轴首法兰)上的偏移值和曲折值，也就是两端轴法兰的总偏移值δ总和总曲折值Ψ总，如图9-16所示；
5与标准比较，测量出的两端轴法兰的偏中值（δ总和Ψ总）应符合船舶轴系修理技术标准表9-4。表中L计算为轴系发生弯曲部分的长度，随主机与轴系的连接形式不同有不同的选取方法，如图9-17所示。轴系中心线允许的总偏差根据所测轴系的计算长度L计算和最小轴径d从表9-4中查出δ总和Ψ总，并以此作出Ψ总-δ总的坐标三角形。如图9-18所示。
例如，采用平轴法测得某轴系的总偏中值δA、ΨA，其在坐标上的交点A位于三角形内(阴影部分)，则该轴系的同轴度偏差在要求的范围之内；
若测得的总值中值δB、ΨB在坐标上的交点B位于三角形之外，说明该轴系的同轴度偏差过大，超过规范要求，应进行修理。
对此应采用调节相关中间轴承和中间轴位置的方法，使法兰上超过标准的δ、Ψ调整到许可范围内；
与轴系的同轴度误差较大时，表明轴系的偏差度也不符合要求。为了使轴系同轴度符合要求，必须采用改变两端轴的相对位置来调整轴系的状态。
但是应保证尾轴承或尾轴管偏心镗削后尾轴承或尾轴管最薄处的壁厚尺寸，以满足强度要求。
但是改变主机位置的工程量很大，并且也受机舱的限制。
CB/T3420-92表9-4轴系中心线偏差要求总曲折φ总（δ=0）mm/m总偏移（δ总=0）mmL计算m轴的最小直径dmm500400300200150100500400300200150100——0.140.210.280.42——0.420.650.851.255—0.200.260.390.510.78—1.301.702.603.505.2100.220.290.390.580.781.172.301.903.905.807.8011.7150.310.390.520.781.041.564.205.206.9010.413.920.8200.470.580.781.1716.62.344.9011.715.623.431.245.8300.620.781.041.562.073.1216.620.827.741.655.583.2400.780.971.300.592.59—26.032.543.365.086.7—500.941.171.562.34——37.446.862.493.6——601.091.361.82———51.063.784.9———70
说明：本页原文数据存在粘连，表格未能安全拆分，以上按段落保留原文，建议对照原课件图片核对。
1.261.56————66.683.2————80(3)采用偏心镗削尾轴承或尾轴管和改变主机位置的两个措施，即通过改变两端轴的轴线位置来达到同轴。但是此种方法工程量更大，制约的因素也更多。在船舶轴系的实际运转中，一般轴系的同轴度误差均在允许范围内，仅偏差度容易出现不符合要求的情况，但当个别法兰上的δ、Ψ超过标准时，对轴系的运转无影响。
一般不需调整。
轴系产生过大的同轴度误差通常是在发生海损事故，船体受到较大破坏时，例如，船舶搁浅使机舱或船尾遭创伤。第四节船轴的检修一、船轴船轴或称传动轴，是对钢质船舶的尾轴(螺旋桨轴）、中间轴和推力轴的统称。
尾轴的结构简单，主要结构形式如图9-19(a)所示。1)按尾轴与其法兰的连接方式分为固定式和可拆式固定式尾轴与其法兰为一体，或整体锻造或分体焊接而成。虽结构简单，但拆装尾轴不便，只能从船内进行拆装，工程量大，为吊出尾轴甚至需移开最后一节中间轴和轴承。可拆式尾轴本体与其法兰分别制造，如图9-19(d)所示。
靠尾轴锥部与可拆法兰锥孔紧配对中，用键和螺纹连接成一体。
结构复杂，但拆装方便、可自船外装入或抽出尾轴。2)按尾轴润滑方式分为油润滑式和水润滑式油润滑式尾轴的工作轴颈较非工作轴颈尺寸大，精度和表面粗糙度要求高；水润滑式尾轴工作轴颈包覆钢套以防腐蚀，一般采用热套工艺将铜套装于轴上。非工作轴颈可包覆玻璃钢或橡胶保护层。尾轴铜套一般应为整体铸造。大型海船尾轴工作轴颈较长可达3m以上。
铜套过长，加工制造和套装均较困难，一般铜套长度不超过600～1000mm，否则分段制造。
要求分段套合的铜套必须保证接缝处的水密性，绝不能渗漏。如果水自接缝处渗入将会造成尾轴锈蚀引起断轴的危险。接缝允许采用氩弧焊填补，搭接缝采用锡焊填补、机械滚压接平或环氧树脂填补，如图9-20所示。接缝搭口处的水密性用0.2MPa的试验压力进行油压试验，合格后将泵油孔用铜螺丝和红丹白漆封堵。
螺旋桨与尾轴用键连接时，尾轴锥体上的键槽首端加工成雪撬形(轴径d大于500mm时）以减少应力集中造成的裂纹与断轴事故。
2.中间轴中间轴位于主机曲轴(或推力轴)与尾轴之间，承担传递主机动力的任务。中间轴由法兰和轴构成，可采用整体锻造或分锻焊接成一体，工作轴颈较非工作轴颈一般大5～20mm。如图9-19(b)所示。各中间轴法兰用螺栓连接。中、小型船舶的法兰连接螺栓普遍采用加工容易的圆柱螺栓；
大、中型船舶则广泛采用圆锥形紧配螺栓，其对中性好，不易松动，但加工较难。
对采用圆柱形螺栓的法兰，其中紧配螺栓数应不少于螺栓总数的50%，并使两种螺栓相间排列。锥形紧配螺栓与孔应均匀接触，接触面积应在75%以上。3.推力轴推力轴位于曲轴与中间轴之间，主要承受螺旋桨产生的轴向推力和防止此力作用于主机曲轴。按法兰与轴的连接方式分为整体式和可拆式，船上广泛采用整体式。推力轴直径较大、长度较短，所以刚性好。
推力环两侧与推力块相配。
推力轴结构如图9-19(c)所示。
采用百分表测量轴颈和法兰的径向圆跳动量，测量值应分别符合表9-5、表9-6规定。非工作轴颈圆度公差不得大于表9-5规定值的2.5倍；工作轴颈长度大于轴颈时，每增大100mm，圆柱度公差值应增加0.005mm。
CB/T3417-92表9-5船轴磨损极限（mm）光车修理后尾轴磨损极限中间轴、推力轴磨损极限轴径d圆度、圆柱度圆柱度圆度圆柱度圆度开式水润滑油润滑开式水润滑油润滑0.0100.150.130.130.100.090.08≤800.0100.180.150.150.120.100.09>80-1200.0150.220.170.170.140.120.10>120-1800.0150.280.200.200.160.140.12>180-2600.0200.360.230.230.180.160.14>260-3600.0200.450.270.270.200.190.16>360-5000.0250.550.320.320.230.230.18>500-7002)船轴磨损修复(1)光车修复尾轴、中间轴和推力轴的工作轴颈磨损后采用光车修理，其最小工作轴颈可至非工作轴颈。
修后的圆度、圆柱度应符合表9-5规定。采用喷涂工艺恢复船轴原设计尺寸，但喷涂金属层厚度不超过(2)喷涂金属恢复尺寸3mm。
CB/T3417-92表9-6船轴轴颈径向圆跳动（mm）非工作轴颈工作轴颈及锥体部分轴长与工作灼径之比L/d光车修理后极限跳动光车修理后极限跳动0.120.360.030.12≤200.160.480.040.16>20-350.200.6540.050.20>35-500.240.720.070.24>50-650.280.840.090.28>65-800.320.960.120.32>80-95
说明：本页原文数据存在粘连，表格未能安全拆分，以上按段落保留原文，建议对照原课件图片核对。
尾轴锥部大端截面变化处、键槽根部、尾轴铜套接缝处轴颈等均易产生裂纹。尤其是柴油机扭振引起铜套缺陷处尾轴表面的十字裂纹。严重时使尾轴断裂。发现铜套接缝不良时，应拆去铜套检查尾轴的腐蚀与裂纹情况。
铜套接缝漏泄使尾轴腐蚀，在交变应力作用下产生腐蚀疲劳；尾轴的轴承间隙过大引起冲击负荷；轴系安装不正确及轴系振动等。2船轴裂纹的修理(1)采用着色探伤、磁粉探伤、超声波探伤或钻孔法检查船轴表面裂纹的长度和深度；
焊补工艺应经认可，焊后应保温缓冷。
油润滑尾轴，部分尾轴在海水中工作，大部分在油中工作；水润滑尾轴全部在海水中工作，尾轴受到严重的海水腐蚀。尾轴锥部腐蚀最为严重，铜套接缝不良处海水渗入腐蚀尾轴。2船轴腐蚀修理(1)尾轴桨端锥体锈蚀呈圆弧状，且个别锈蚀长度不大于该处圆周长的1/8，深度不超过轴径的3%；较长锈蚀长度不大于该处圆周长的l/3，深度不超过轴径的2%；
船轴整个圆周锈蚀深度平均值不超过轴径的1.5%时，经清理检查后可继续使用。
尾轴铜套磨损较重时可采取以下修理方法，(1)光车铜套，消除几何形状误差后铜套厚度应符合表9-7规定。
CB/T3417-92表9-7尾轴铜套厚度（mm）极限厚度光车修理时厚度非工作轴颈部位厚度新制铜套最小厚度t0.015d+3.5≥0.02d+5≥0.75t≥0.03d+7.5注：d为轴径，mm。第五节尾轴管装置的检修一、尾轴管装置尾轴管装置是用以支承尾轴和螺旋桨、密封船体不使海水进入尾轴承和防止润滑油自尾轴承溢出的设备。
通常尾轴管装置是由尾轴管本体、尾轴承、密封装置和冷却、润滑系统等
组成的。根据尾轴承润滑剂的不同，分为水润滑尾轴管装置和油润滑尾轴管装置，如图9-21所示。1.尾轴管尾轴管本体可用铸钢（ZG230-450）、铸铁(HT250、QT450-10)、20钢管或船用钢板焊接而成。单轴系尾轴管本体及船体尾部如图9-22所示。将尾轴管本体装入船体尾部，在尾轴管本体首端法兰与尾隔舱壁平面间加密封垫片后用螺栓固紧；
尾轴管尾端外圆螺纹用锁紧螺母将尾轴管紧固在尾柱毂上，螺母与尾柱毂后端面紧贴，0.05mm塞尺插不进。
尾轴管在船体上装好后，进行尾尖舱水密试验，各结合部位不允许有任何渗漏。
尾前轴承位于尾轴管前端，较短；尾后轴承位于尾轴管后端，较长。有的大型船舶尾轴管较短，只有尾后轴承，而将尾前轴承移至尾隔舱壁与尾轴法兰之间。尾轴承大多为滑动轴承，根据轴承衬的材料和润滑剂的不同分为水润滑尾轴承和油润滑尾轴承分。目前，新造船舶多为油润滑尾轴承。尾轴承由轴承衬套和轴承衬构成。
水润滑尾轴承衬套的材料采用铸铜（ZCuSn10Zn2、ZCuZn40Mn2），轴承衬的材料采用铁梨木、层压胶木、橡胶和合成材料；
油润滑尾轴承衬套采用铸钢（ZG230-450）或铸铜（ZCuSn10Zn2），轴承衬采用白合金。1）水润滑尾轴承水润滑尾轴承衬的材料主要有铁梨木、层压胶木、橡胶、合成材料（尼龙、赛龙等）。尾轴承的长度应不小于尾轴直径的4倍。利用舷外海水自然流入尾轴承进行润滑与冷却。为了控制海水流入量，在尾轴管前端尾轴处装有密封装置。
航行时，旋松密封填料压盖的螺栓，使海水顺利流进轴承满足润滑与冷却之需；
停航时，则应旋紧螺栓，防止海水大量漏入机舱。
铁梨木盛产于中美洲、西印度群岛和南美北部等热带地区。铁梨木生长缓慢、直径20mm的树需10年。材质细密、坚硬、比重大(约为1.2)，含有丰富的树脂，具有耐水浸、耐蚀和耐磨等特点。干燥时会产生变形和裂纹。铁梨木中除木质和树脂外，还含有树脂精汁等。精汁与水作用形成乳状粘液，具有润滑作用使摩擦系数大大降低。
例如，铁梨木与青铜在水中相对运动，摩擦系数为0.003～0.007。
此外，摩擦系数随水温升高而增大。如果保持水温低（50ºC左右）、水量充足，则铁梨木具有很高的耐磨性。铁梨木轴承的结构如图9-23（a）所示。
将铁梨木板条(一般厚度为15～35mm、宽度为60～80mm、长度为150～300mm)紧密地镶嵌在轴承衬套中，为防止铁梨木板条位置错动在衬套内铁犁木板条之间安装2～3根铜质止动条（厚度为铁梨木条厚度的60%），紧贴衬套内表面并用螺钉固定。
衬套内下半部分铁梨木板条表面为立纹(纤维方向与尾轴中心线垂直)，上半部分木板条表面为顺纹（纤维方向与尾轴中心线平行）。木板条之间形成V形、U形或梯形水槽，如图9-23(b)所示，以利海水流通进行润滑和冷却，但在下半瓦90º范围内无水槽。
我国研究试验成功的层压胶木已应用于生产，它是以桦木为原料，将桦木薄板浸于酚醛中制成板坯。再经高温、高压制成板材。桦木层压胶木具有材质致密、坚硬、耐热、绝缘性好、较好的耐磨性和可承受冲击负荷等特点。此外。成材率高达85%(铁梨木只有20%)，价格便宜。缺点是脆性较大，耐磨性也不及铁梨木。
桦木层压胶木尾轴承的结构基本与铁梨木尾轴承相同，将层压胶木制成板条镶于尾轴承衬套中，其上、下瓦板条均采用耐磨性好的立向纤维作摩擦面。
轴径<360mm的尾轴承可不加止动条。板条之间亦要形成V形、U形或梯形水糟，在下瓦90º范围内无水槽，如图9-24(a)所示。
缺点是工作温度低，超过65ºC就会很快老化，也不耐油，遇油老化。橡胶尾轴承可在含泥沙的水域工作，充分的冷却条件下使用寿命为铁梨木尾轴承的2～4倍。橡胶尾轴承工作平稳、容易安装校中、轴承负荷分市均匀，但橡胶中的硫会对尾轴产生腐蚀作用。橡胶尾轴承的结构分为板条式和整体式两种。
板条式尾轴承中的板条是由金属衬板（铜板或镀铜钢板）外包橡胶制成的，如图9-24(b)所示，应用于尾轴直径>360mm、负荷较高的尾轴承中。
图9-24（c）、(d)为整体式橡胶尾轴承，应用于尾轴直径较小的船舶上，如内河中小型船舶及工程船。
赛龙作为尾轴承材料已被世界各大船级社认可，如英国劳氏船社（LR）、法国船级社（BV）、美国船级社（ABS）、日本海事协会（NK）和中国船级社(CCS)等。赛龙是由高性能热固性树脂合成的均质聚合物。具有弹性好、耐磨性好、耐腐蚀和不会剥落的特点，但其导热性差，且不耐高温。
赛龙尾轴承材料的性能优于铁梨木、尼龙和层压胶木等尾轴承材料，使用寿命约是其他尾轴承材料的4倍。
工作温度在-65～107ºC范围之内，赛龙轴承可承受冷缩安装的温度达-196ºC，而不会硬脆。赛龙轴承侵入水或水溶液的温度不得超过60ºC，否则会产生水解作用使轴承变软，因此赛龙尾轴承冷却水温度在50ºC以下，冷却水量为每英吋轴径每分钟4公升。赛龙尾轴承结构有圆筒形和板条形。
圆筒形适用于200～1000mm的尾轴，板条形适用于270～749mm的尾轴。
圆筒形尾轴承内孔铸有水槽，板条形尾轴承可手工或采用锯、刨削和铣削等加工出水槽。2)油润滑尾轴承油润滑尾轴承常采用白合金、青铜、铸铁作为尾轴承材料，其中以白合金应用最广泛。白合金尾轴承的长度应不小于尾轴直径的2倍。中、小型船舶，尤其内河船舶普遍采用白合金尾轴承和以油作冷却润滑剂的闭式润滑系统。
目前，越来越多的大型海船采用白合金尾轴承，新造船舶几乎全部是白合金尾轴承。
这主要是由于铁梨木价格贵使造船成本提高；铁梨木尾轴承的船舶不适于在泥沙较多的内河或航区航行，泥沙随海水或河水进入尾轴承使之迅速磨损；随着船舶吨位的增大，尾轴承负荷也不断增加，水润滑尾轴承因水的粘度低，水膜较薄而承载能力低，也造成铁梨木尾轴承磨损加剧；油膜承载能力大，油的润滑性能优于水，尤其是油润滑尾轴承密封装置优良，能有效地密封。
白合金尾轴承常用锡基巴氏合金(ZChSnSb11-6、ZChSnSb7.5-3)。
将白合金浇铸在尾轴承衬套上，如图9-25所示。油润滑尾轴承和尾轴在闭式润滑系统中工作，尾轴不需套装铜套。
铁梨木尾轴承过度磨损使铁梨木板条厚度大大减薄，轴承间隙增大，运转时产生冲击和振动。过大的冲击负荷又会导致铁梨木尾轴承产生裂纹或开裂。因此，船舶进坞检修时应测量尾轴承间隙和尾轴承孔的直径，确定铁梨木板条的厚度。尾轴承间隙和铁梨木板的厚度应不超过表9-8的规定。
尾轴承的安装间隙Δ和极限间隙Δmax可依下式计算：Δ=0.003d+(0.50～0.75)mm
Δmax≈4Δmm式中d——尾轴直径，mm。尾轴承间隙一般是在距尾后轴承尾端l00mm处的垂直方向测量径向间隙。中机型船舶尾轴架处尾轴承极限间隙按表9-8规定值增大20%；尾机型船舶尾轴承极限间隙取表9-8规定值的75%。当铁梨木尾轴承间隙超过极限值，而铁梨木板条厚度低于极限值时，采取以下修理方法：(1)更换尾轴铜套来调整尾轴承间隙。
新制铜套厚度允许加大到原设计厚度的1.25倍，可使尾轴承间隙减小至规定值；
当铁梨木尾轴承间隙和铁梨木板条厚度均超过极限值，采取以下方法修理：（l）换新尾轴承；2仔细检查后依具体情况采用局部换新的方法；3缺少铁梨木材料时，采用上、下瓦对调的方法。铁梨木板条产生裂纹或开裂时，应局部或全部换新。由于铁梨木干燥易裂，故在坞修时要注意保持铁梨木尾轴承的湿态。
例如，抽出尾轴后，应将尾轴承孔内充水或填塞湿木屑或湿草包，也可将轴承孔内表面涂一层牛油，并将尾轴承孔两端堵死。
修理时需经常向尾轴承喷水，保持湿态。2)层压胶木尾轴承的检修层压胶木尾轴承磨损后尾轴承间隙和板条厚度均应符合表9-8的规定。安装间隙Δ和极限间隙Δmax。，计算公式同铁梨木尾轴承。
CB/T3420-92表9-8铁梨木和层压胶木尾轴承间隙（mm）安装更换轴径d新制板条最小厚度安装间隙板条极限厚度极限间隙—0.90-1.00—3.50≤100—1.00-1.10—4.00>100-12011.001.10-1.206.004.50>120-15012.001.20-1.306.505.00>150-18012.001.30-1.407.005.50>180-22013.001.40-1.507.006.00>220-26014.001.50-1.658.006.60>260-31015.001.65-1.809.007.30>310-36016.001.80-2.0010.008.00>360-44018.002.00-2.2011.508.70>440-50020.002.20-2.4013.009.50>500-60022.002.40-2.6014.5010.50>600-700层压胶木尾轴承产生过度磨损、松动和碎裂等损坏时，依具体情况分别采用局部或全部换新的方法修理。
3)橡胶尾轴承的检修橡胶尾轴承磨损后尾轴承间隙应符合表9-9的规定。金属板条橡胶尾轴承的安装间隙Δ依下式计算：Δ=0.002d+0.50mm式中d——尾轴直径，mm。
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整铸式橡胶尾轴承安装间隙Δ依下式计算：Δ=0.002d十0.20mm式中：d——尾轴直径，mm。
CB/T3420-92表9-9橡胶尾轴承的间隙（mm）整铸橡胶尾轴承金属板条橡胶尾轴承轴径d极限间隙安装间隙极限间隙安装间隙3.500.45-0.503.500.60-0.70≤1004.000.50-0.554.000.65-0.75>100-1204.500.55-0.604.500.70-0.80>120-1505.000.60-0.705.000.75-0.85>150-180——5.500.80-0.95>180-220——6.000.90-1.05>220-260——6.501.00-1.15>260-310——7.201.10-1.25>310-360——7.801.20-1.35>360-440——8.501.30-1.50>440-500——9.001.45-1.70>500-600——10.001.65-1.90>600-700尾轴承间隙超过极限值时，不允许偏心磨削橡胶尾轴承的板条，但可锉削板条背面。
使轴承间隙符合要求。备件缺少时可将上、下橡胶板条对调，以继续使用。橡胶老化、脱壳、剥落严重时应换新。4）赛龙尾轴承的检修赛龙尾轴承磨损后的尾轴承极限间隙应符合表9-8的规定。安装间隙Δ可依标准中的公式计算(参见CB/T3420-92)。超过极限间隙时应换新尾轴承。
广泛采用传统的填料函式密封装置，图9-26为其结构示意图。此种密封装置主要靠牛油填料3阻止尾轴承内的海水流入机舱，填料3在压盖6的预紧力作用下与尾轴7紧密接触达到阻水密封之目的。尾轴承磨损使尾轴下沉时，可径向调节填料函本体使与尾轴承同心，保证密封效果。引入具有压力的舷外海水冷却和冲走积存在填料函内的泥沙。
填料一般多采用浸油脂的棉、麻绳或尼龙绳。
填料函式密封装置具有结构简单、工作较可靠、维护管理方便等优点，但磨擦损失大、容易损伤尾轴或铜套。2)填料函式密封装置的检修填料函工作时允许有少量海水流出，其极限工作温度为60ºC。由于安装不良使尾轴磨损和填料磨烂，导致大量海水漏入机舱，应更换填料。
长度不足，两端出现间隙而密封不良；过长，又会出现两端搭接造成安装困难；
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白合金尾轴承产生磨损后尾轴承间隙增大，检测后与表9-10对照，以判断其使用性。白合金尾轴承的安装间隙△和极限间隙△max。也可依公式计算，mmmm△≈0.001d+0.40△max≈4△式中d——尾轴直径，mm。白合金尾轴承产生过度磨损、剥落和严重咬伤时应予以修换。
对于合金松脱区的最大线性尺寸小于d/2（d为尾轴直径，mm）且只是一处时，可以继续使用；
轻度咬伤可原地修光使用；当尾轴承产生严重裂纹、过度磨损和烧熔时应重浇白合金。
CB/T3420-92表9-10轴承合金尾轴承的间隙（mm）安装更换轴径d轴承合金新制最小厚度安装间隙轴承合金允许最小厚度极限间隙3.200.40-0.501.601.80≤1003.200.45-0.551.602.00>100-1203.600.50-0.601.802.20>120-1503.600.55-0.651.802.40>150-1804.000.60-0.702.002.60>180-2204.000.65-0.702.002.80>220-2604.400.70-0.802.203.00>260-3104.400.75-0.852.203.20>310-3604.800.80-0.902.403.50>360-4404.800.85-0.952.403.80>440-5005.200.90-1.002.604.10>500-6005.201.00-1.102.604.50>600-7002．密封装置的检修油润滑尾轴承的首、尾两端均装有密封装置。
首端密封装置是防止尾轴承内润滑油泄漏到机舱；尾端密封装置既防止尾轴承内滑油漏泄污染海面，又防止海水进入尾轴承。密封装置的种类很多，目前大、中垫船舶广泛采用辛泼莱克斯(Simplex)式密封装置。它是一种橡皮环式密封，具有结构简单、密封效果良好、磨擦损失小、寿命长、安装和修理方便等优点。1）结构油润滑尾轴承两端均采用辛泼莱克斯式密封装置。
图9-27(a)为尾端密封装置，将防蚀钢衬套9安装在尾轴尾端，用螺钉固定在螺旋桨桨毂端面上，橡胶环座体凸缘5用螺钉固定在尾轴管上。
橡胶环座体内有3个橡胶密封环6、7、8组成的密封元件。环6用于阻止尾轴承内的润滑油外泄，环7、8用于阻止舷外水和泥沙进入尾轴承。密封装置的腔室中充满润滑油以润滑橡胶环与防蚀衬套。图9-27(b)为首端密封装置，与尾端密封装置结构基本相同。它只有两道橡胶密封环，用以阻止尾轴承内润滑油外泄。
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2)检修首、尾密封装置的损坏主要发生在防蚀衬套与橡胶环上。防蚀衬套与橡胶环相对运动产生磨损、磨痕，橡胶环老化和唇部产生裂纹、缺口、毛边等缺陷。防蚀衬套一般选用不锈钢、钢套镀铬或青铜，加工后经过0.2MPa的水压试验检验，不得有任何渗漏，其内孔与尾轴之间有一定的配合间隙。防蚀衬套磨损的磨痕采用光车予以消除，或错开磨损部位。
如防蚀衬套与桨毂连接凸缘较厚可光车使之减薄或衬套向尾端位移，使磨痕部位与橡胶环位置错开。
也可在桨毂与凸缘之间加厚垫片使衬套向首端轴向位移或在橡胶环座体凸缘处加厚垫片使衬套向尾端轴向位移，改变衬套与橡胶环的相对位置，以保持良好接触。防蚀衬套光车后使外径尺寸过小时，可采用喷涂金属恢复原设计尺寸。橡胶环一般采用丁氰橡胶或氰橡胶。橡胶环的碎裂，唇边硬化、开裂和过度磨损、橡胶老化及防蚀衬套光车后均应换新橡胶环。
第六节中间轴承和推力轴承的检修一、中间轴承的检修中间轴承的作用是支承中间轴和使轴系绕固定的轴线回转。
中间轴承承受中间轴的重量和轴系安装时引起的附加负荷，承受与中间轴相对运动时的摩擦与磨损.1.中间轴承的结构中间轴承大多采用滑动轴承，滑动式中间轴承如图9-28所示。轴承盖3和轴承座6是由灰铸铁(HT200、HT250）或铸钢（ZC230-450）制成的。轴承下瓦5装于轴承座6上，下瓦是在铸钢瓦背上浇铸巴氏合金而成，一般情况不设上瓦。
油环2套于中间轴上，其下部浸于轴承座底部的油槽中，油环随中间轴转动将润滑油带到轴颈和轴瓦上，润滑和冷却后自轴承两端流回油槽。
为防止润滑油外流，在轴承两端安装挡油环l，随轴转动时将油甩入油槽。滑动式中间轴承结构简单，工作可靠，寿命长，日常管理和检修方便。但当船舶机动航行尤其是轴系转速低时油环带油润滑不良。2.中间轴承的检修中间轴承工作表面的主要损坏形式有过度磨损、裂纹和剥落、烧熔等。中间轴承的轴承间隙与台金层的厚度应符合表9-ll的规定。
安装间隙△和极限间隙△max，亦可按下式计算：△=0.001+0.10mm△max=2.5△mm式中：d——中间轴直径，mm。
表9-11中安装间隙适用于转速n≤150r/min的中间轴承。
CB/T3420-92表9-11中间轴承间隙和合金层厚度（mm）安装更换轴径d轴承合金新制最小厚度安装间隙轴承合金极限厚度极限间隙3.000.15-0.191.200.40≤1003.000.18-0.221.400.45>100-1203.000.20-0.241.600.50>120-1503.000.22-0.261.800.55>150-1803.500.24-0.272.000.60>180-2203.500.27-0.342.200.65>220-2604.000.32-0.402.400.75>260-3104.000.38-0.462.600.85>310-360
4.500.42-0.542.800.95>360-4404.500.50-0.623.001.10>440-5005.000.55-0.703.001.30>500-6005.000.65-0.803.001.50>600-700测量轴承间隙时，对于有上瓦的中间轴承用塞尺测量首、尾端的上、下、左、右4个位置的径向间隙。
轴颈应与下瓦紧贴，0.05mm塞尺插不进，左右间隙应基本相等，不允许单边接触；
对无上瓦的中间轴承只需测量下瓦处的间隙。中间轴承工作表面的裂纹、剥落、烧熔等严重时应重浇合金，若为局部损坏可予以修复。下瓦底部90º～120º范围内有较大范围脱壳、龟裂或合金层太薄等均应修换；但脱壳较轻，如脱壳长度小于d/8（d一中间轴直径，mm），在无条件修补时，允许使用；面积不大的脱壳、龟裂等缺陷可进行焊补修理。
推力轴承支承推力轴和承受螺旋桨产生的推力，并把推力传递给船体以实现船舶运动。
其主要优点是结构紧凑，体积小、重量轻，磨擦系数小，可承受较高的压力和圆周速度。单环式推力轴承由推力轴上的推力环及其两侧圆周向排列的6～8块推力块组成。推力块的工作面上浇有巴氏合金。推力环前的推力块承受正车推力，其后的推力块承受倒车推力。环与推力块工作面之间的轴向间隙为推力轴承间隙S。
推力块呈扇形，浇白合金的一面为工作面，另一面上有支承凸起3或制成高低平面，交界棱边为支持刃。
推力轴承工作时，起动工况转速为零时的推力块状态如图9-29（a)所示。随着转速增加，推力环将润滑油带入轴向间隙S中。在螺旋桨推力作用下，推力块工作面上的力P与凸起3或支持刃上的反作用力R形成力偶使推力块偏转，建立起推力环与推力块之间的楔形油膜，如图9-29(b)所示。
当P与R作用中心一致时，推力块保持一定倾斜位置，防止推力环与推力块直接接触，实现液体润滑。
推力轴承两侧各有一个支承轴承，其结构与一般滑动轴承相同。
支承轴承轴瓦磨损使轴承间隙增大。轴承间隙值应符合表9-12的规定。该表适用于单环式推力轴承，当采用压力润滑时安装间隙应取上限。推力块和轴瓦上的合金层有过度磨损、裂纹、烧熔等严重缺陷时，应重浇合金。
CB/T3420-92表9-12推力轴承间隙（mm）推力块轴承推力环与推力块的轴向间隙推力轴与支承轴承的径向间隙轴径d合金层极限厚度极限间隙安装间隙极限间隙安装间隙1.200.400.10～0.200.400.10～0.15≤1001.400.450.15～0.250.450.13～0.18>100～1201.600.500.20～0.300.500.15～0.20>120～1501.800.600.25～0.350.550.18～0.23>150～1802.000.700.30～0.400.600.20～0.25>180～220
2.200.800.35～0.480.650.22～0.30>220～2602.400.900.40～0.550.700.25～0.33>260～3102.601.000.45～0.600.800.32～0.40>310～3602.801.150.50～0.700.900.36～0.45>360～4403.001.300.55～0.751.000.40～0.50>440～5003.001.450.60～0.801.100.45～0.55>500～6003.001.600.70～0.901.200.50～0.60>600～700第七节螺旋桨的检修一、螺旋桨螺旋桨是船舶普遍采用的推进器。
螺旋桨的作用是将船舶主机发出的功率转变为推动船舶运动的推力，实现船舶的航行。
定距螺旋桨有整体式和组合式之分。整体式是桨叶与桨毂铸成一体；组合式则是分别铸造，加工后用螺栓连接成一体。可谓螺距螺旋桨不仅桨叶与桨毂分别制造，且组装成一体后桨叶可相对桨毂转动，以达到改变螺距的目的。桨叶的数目一般为3～6个，中、小型船舶桨叶多为3～4个，大型船舶桨叶常为3～5个。
螺旋桨的直径一般在800～6000mm之间，但目前世界上最大的螺旋桨直径已超8200mm。
2）桨叶的几何要素自船尾面向船头看到的桨叶表面称叶面，或称压力面，它是螺旋面的一部分；桨叶的另一面称叶背，或称吸力面。当主机正车运转时，桨叶先入水的一边称导边，另一边则称随边。桨叶与桨毂连接的一端称叶根，另一端则称叶梢。自桨毂中心到桨叶叶梢最外端的距离为螺旋桨半径。
3）螺旋桨的材料与加工螺旋桨形状复杂，尺寸和重量均较大，尤其是海船螺旋桨，直径已达8.2m、重量已达82.5t。
海船主要采用铜质螺旋桨，如锰黄铜(ZHMn55-3-1)、铝青铜(ZQAl12-8-3-2)。小型船舶除采用铜质桨外，还采用铸钢（ZG200-400）、灰铸铁（HT200、HT250）、球墨铸铁(QT400-18)和尼龙(尼龙6、尼龙10、尼龙1010)以及复合材料（玻璃钢）等。桨叶加工制造较为困难。
中、小型螺旋桨加工采用专用机床，如仿形机床、数字程序控制机床等；
大型螺旋桨桨叶尺寸大且多为单件(或几件)生产，所以主要采用手工划线加工，使用风铲、砂轮、锉刀和刮刀等工具，生产效率低。现在采用铸造成形小余量或无余量加工工艺使螺旋桨生产效率大大提高。2.螺旋面的形成及螺距螺旋桨桨叶叶面是螺旋面的一部分，螺旋面的形成如图9-31所示。
以图中ABC线段绕轴线00¹作等角速度旋转，同时沿00¹轴线作等速直线运动，则ABC线段在空间划过的轨迹形成的曲面即为螺旋面。
线段ABC绕00¹轴线回转一周时，沿00¹轴线上升或下降的距离称为螺旋面的螺距，用符号H表示。由于线段ABC上各点的运动速度相同，所移动的直线距离也相等，线段上各点在空间的轨迹——螺旋线的螺距相等。因为桨叶叶面是螺旋面的一部分，所以桨叶上不同半径处的螺旋线螺距相等。3.螺旋桨与尾轴的连接方式
说明：本页原文数据存在粘连，表格未能安全拆分，以上按段落保留原文，建议对照原课件图片核对。
螺旋桨是通过桨毂与尾轴(螺旋桨轴)连接在一起的，主要有以下三种连接方式：1机械连接采用传动键连接螺旋桨与尾轴是一种传统的连接方式，沿用至今。通过螺旋桨桨毂锥孔与尾轴锥体部分的紧配合及传动键来连接，并用螺帽锁紧，以便传递扭矩和承受推力作用。但是在尾轴上的键槽处容易产生应力集中，引起裂纹或断轴事故。传动键连接如图9-32(a)所示。
为确保螺旋桨桨毂锥孔与尾轴锥部配合面紧密接触，全长均匀贴合，轴与孔应进行研配。
要求装配后65%以上面积均匀接触，锥部大端必须接触良好，色油检查在25mmX25mm面积上沾点不少于2～4个。小型船舶螺旋桨毂广泛采用此种连接方式。2环氧树脂胶粘剂连接沿海及内河船舶的螺旋桨直径D<4.5m时，允许采用有键环氧树脂胶粘剂安装，即同时采用键连接与环氧树脂胶粘剂胶合连接。
此时对桨毂锥体的接触要求、键和桨毂键槽的配合要求适当降低；
小型船舶的螺旋桨直径D<l.5m时，允许采用无键环氧树脂胶粘剂胶合安装。要求在桨毂锥孔两端长40～60mm环形面积上与尾轴均匀接触，色油检查在25mmX25mm面积上沾点不少于2个。此种连接方式省去键和键槽及大量的刮研工作。现在广泛用于内河及沿海中、小型船舶，如图9-32(b)所示。
3油压无键套合连接目前国内外新造船舶的螺旋桨与尾轴均采用油压无键套合连接。
它是把桨毂锥孔内表面车有螺旋槽的螺旋桨装在尾轴上，如图9-32(c)所示。利用油泵5将高压油从桨毂上的油孔打进桨毂锥孔与尾轴键体配合面之间，使桨毂和轴产生弹性变形，即锥孔胀大而尾轴收缩，二者之间的间隙增大。利用油泵6的高压油使千斤顶l产生的轴向推力把螺旋桨推至尾轴上规定位置。
放掉高压油后，桨毂锥孔与尾轴的弹性变形消失形成过盈配合，从而可传递较大的扭矩。
用油压安装无键螺旋桨时，关键是螺旋桨套合到尾轴上的轴向推入量S，保证桨在尾轴套合后正常运转所需的推入量为最小推入量S1；套合后产生的应力为螺旋桨材料屈服极限的70%时的轴问推入量为最大推入量S2。
油压无键套合安装螺旋桨时，桨在尾轴上的轴向推入量S应在S1与S2之间，即满足下式：S1≤S≤S2最大与最小轴向推入量S2、S1的计算公式参见《钢质海船入级与建造规范》或《船舶轴系、螺旋桨和舵系修理技术标准》。
油压无键套合连接方是目前国内外最先进的安装工艺。省去键和键槽及大量的刮研工作，使螺旋桨与尾轴连接可靠，拆装方便。
螺旋桨的缺陷主要发生在桨叶上，常见的缺陷有腐蚀、裂纹和断裂、变形等，并且有些缺陷还会引起船舶在航行中出现异常现象。
例如，某船航行时海面平静，主机运转正常。突然船体剧烈振动。
螺旋桨失去平衡的原因主要有桨叶严重腐蚀和海生物污损、桨叶碰到礁石、缆绳等产生变形、断裂或丢失等，致使螺旋桨各桨叶质量不均，螺旋桨失去平衡。
2）螺旋桨呜音航行中螺旋桨产生有节奏的“嗡、嗡”的声音，这种现象是由于螺旋桨回转时，在桨叶随边0.4R(R为螺旋桨半径)以外的部位产生有规律的涡流。在某几个转速下，涡流所引起的振动频率恰好与桨叶固有频率接近而产生共振，便螺旋桨发出呜音。桨叶呜音部位如图9-33所示。
消除螺旋桨呜音的办法是通过改变随边0.4R以外的涡流，使其引起的振动频率远离（大于或小于)桨叶固有频率，避免产生共振。
具体方法是将桨叶随边0.4R以外的AB部分加厚或减薄，或制成锯齿状、钻孔等抗呜边缘，例如，将AB边缘减薄，则由涡流引起的振动频率将大于桨叶固有频率，避免了共振，有效地消除了鸣音。
根据缺陷在桨叶不同部位所造成的危害程度不同，通常将桨叶表面(压力面和吸力面)分为三个区域，如图9-34所示。A区——位于桨叶压力面0.4R以内范围；B区——位于桨叶压力面0.4R～0.7R的范围和A区两侧边缘，吸力面0.7代以内范围；C区——位于桨叶压力面和吸力面0.7R以外的部分。
2)桨叶各区域允许的缺陷表9-13示出桨叶表面三个区域、桨毂表面、锥孔及键槽表面上所允许的缺陷类型、最大允许尺寸、150mmXl50mm面积内允许存在的缺陷数量、缺陷间最小距离及密集的允许面积。
CB/T3422-92表9-13桨叶各区域允许的缺陷缺陷密集的允许面积mm²缺陷排列的最小间距mm50mm×150mm内允许的缺陷数量最大允许尺寸mm缺陷类型缺陷位置不大于各分区表面积的5%S153.2非线性A区4S63.2线性S203.2非线性B、C区4S86.4线性S156.4非线性桨毂表面4S或25（两者中取小者）69.5线性S56.4非线性锥孔及键槽表面4S或25（两者中最小者）39.5线性注：①线性缺陷指长度比大于3的缺陷。
3）各区域缺陷的修理(l)A区内的缺陷一般不允许焊补修理。缺陷深度不超过t/40(t为局部叶厚，mm)或4mm，允许磨去两值中较大的缺陷。特殊情况下必须焊补时，应采用特殊工艺措施。
缺陷深度不超过t/30或3mm。允许磨去两值中较大缺陷，需焊补时，应采用完善的工艺措施。
桨叶边缘和表面的微小缺陷
允许磨去修光。
裂纹严重时，如经多次大面积焊补修理后，因材料性能发生变化，再修补也难保质量时，则应采取换新办法。4）焊后的处理(1)焊补后金属堆高处应进行磨光，采用目测观察和着色探伤检验焊补质量。如有呈线状分布和长度或深度大于3mm的缺陷应再次焊补修理。
焊补后，除镍铝青铜材料外，其他材料的螺旋桨均应进行消除应力退火处理。
冷态校正适用于叶尖和桨叶边缘厚度小于30mm处。在弯曲较小、截面厚度较薄处可采用动载荷校正，否则采用静载荷校正。2)热态校正热态校正适用于所有的情况，可用动载荷或静载荷。热态校正加热温度如表9-14所示。桨叶校正处整个截面厚度应保持加热温度直到校正完毕。
CB/T3422-92表9-14热态校正加热温度（℃）退火温度校正加热温度焊补预热温度螺旋桨材料350-55-500-800150-400黄铜450-650700-85050-200青铜—200-350100-250铬镍不锈钢500-600600-700100-150铸钢650-700—600-700铸铁3)退火处理桨叶经校正后，除镍铝青铜外，其他材料的螺旋桨均应进行消除应力退火处理。
退火温度见表9-14。4)校正后的检查螺旋桨经冷态或热态校正后均应进行目测观察和着色探伤检查，并对缺陷进行修整。
随后将螺距规安装在桨毅的锥孔中，调整螺距规的中心线使其垂直桨毂端面，最后固紧在上面，如图9-35所示。l)测量螺旋桨半径R将螺旋桨上的螺距规量杆水平移至桨叶的最外边缘处，并绕中心回转一周，检查量杆是否与其他桨叶边缘相碰。量杆在最长浆叶边缘处时，该最长的桨叶的长度就是螺旋桨的半径R。
2)测量局部螺距h¹局部螺距是根据桨叶上任意半径截面上任意角度对应的部分螺距值所计算出的螺距。
测量时，一般要在桨叶上0.3R、0.4R、0.5R、0.6R、0.7R、0.8R、0.9R等截面中任选一半径截面AB，在此截面上任选三点a、o、b。先将量杆5移至o点，记录下量杆高度数值
l0，然后将水平尺绕心轴2转过选定角度α使量杆5与叶面上a点接触，记下量杆读数l1，则该半径截面上o、a两点所对应的α角的部分螺距值为高度差l0—l1的值。由此计算出360º角对应的局部螺距h¹为，h¹=360º(l0—l1)/αmm同样方法测出水平尺绕心轴2转过2α角后，量杆5与b点相接触，记下高度数值l2。
求出o、b两点对应的α角的部分螺距值l2—l0，由此计算出局部螺距h¹¹。
α角度可从刻度盘上读出，一般为便于计算均取α为360º的整因数。3)计算截面螺距hi桨叶上同一半径截面上的局部螺距的算术平均值即为该半径截面的截面螺距hi。
测得同一半径截面上几个局部螺距h¹、h¹¹、h¹¹¹等，计算其算术平均值，即得该半径截面的截面螺距hi：hi=(h¹十h¹¹十h¹¹¹十……)/nmm式中：n——所测同一半径截面上局部螺距数目。
4)计算桨叶平均螺距Hi计算出桨叶上各半径截面的截面螺距后，计算出桨叶上各半径截面螺距的算术平均值即获得该桨叶的平均螺距Hi。5）计算螺旋桨总平均螺距H计算出螺旋桨各桨叶的平均螺距Hi后，计算各桨叶平均螺距的算术平均值即获得螺旋桨的总平均螺距H。修理后的螺旋桨的半径和各种螺距的偏差应不超过表9-15的规定数值(以设计值的百分数表示)。
偏差值为设计值与实测值之差。
CB/T3423-92表9-15螺旋桨半径和螺距的偏差值（设计值的百分数）Ⅲ级Ⅱ级Ⅰ级螺旋桨级别偏差±1%±0.75%±0.5%螺旋桨半径R±5%±3.5%±2.5%截面螺距hi±4%±2.5%±1.5%桨叶平均螺距Hi±3%±2%±1%总平均螺距H生产中测量螺旋桨螺距的方法很多，有的方法简便易行。
例如，船在船坞中可以不拆卸下螺旋桨，在原位直接测量，这对于不需要修理只是检查螺距的螺旋桨来说，省去大量拆装工作和经费。
或经修理后各桨叶的尺寸和质量的变化不同，因而影响螺旋桨的平衡性。当螺旋桨回转时，桨叶的不平衡质量就会引起离心力和不平衡力距，使桨失去平衡，造成轴系和船体的剧烈振动和损坏。所以，修理后的螺旋桨应进行静平衡试验，把桨叶上的不平衡质量限制在一定的范围内。试验时，将安装在专用平衡心轴上的螺旋桨安放在试验支架上，如图9-36所示。
用手转动桨，待其停止转动时，观察那个桨叶最重而位于下方。
若几次转动后总是某一桨叶位于下方，则说明该桨叶较重。继续试验，在其他较轻桨叶叶尖上加重物并令其回转，直至各桨叶质量均衡出现随遇平衡为止。取下重物进行称重，其质量为P，要求P不超过允许值[P]。允许的不平衡质量[P]可按下式计算出：DPKG
D——螺旋桨直径，mm；K——系数，依表9-16选取。当桨叶上不平衡质量P超过允许值[P]时，通常对质量较大的桨叶进行修整，在其叶背距边缘不少于1/10叶宽处铲削金属。但铲削后桨叶截面厚度应在允许范围之内，最后须经静平衡试验检验合格。
表9-16系数K值第八节舵系的检修船舶舵系是实现船舶转向、调头、直航等操纵的船舶航向控制装置，是船舶航行的重要设备。
舵系是由那些将舵机动力传递到舵叶产生舵效的部件和构件组成的，包括固定件——舵杆舵承(上、下舵承)、舵销轴承、舵轴等，及运动件一一舵杆、舵叶和舵销等。不包括舵机及其操纵系统。舵系安装在船舶尾部螺旋桨的正后方，有单、双舵系之分。一般远洋及近海商船为单桨、单舵；客船、军舰及有的内河船舶为双桨、双舵。
舵叶浸在水中，转动舵叶时，舵叶水动力对船舶产生力矩，迫使船舶改变航向或保持直线航行。
较为广泛应用的是穿心舵轴平衡舵，其结构如图9-37所示。舵叶在舵杆转动轴线两侧非对称分布，舵叶上端面与舵杆6用法兰连接。舵轴7穿过舵叶，其中心线与舵杆中心线重合。舵叶随舵杆左右转动。舵杆支承是位于船体内部舵机房的上舵承l，使其承受舵叶的部分重量和舵杆的径向、轴向负荷。上舵承为滚动止推轴承。
舵轴上端与尾柱用法兰连接，舵叶内设有2个铁梨木舵承，用以支承包有钢套的穿心舵轴。
舵轴的下端锥体置于舵底托支承中(下舵承)。穿心舵轴平衡舵属于三支点舵，具有结构简单、舵效高和便于修造等特点。2.舵的种类舵的种类很多，主要有以下几种：1)按舵的旋转轴线位置分为平衡舵、半平衡舵和不平衡舵(1)平衡舵转动轴线在舵叶的中间，把舵叶分为两部分。
舵叶转动时两部分均承受水Ⅲ级Ⅱ级Ⅰ级螺旋桨级别350-700150-<150350-700150-<150350-700150-<150350350350转速r/min直径Dmm2.03.04.01.52.53.01.01.52.0D<1.51.02.03.00.61.52.00.31.01.51.5≤D≤3.50.30.82.00.20.51.50.10.31.03.5<D<6.0
压产生力矩。此二力矩方向相反，使转舵力矩降低，在某一舵角时为零，达到完全平衡。平衡舵所需舵机功率较小。如图9-38(a)所示。
舵的旋转轴线在舵叶的一边，即舵杆一侧有舵叶，对转舵力矩不起平衡作用，如图9-38(c)所示。2）按舵叶截面形状分为平板型舵和流线型舵(1)平板型舵一般用钢板或木板制成，两侧表面可适当加固。具有便于修造，成本低和舵效差的特点。可作成平衡舵、半平衡舵或不平衡舵。它只用于小型或非自航船。
流线型舵产生的水动力大、阻力小、强度高，但结构复杂，制造成本高。常作为平衡舵或半平衡舵，为大多数船舶采用。3)按舵与船体的连接方式分类(1)悬挂舵又称吊舵，多数是平衡舵，完全由船体上的上舵承支承，中部通过下舵承，而下部整个舵叶悬空。
舵杆与舵轴的轴线重合，转舵时，舵叶绕舵轴回转，如图9-37所示。
舵系检修可随同轴系检修进行。舵系修理的内容和范围根据船舶航行中发现的问题和船舶进坞后的实际勘验而定。舵系在实际运转中一般会产生以下故障：(1)舵沉重，转舵不灵敏，转满舵需较长时间舵机功能正常情况下，可能是舵叶进水使转舵负荷增加；舵杆弯曲或扭曲变形，使各舵承负荷不均，摩擦力增加；舵承损坏；舵系安装不正使某些配合件单面卡紧等原因造成。
安装舵时舵角没对准零位。当舵角指示器发生故障指示错误时，转舵也不准确。
舵承间隙过大；舵系安装部位的船体刚度、强度不足，上舵承座强度差等造成。此外，还可能产生舵系密封装置损坏，造成海水漏入舵机房的事故。
1)拆卸前的检查(1)外观检查a)自船尾面向船头目测舵角指在零位时舵叶是否居中；b)观察舵叶和舵杆有无弯曲、扭转变形；c)对于小船，可用手转动舵叶检验其灵活性；d)检查密封装置有无损坏。
a)测量舵杆与上舵承、舵轴与铁梨木舵承的配合间隙；b)测量舵销轴与舵销承的间隙；c)测量舵叶舵钮与尾柱舵钮的平面间隙。2)舵杆的检修舵杆是舵系的重要零件。转舵时，借助来自舵机的扭矩带动舵叶转动。由于舵杆在航行时承受巨大扭矩和弯矩作用以及偶然的外力作用，舵杆与舵承有相对运动，承受摩擦磨损。舵杆结构形式如图9-39所示。
b)舵杆表面腐蚀、裂纹检测，采用渗透探伤、磁粉探伤或超声波探伤检测舵杆表面和内部缺陷情况；c)舵杆弯曲变形检测。
b)锈蚀面积超过总面积的25%时应进行光车、焊补或堆焊修复。轴颈光车后直径减小值不得超过公称直径的10%，个别残留痕迹深度不得超过0.5mm。c)舵杆裂纹修理。舵杆上有2～3条细小纵向裂纹时，可用手工修理；纵向裂纹长度不超过1/4公称直径，数量不超过3条且不在同一母线上，裂纹深度不超过5%公称直径时，可进行焊补修理。
舵杆上不允许有横向裂纹。
d)舵杆弯曲变形时，直线度不大于2mm/m允许冷校直；大于2mm/m进行热校直，加热温度不超过650ºC。3)舵承的检修(1)舵承的检修上舵承大多为滚动轴承，当轴承发生锈蚀、剥蚀、护圈破裂、滚珠(滚柱)严重磨损或破碎、转动不灵活时，均应予以换新。
在拉好轴系理论中心线和舵系中心线后，按校中技术要求进行校中测量和安装舵系。营运船舶由于海损事故或其他原因造成舵系失中时，应检查舵系中心线的状态。与新造船舶一样，是采用拉线法进行校中测量。以上舵承和舵底承孔中心为基准钢丝线，一般拉线用钢丝线直径不大于0.8mm，如图9-40所示。
舵系中心线与轴系中心线位置度偏差δ要求同上，且两舵的δ不允许在同侧。2)舵系运动件校中技术要求校中前，在车间将舵杆与舵叶组装在一起，以便校准舵杆中心线与舵叶轴承孔中心线同轴。通过刮研法兰平面、铰削紧配螺栓孔等以使相对位置固定。
当偏差过大时，可以偏心镗削舵承孔衬套，或用胶粘剂使舵承衬套在舵承孔内偏心固定。镗削后舵承衬套最小厚度应不小于新制衬套厚度的75%，并应可靠固定，防止衬套转动。2)舵系运动件同轴度检验舵杆与舵叶在车间平台组装后将其平放于平台支承上，先调整舵杆使与平台平行，用划针测量舵杆中心距平台的高度和用划针测量舵叶轴承孔中心至平台高度。
二者相差值，即同轴度偏差，应符合规定。
将舵杆与舵叶一起绕舵杆轴线转90º，重复测量。两次测量之差应不大于0.5mm。偏差过大时，可研磨舵杆与舵叶连接法兰平面予以纠正。3)舵系中心线与轴系中心线位置度检验测量舵系中心线与轴系中心线之间的距离δ并与计算值比较。复习思考题1、增压器的清洗有哪几种方法？清洗的目的是什么？
怎样减少腐蚀？
其后果怎样？
压气机端在修理前后应作哪些测量？如何测量？
它说明什么？
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