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本科畢業(yè)設(shè)計說明書（論文） 第40頁 共40頁
1 引言 2
1.1 液壓舵機發(fā)展概況 2
1.1.1 國內(nèi)發(fā)展概況 2
1.1.2國外液壓舵機發(fā)展趨勢 2
1.2 本課題的研究意義 3
2 撥叉式液壓舵機總體方案分析 4
2．1 撥叉式液壓舵機系統(tǒng)組成 4
2.1.1 撥叉式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)組 4
2.1.2 電控舵機動力柜 5
2.1.3 膨脹補給油箱 5
2.1.4 電控舵機操縱臺 5
2.2 撥叉式液壓舵機的設(shè)計分析 5
2.2.1 撥叉式液壓舵機主要技術(shù)性能參數(shù) 5
2.2.2 電動液壓舵機結(jié)構(gòu)、原理 5
2.2.3 舵機分類 11
2.2.4 總體方案擬定 11
3 撥叉式液壓舵機結(jié)構(gòu)設(shè)計 13
3.1 轉(zhuǎn)舵機構(gòu) 13
3.2 操舵裝置動力設(shè)備 13
3.3 液壓管路閥件與附件 13
3.4 隨動機構(gòu) 14
3.5 報警、潤滑及其它 14
3.6 材料 14
3.7 強度 14
4 撥叉式液壓舵機參數(shù)設(shè)計 15
4.1 受力分析 15
4.2 柱塞行程和油缸容量 17
4．3強度計算 17
5 實驗論證 32
5.1 主要閥件的作用 32
5.2 安裝與調(diào)試 33
5.3管理與維護 36
1 引言
目前絕大多數(shù)船舶都以舵作為保持或者改變航向的設(shè)備，稍大一些的船舶，幾乎部采用液壓舵機。液壓舵機是利用液體的不可壓縮性及流量 、流向的可控性來達到操舵目的。分析其性能為其他船舶液壓舵機系統(tǒng)的仿真及優(yōu)化提供了參考。
1.1 液壓舵機發(fā)展概況
1.1.1 國內(nèi)發(fā)展概況
近年來，我國液壓件行業(yè)堅持技術(shù)進步，加快新產(chǎn)品開發(fā)，取得良好成效，涌現(xiàn)出一批各具特色的高新技術(shù)產(chǎn)品。它的發(fā)展決定了機電產(chǎn)品性能的提高。它不僅能最大限度滿足機電產(chǎn)品實現(xiàn)功能多樣化的必要條件，也是完成重大工程項目、重大技術(shù)裝備的基本保證，更是機電產(chǎn)品和重大工程項目和裝備可靠性的保證。所以說液壓傳動產(chǎn)品的發(fā)展是實現(xiàn)生產(chǎn)過程自動化，尤其是工業(yè)自動化不可缺少的重要手段[1]。
新一代的液壓舵機的性能和可靠性更趨完善，普遍設(shè)置了油箱液位報警開關(guān)，并設(shè)置了兩套液壓系統(tǒng)的人工和自動隔離裝置；閥控型舵機的應(yīng)用功率范圍在擴大，性能也在改善；半閉式系統(tǒng)有所增加；隨著液壓計數(shù)迅速進步能根據(jù)電氣信號的變化對液壓油流向及壓力、流量進行連續(xù)的按比例的遠程控制的比例迅速發(fā)展，邏輯閥元件在工程船液壓傳動裝置中出現(xiàn)，也開始用于零壓舵機[2]。
1.1.2國外液壓舵機發(fā)展趨勢
八十年代是舵機更新?lián)Q代的十年。引起這種更新的原因主要有二方面。最直接的原因是；1978年裝有22萬噸輕厥油的美國油輪阿莫戈·卡迪茲 號在途經(jīng)法國西北海面對 因舵機失靈而觸礁，造成嚴重污染和重大經(jīng)濟損失。為此，舵機在緊急情況下的可靠性引起 了國際上的普遍關(guān)注。經(jīng)煞一段時間醞釀，l981年國際海事會議正式通過了對l974年SOLAS公約的修正案，其中對舵機的要求提出了重要的新條款。
修正案明確規(guī)定：1萬總噸及以上的油輪(包括化學(xué)品船、液化氣運輸船)的舵機動力執(zhí)行系統(tǒng)應(yīng)符合“單項 故障原則，即除了舵柄(或舵扇)或舵執(zhí)行器卡住外，任何其它部分發(fā)生單項故障，應(yīng)能在45秒內(nèi)恢復(fù)操舵能力。這就要求舵機有二個獨立的液壓系統(tǒng)，或者能各自單獨工作滿足要求，或者平時共同工作，而任一系統(tǒng)液體流失時能自動檢鍘和自動黯離，使另一系統(tǒng)仍能保持工作， 以保持50的扭矩。而1萬總噸以上、十萬載重噸以下的油輪采用單一的舵執(zhí)行器時(倒如一般單缸體的轉(zhuǎn) 葉式 油缸)，如設(shè)計、材料和密封。試驗檢查等符合嚴格的專門規(guī)定，可不對舵執(zhí)行囂提出單項故障的要求[3]。
海工液壓舵機廠推出產(chǎn)品——電液聯(lián)控同步舵機和同異步舵機。同異步舵機專門用于拖船或其他港口作業(yè)船，是一種代替價格昂貴的全回轉(zhuǎn)裝置的新型舵機[4]。
1.2 本課題的研究意義
液壓舵機是近代船舶工業(yè)的科技進步的體現(xiàn)，液壓傳動技術(shù)從七十年代以來一直在迅速發(fā)展，產(chǎn)品的高壓化和集成化不斷取得進展，邏輯閥、比例閥等新型液壓元件開始應(yīng)用于舵機裝置中。液壓傳動產(chǎn)品的發(fā)展是實現(xiàn)生產(chǎn)過程自動化，尤其是工業(yè)自動化不可缺少的重要手段。
撥叉式推舵機構(gòu)工作可靠，密封性好，易于加工，便于維護，適應(yīng)的轉(zhuǎn)舵力矩范圍廣，可從5kN?m至2000kN?m以上，因此得到廣泛使用[5]。
2 撥叉式液壓舵機總體方案分析
2．1 撥叉式液壓舵機系統(tǒng)組成
撥叉式液壓舵機主要是由一個撥叉式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)組，兩個動力柜和一個電控操縱臺（或隨動操舵儀）組成。如圖2.1
圖2.1 船舶舵機組成圖
2.1.1 撥叉式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)組
撥叉式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)組成撥叉式推舵裝置、手動隔離閥、舵角發(fā)訊器等組成。
撥叉式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)組有單舵、雙舵和三舵三種型式的傳動系統(tǒng)，單舵?zhèn)鲃酉到y(tǒng)只包括推舵裝置本身。雙舵?zhèn)鲃酉到y(tǒng)包括假舵柄、假舵柱連桿及邊舵柄。三舵?zhèn)鲃酉到y(tǒng)包括中邊舵柄和拉桿。轉(zhuǎn)舵機構(gòu)組按推舵裝置上隔離閥的不同，分為A、C型。A型為無隔離閥;C型為手動隔離閥。按船舶設(shè)計要求決定選用何種形式。
推舵裝置是將液壓能轉(zhuǎn)換成驅(qū)動舵桿傳動的機械能裝置。本撥叉式推舵裝置是把柱塞在油缸中的往復(fù)運動，通過撥叉式舵柄輸出轉(zhuǎn)舵扭矩。柱塞表面鍍鉻，油缸采用V型夾織物橡膠密封圈密封。推舵裝置本身能保證±36.5°的限位角。推舵裝置上設(shè)有放氣壓力表閥，并附有機械舵角指示刻度板。本推舵裝置的特點結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠，且扭矩輸出特性好。（即在相同的油壓下，隨著舵角的增加，輸出扭矩也增大）。
2.1.2 電控舵機動力柜
動力柜是舵機液壓能的供給和控制裝置。在油箱的上方布置一臺交流電機泵組及一組壓力表。油泵的吸口不設(shè)濾器，集成塊和回油濾器均用螺栓直接聯(lián)在油箱一側(cè)，溢流閥和液壓系統(tǒng)的回油可直接流回油箱。油箱上設(shè)有壓力繼電器，當壓力低于調(diào)定壓力時報警。液位繼電器作低油位報警。此外，油箱上還設(shè)有透氣加油裝置、連通管等法蘭接口。動力柜在油箱內(nèi)設(shè)有冷卻裝置。
本機型動力柜配用的為Y-H系列交流電機。
2.1.3 膨脹補給油箱
用于改善油泵的吸油，安裝高度應(yīng)高于油泵的中心線。
2.1.4 電控舵機操縱臺
舵機操縱臺是在駕駛室控制動力柜實現(xiàn)操舵的控制設(shè)備。本操縱臺只能進行簡單方式操舵，操縱臺上布置有操舵手柄，舵角指示器以及電動機泵組啟動、運轉(zhuǎn)指示燈，開關(guān)和報警等。操縱臺內(nèi)布置有電器安裝板。
2.2 撥叉式液壓舵機的設(shè)計分析
2.2.1 撥叉式液壓舵機主要技術(shù)性能參數(shù)
海洋船舶舵機的技術(shù)參數(shù)是說明其規(guī)格和性能的具體指標。主要技術(shù)參數(shù)有如下：
（1） 轉(zhuǎn)舵扭矩：160KN.m；
（2） 轉(zhuǎn)舵角度：±35°；
（3） 轉(zhuǎn)舵速度：從一側(cè)35度到另一側(cè)30度不大于28秒 。
（4） 舵柄半徑：450mm
（5） 柱塞直徑：175mm
工作要求：
（1）撰寫畢業(yè)設(shè)計說明書
（2）撥叉式液壓舵機主要零部件工程圖紙
（3）撥叉式液壓舵機的液壓原理圖及主要液壓元件的清單
2.2.2 電動液壓舵機結(jié)構(gòu)、原理
液壓操作機裝置乃是利用液體的不可壓縮性及流量、流向和壓力的可控性的操舵機構(gòu)。其主要部分為：油泵、推舵機構(gòu)級控制閥件等。通過控制系統(tǒng)把舵機操縱臺發(fā)出的操舵信號傳遞給舵機，以使其按照駕駛?cè)藛T的意圖及時準確地轉(zhuǎn)舵，并在舵葉轉(zhuǎn)到給定舵角時自動停止。從而保證實際舵角與指令舵角的一致性[6]。
電動液壓舵機是目前使用最為廣泛的動力操縱的操舵裝置，通常設(shè)置專用的油泵電動機組（或稱動力矩）作為動力源，如圖2.2所示。此時還應(yīng)配有儲備油箱，用以補充動力矩的油箱。
圖2.2帶有油箱的油泵電動機組
電動液壓舵機的推舵機構(gòu)按其動作方式基本上分為兩類，一類為往復(fù)式，目前常用的有采用柱塞式油缸的撥叉式推舵機構(gòu)和采用活塞式油缸的擺缸式推舵機構(gòu)。另一類為回轉(zhuǎn)式，可分為轉(zhuǎn)葉式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)和圓弧形撐桿式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)。
柱塞式電動液壓舵機按泵的型式可分為變量式和定向泵式。變量泵式的控制系統(tǒng)普遍采用輔助泵驅(qū)動的伺服機構(gòu)（浮動式杠桿追隨機構(gòu)）控制主油泵的流向與流量，也有采用力矩馬達控制油泵改變流向和流量，因此又稱為泵控式液壓舵機，一般用于轉(zhuǎn)舵力矩較大，也即所需功率較大的液壓舵機。定向泵式則用換向閥（電磁閥、電液閥、液控閥等）改變油流方向，故而又稱閥控式液壓舵機，適用于中小功率的液壓舵機[7]。
柱塞式電動液壓舵機通常采用叉形舵柄（見圖2.3），柱塞在兩個油缸之間滑動，柱塞中間設(shè)有柱塞銷即滑塊同叉形舵柄連接，隨著柱塞的移動，滑塊在叉口內(nèi)滑動，帶動叉形舵柄轉(zhuǎn)動。圖 2.4及圖2.5所示為典型的兩油缸撥叉式推舵機構(gòu)。圖2.6所示為四油缸雙柱塞推舵機構(gòu)，使舵柄兩側(cè)受力形成力偶，可大大減小舵桿及舵承的磨損，適用于大中型轉(zhuǎn)矩的舵機。
圖2.3叉形舵柄
圖2.4撥叉式單舵推舵機構(gòu)
圖2.5撥叉式雙舵轉(zhuǎn)舵機構(gòu)
（a）杠桿機構(gòu)控制
（b）力矩馬達控制
圖2.6四油缸雙柱塞撥叉式推舵機構(gòu)
擺缸式電動液壓舵機通常設(shè)置雙作用活塞式油缸，按照缸體轉(zhuǎn)動軸的位置可分為端鉸式（見圖2.7）和中鉸式（見圖2.8）。
（a）單舵 （b）雙舵
圖2.7端鉸擺缸式推舵機構(gòu)
（a）單舵 （b）雙舵
（c）三舵
圖2.8中鉸擺缸式推舵機構(gòu)
擺缸式推舵機構(gòu)的主要優(yōu)點是重要輕，布置靈活，但轉(zhuǎn)矩特性不夠理想，其轉(zhuǎn)舵力矩隨著舵角的增大而減小。工藝上對油缸和活塞桿加工精度及密封要求均較高，而且為適應(yīng)缸體的擺動必須采用口徑較大的高壓軟管。此外鉸接點的磨損也較大，機構(gòu)工作時會出現(xiàn)撞擊現(xiàn)象。因此擺缸式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)一般用于功率不大的液壓舵機。國產(chǎn)的擺缸式電動液壓舵機規(guī)格為6.3kN?m至160kN?m。
撥叉式和擺缸式電動液壓舵機除了采用電控換向閥或變量泵控制外，對于較小轉(zhuǎn)矩的舵機（30kN?m一下）還可采用直控式操舵，也即其油泵用電動機驅(qū)動，油泵及推舵機構(gòu)的進出油管均通到駕駛室同舵機操縱臺的手動換向閥連接，操舵時由操舵臺控制換向閥改變油流方向，從而改變轉(zhuǎn)舵方向。此外，所有撥叉式及擺缸式液壓舵機均可配置應(yīng)急操舵裝置，通常該裝置設(shè)在舵機艙內(nèi)進行操作。
轉(zhuǎn)葉式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)按其構(gòu)造上的不同特點可分為端蓋式和翻邊式，端蓋式安裝較方便，如圖2.9所示為端蓋式轉(zhuǎn)葉舵機。圖2.10所示為圓弧形撞桿式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)，這種轉(zhuǎn)舵機構(gòu)密封性好，適用于高壓軸。
圖2.9單舵雙動力矩的端蓋式轉(zhuǎn)葉舵機
圖2.10圓弧形撐桿式轉(zhuǎn)舵機構(gòu)
2.2.3 舵機分類
舵機按結(jié)構(gòu)特征一般分為如下型式[8]：
A型——往復(fù)柱塞式
B型——往復(fù)活塞式
C型——轉(zhuǎn)葉式
D型——回轉(zhuǎn)柱塞缸
E型——回轉(zhuǎn)活塞缸
（a）往復(fù)柱塞式 （b）往復(fù)活塞式
(c)轉(zhuǎn)葉式 （d）回轉(zhuǎn)柱塞式
(e)回轉(zhuǎn)活塞式
圖2.11舵機型式
2.2.4 總體方案擬定
（1）輔操舵裝置
在主操舵裝置失效時，為駕駛船舶所必需的設(shè)備。
（2）操舵裝置動力設(shè)備
由泵和驅(qū)動泵的原動力機及輔助的電氣設(shè)備組成。
（3）動力轉(zhuǎn)舵系統(tǒng)
由一個或幾個動力設(shè)備、輔助管路、附件及轉(zhuǎn)舵機構(gòu)所組成，用以提供動力轉(zhuǎn)動舵桿的液壓設(shè)備。
（4）轉(zhuǎn)舵機構(gòu)
將液力轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械動作，用以轉(zhuǎn)動舵的機構(gòu)。
（5）操舵裝置控制系統(tǒng)
用以將舵令由駕駛室傳至動力轉(zhuǎn)舵系統(tǒng)之間的一系列設(shè)備的總稱。
（6）最大工作壓力
按規(guī)定的轉(zhuǎn)舵扭矩操舵時，動力轉(zhuǎn)舵系統(tǒng)可能出現(xiàn)的最大壓力。
（7）設(shè)計壓力
用作強度計算的壓力取最大工作壓力的1.25倍的安全閥的調(diào)整壓力的兩者較大值。
（8）安全閥整定壓力
在設(shè)計壓力允許范圍內(nèi)，安全閥通過最大工作流量時的壓力。
3 撥叉式液壓舵機結(jié)構(gòu)設(shè)計
3.1 轉(zhuǎn)舵機構(gòu)
轉(zhuǎn)舵機構(gòu)應(yīng)滿足一下要求：
（1）應(yīng)采用可靠的密封裝置而且便于裝拆，密封件的型式和材料應(yīng)符合有關(guān)標準的規(guī)定，密封裝置的設(shè)置應(yīng)符合ZC規(guī)范要求。
（2）可以在液壓缸內(nèi)部也可在外部設(shè)置擋環(huán)以限制轉(zhuǎn)舵角度不超過±36.5，當采用外部擋塊限位時，液壓缸內(nèi)部的空隙應(yīng)不小于10mm。
（3）應(yīng)能在舵桿上、下竄動5mm的情況下正常工作。
（4）應(yīng)設(shè)有機械舵角指示器，指示器面板的分度值應(yīng)不大于1°，每5°應(yīng)由數(shù)字表示，滿舵刻線及數(shù)字應(yīng)涂紅色。
（5）應(yīng)有放氣、放液的設(shè)施。
3.2 操舵裝置動力設(shè)備
(1)每臺動力設(shè)備可單獨工作也可同時工作。在任何情況下都應(yīng)能迅速方便地進行轉(zhuǎn)換。當兩臺動力設(shè)備同時工作時，并不要求轉(zhuǎn)舵速度較原來快一倍[9]。
(2)泵控型舵機的泵處在零排量工況時，泵殼溫度不得超過液壓泵說明書規(guī)定的允許值，液壓泵變量機構(gòu)的零位漂移，應(yīng)控制在舵機正常工作范圍內(nèi)。
(3)泵控型舵機應(yīng)有補液設(shè)施，當采用補液泵補液時，補液泵流量應(yīng)不低于主泵額定流量的20%，補液泵可以與主泵同一電動機驅(qū)動。也可用電動機單獨驅(qū)動。單獨驅(qū)動時，電控設(shè)備應(yīng)設(shè)聯(lián)鎖，在補液泵未啟動前不能啟動主泵。
(4)當液壓泵為電動機驅(qū)動時，電動機允許適當過載，當安全閥開啟時，電動機的過電流或過力矩不超過電動機技術(shù)條件的規(guī)定，其他性能應(yīng)滿足GB 7060的要求。
(5)旋轉(zhuǎn)部分應(yīng)由防護罩。
3.3 液壓管路閥件與附件
(1)高壓管路推薦采用凹凸槽內(nèi)放O型密封圈或其他金屬密封圈的法蘭連接。除與液壓件配用的管接頭，一般不得采用錐形管接頭。
(2)隔離閥一般應(yīng)裝在油缸與管路的連接處，而且固定在油缸上。
(3)液壓系統(tǒng)中可以被隔離的部分應(yīng)設(shè)置安全閥，設(shè)計或訊用安全閥時，安全閥開啟壓力應(yīng)不小于1.25倍最大壓力。當安全閥通過主泵最大工作流量110%的流浪時，其壓力不得超過安全閥整定值的10%。
(4)舵機應(yīng)設(shè)儲備油箱其容量至少可對一個動力轉(zhuǎn)舵系統(tǒng)再充液一次。
(5)管路布置應(yīng)避免空氣積存，并有放氣設(shè)施。
(6)系統(tǒng)若采用軟管時，軟管組件應(yīng)符合ZC規(guī)范的規(guī)定。
3.4 隨動機構(gòu)
(1)當舵機采用機械反饋型的隨動機構(gòu)時隨動機構(gòu)應(yīng)有足夠的強度和剛度，在操舵或風(fēng)浪沖擊時不應(yīng)損壞或降低操舵性能。
(2)隨動機構(gòu)應(yīng)有機旁控制裝置，機旁控制裝置應(yīng)設(shè)有機械舵角指示器。機旁控制裝置應(yīng)與操舵控制系統(tǒng)聯(lián)鎖。
(3)隨動機構(gòu)上應(yīng)有舵角限位器
3.5 報警、潤滑及其它
(1)除電氣規(guī)定的報警外，根據(jù)需要舵機應(yīng)設(shè)低液位報警。濾器阻塞報警，單舵機僅僅提供報警信號的發(fā)訊裝置。低液位報警時的油位必須保證舵機還能正常工作。
(2)緊固件、接頭、調(diào)整件應(yīng)有相應(yīng)的防松措施。
(3)運動部位應(yīng)有充分的潤滑或采用自潤滑軸承。
3.6 材料
(1)舵機所采用的材料應(yīng)符合ZC規(guī)范及現(xiàn)行標準的規(guī)定。
(2)材料一般不采用灰鑄鐵，但高強度灰鑄鐵制成的低應(yīng)力零件液壓元件外殼長期使用證明可靠，并得到ZC認證后可以繼續(xù)采用。
(3)延伸率大于12%，抗拉強度不大于650N/mm2的球墨鑄鐵可用于制造舵機的任何零件。
3.7 強度
液壓缸和舵柄及其它受力件應(yīng)按ZC規(guī)范的規(guī)定以設(shè)計壓力作為計算負載進行校核。
4 撥叉式液壓舵機參數(shù)設(shè)計
σB——強度極限 σ=0.4σS
σSP——屈服極限 [σ]P=1.6[σ]
σSb——彎曲屈服極限
σ——拉伸應(yīng)力 [σ]b=K[σ]
σP——擠壓應(yīng)力 τ=0.6[σ]
σb——彎曲應(yīng)力
σc——壓縮應(yīng)力
σH——接觸應(yīng)力
本文設(shè)計計算滿足“鋼制海船入級規(guī)范[10]”要求，在沒“鋼制海船入級規(guī)范”的情況下滿足“內(nèi)河船舶入級與建造規(guī)范[11]”要求。
表4.1各條件下彎曲系數(shù)表
σSP
kg/cm2
彎曲系數(shù)K=σSbσSP
矩形
圓形
菱形
40
1.37
1.49
1.62
50
1.33
1.44
1.53
60
1.31
1.40
1.48
70
1.30
1.37
1.44
摘自“機械制造業(yè)中黑色金屬許用應(yīng)力計算”。
最大扭矩M N·m 160000 NM
舵柄半徑R 0.45 m
柱塞直徑D 0.175 m
4.1 受力分析
油缸最大工作壓力差ΔP（按轉(zhuǎn)舵角為35°計之）
圖4.1壓差示意圖
ΔP=M·cos2αR·πD24·ηM×10-6 MPa=12.4MPa 式（4-1）
α——轉(zhuǎn)角35°
ηM ——機械效率0.8
油缸進口最大工作壓力：P1'（取液壓系統(tǒng)可能出現(xiàn)的最高壓力）
P1'=ΔP+P2'=12.4+1.5=13.9MPa（取14MPa）
P2'=系統(tǒng)壓力損失1~2MPa
推舵油缸設(shè)計壓力：P1（公稱壓力）
P1=1.25P1'=14×1.25=17.5MPa
柱塞設(shè)計推力：P
P=1.25(P1) ×πD24×10-6=420924.3N
舵柄滾輪間設(shè)計作用力
T=ΔP·ηMcosα≈1.25McosαR=364067.5N 式（4-2）
ΔP=πD24·ΔP
圖4.2舵柄滾輪間作用力分析圖
柱塞設(shè)計推力:N
N=ΔP·tanα·ηM=T·sinα=208820.5N 式（4-3）
以α=35°時計算。
4.2 柱塞行程和油缸容量
0°~35°時，S1=R tanα35°（滿舵半行程）=0.315m
0°~36.5°時，Smax=R tanα36.5°（限位角半行程）=0.333m
從左（右）35°~右（左）30°
柱塞單行程S2=R（tan35°+ tan30°）=0.575m
單行程（S2）油缸容積V=πD24×S2L=13.83L
4．3強度計算
油缸：材料：不低于20號鋼σs=245MPa
壁厚：根據(jù)鋼制海船入級規(guī)范3篇6章
δ=P1D02σφ-P1+0.75 式（4-4）
其中D0——油缸受壓部分內(nèi)徑
φ——焊縫系數(shù)，鋼管取1
δ——油缸壁厚
許用應(yīng)力σ=σs1.8=136MPa
σ=P1D0+δ-0.752（δ-0.75）φ=75.5MPa 式(4-5)
封頭：根據(jù)鋼制海船入級規(guī)范第3篇6章
δ=C·D0P1σ+0.75=35.2 式(4-6)
其中：C——系數(shù)，圓形封頭C=0.52
許用應(yīng)力σ=σs1.8=136MPa
δ——平封頭最小厚度，取δ=40mm
σ=P1（δ-0.75C·D0）2=105.13<[σ] 式(4-7)
油缸襯套：材料：ZQSn6-6-3
圖4.3油缸襯套壓應(yīng)力示意圖
[P]=7.84
P=N10.85DL×10-6
其中：D——柱塞直徑
l——襯套工作長度
N1=N(2S1+a)b=153135.0N
N（前面求得）=208820.5N
S135°時行程 S1=0.315m
a=b/2-S1=0.36m
b——兩支點之距離 b=1.35m
P——比壓 P=5.4<[P]
銷軸：材料：40Cr，σs=650MPa
σb=1.37×0.4σs=356.2MPa
靜配合，銷軸上下部分可看成兩個互相獨立的懸臂梁危險斷面在A或B
T=364067.5N
d=0.07m——銷軸直徑
L'=0.0375m
彎矩M=T2L'=6826.27N?m
彎曲應(yīng)力：σb=MW=Mπd332×10-6MPa=202.72MPa<[σ]b 式(4-8)
圖4.4銷軸彎矩示意圖
滾輪襯套：材料ZQA19-4
[P]=40MPa
比壓：P=RdL×10-6=34.67MPa<[P]
其中：R=182033.8N——作用在銷軸上的徑向載荷
L=0.075m——襯套工作長度
d=0.07m——軸徑
滾輪
滾輪材料40Cr，HRC=50
貼片材料：45號鋼淬火HRC=40~50
[σ]H=(25~30)Rc=1000~1350MPa
滾輪與貼片的接觸形成為圓柱也平面
σH=0.418RELr×10-6 式(4-9)
R=182033.8N（前面求得）
L=0.075m——滾輪工作長度
r=0.065m——滾輪半徑
E=2.1×105——彈性模量
σH=1170.5MPa<[σ]H
缸體法蘭螺栓，性能等級8.8級
σs=640MPa
σ=0.4σs=256MPa
σ=1.3KPFπd124Z×10-6 式(4-10)
其中K——擰緊系數(shù)取1
d1=0.017294——螺紋內(nèi)徑
Z=6——螺栓數(shù)量
PF——法蘭受力
PF=π4D12-D2P1×106=49480.1N
D1=0.185m——油缸內(nèi)徑
D=0.175m——柱塞直徑
P1=17.5m——（前面求得）
σ=45.6MPa<[σ]
油缸底腳螺栓，性能等級8.8級
σ=0.4σsMPa
8.8級：σs=640MPa
σ=0.4σs=256MPa
受力分析：由于柱塞推力P的作用，產(chǎn)生一繞AB旋轉(zhuǎn)的傾覆力矩及通過解封平面的力。
圖4.5油缸底座螺栓分布圖
傾覆力矩M=P·h=84184.9N?m
P=420924.3N（前面求得）設(shè)計推力（見P4）
h——柱塞中心到底腳螺釘之間距離0.2m
Q1l1=Q2l2=…Q8l1
因為M=2Q1l1+2Q2l2+…+2Q4l4
Q——預(yù)加鎖緊力
l——螺釘繞軸AB之距離
l1=0.685m
l2=0.485m
l3=0.285m
l4=0.085m
所以 Q1=Ml12（l12+l22+l32+l42）=36364.3m
由于通過接縫平面中心力P的作用;使螺釘承受一橫載荷，每個螺釘承受：
F1=P/Z=52615.5N
Z=8——螺釘數(shù)
同理：由于油缸所受側(cè)向力N1的作用，產(chǎn)生一繞BC旋轉(zhuǎn)的傾覆力矩及通過接縫平面的力，
因為M=N1h=30627.01 N?m
Q1'l1=Q2'l2=…Q8'l1
M'=4Q4'L1+4Q5L1
所以Q1'=Q4'=ML14(L12+L22)=21009.4N
L——螺釘繞軸BC的距離
L1=0.36m
L2=0.04m
又由于通過接縫平面力N1的作用，使螺釘承受一橫向載荷
F1'=N1/Z=19141.9N
ΣP=Q1+Q1'=57679.3N
ΣF=F12+F22=564051N
拉伸強度：σ=1.3KΣPAS×10-6=138.9MPa 式(4-11)
K——預(yù)緊系數(shù)取1
AS——螺栓橫截面積（M30螺栓，As=0.0005396m2）
剪切強度：τ=ΣFπd124×10-6=70.1MPa 式(4-12)
d1=0.032m——絞制螺桿直徑
根據(jù)第四強度理論
σn=σ2+3τ2=184.6MPa<[σ] 式(4-13)
舵柄
材料：ZG35·σs=275MPa
σb=1.37×0.4σs=150.7MPa
受力分析：舵柄受力相當于懸臂梁傳遞正壓力
圖4.6舵柄危險截面示意圖
剪力：Q=T/2=182033.8N
彎矩：M=Q·L1=23664.4 N?m
L1=0.13m——舵柄轉(zhuǎn)角35°時滾輪與舵柄的接觸點與舵柄危險斷面的距離
σs=MW×10-6
剖面模數(shù)：W=ab2/6=24.5×10-5m2 式(4-14)
a=0.07m——舵柄厚
b=0.145m——舵柄寬
彎曲應(yīng)力σb=96.6MPa<[σ]b
根據(jù)鋼制內(nèi)河船舶入級與建造規(guī)范
矩形舵柄在距舵桿中心1.5D處的部分的剖面對其垂直軸的剖面模數(shù)W應(yīng)不小于按下式計算所得的值
W=0.14(1-1.5DR1)D3=275.6cm3 式(4-15)
其中：D=27cm——舵桿直徑
R1=45cm——邊舵柄半徑
距舵桿中心1.5D處的剖面模數(shù)
W'=a12b16=1944cm3>W
a1·1.5D處舵柄寬為27cm
b2·1.5D處舵柄厚為16cm
柱塞
材料：35號圓鋼 σs=315MPa
σ圓鋼=1.49×0.4×σs=187.8MPa
（由P2表可知，對于圓形截面，）σSP＜400MPa, σ=1.49σSP
受力分析：柱塞受彎壓，相當于彎曲與壓縮的組合。
求A斷面（柱塞實體側(cè)c處）的彎矩
圖4.7柱塞A、B截面受力圖
MA=N1(a-c)=35221.1 N?m
MB=N1·a=55128.7 N?m
N1=153135.0N(前面求得)
a=0.36m
b=0.13m
σb=MW×10-6MPa 式(4-16)
（A截面）為67.0MPa
（B截面）為161.7MPa
A處抗彎截面系數(shù) WA=π32D3=526×10-6m3 式（4-17）
B處抗彎截面系數(shù) WB=π32D3-16b2h=341×10-6m3
D=0.175m——柱塞外徑
d=0.114m——柱塞內(nèi)徑
b=0.082m——銷軸孔平均直徑
h=0.165m——銷軸孔平均高
求A斷面處軸向壓應(yīng)力
A截面，σCA=PFA×10-6MPa=17.5MPa 式（4-18）
B截面，σCB=πD24P2'FB×10-6=3.24MPa P2'≈1.5MPa 式（4-19）
柱塞橫斷面面積：A截面，F(xiàn)A=πD24=0.02405m2
B截面，F(xiàn)s=πD24-bn=0.0105m2
彎壓合應(yīng)力σ=σb+σc
A截面為84.66MPa<[σ]
B截面為164.93MPa<[σ]圓
舵柄螺釘：
根據(jù)鋼制內(nèi)河船舶入級與建造規(guī)范規(guī)定：a≥0.2D3b 式（4-20）
a——全部螺釘截面積（M42四個a1=48.76cm2，M48四個a2=62.98cm2）
a=4F（均采用4個螺釘）
F——每個螺釘?shù)臋M截面積
F=πd024
M42時，F(xiàn)=12.19cm2
M48時，F(xiàn)=16.19cm2
d0——螺紋內(nèi)徑
M42時，d0=3.94cm
M48時，d0=4.54cm
D——舵柄處舵桿直徑
M42時，D=23cm
M48時，D=27cm
b——兩螺釘?shù)木嚯x
M42時，b=53cm
M48時，b=63cm
0.2D13b=45.9cm2，M42時；
0.2D13b=62.48cm2，M48時。
舵柱：材料：35號調(diào)質(zhì)σs=290MPa
σb=1.2×0.4σs=139.2MPa
受力分析：假定中舵柄魚艉處為一個絞支點，舵柱受力如圖所示：
圖4.8舵柱受力示意圖
圖4.9舵柄A-A斷面圖
在合力Tn的作用下承受彎曲
T=Rcosα=T1·R1
R=0.45m——舵柄半徑
R1=0.50m——邊舵柄半徑
T1=T·Rcosα·R1=400000N
T=364067.6N（前面求得）
舵柄與滾輪之間的作用力Tn=T+T1=764067.6N
求A-A斷面彎矩
M=Tn·H=131801.7N?m
H=0.1725m
W=π32d3=13.57×10-4m3
d=0.24m——假舵桿直徑
σb=MW×10-6=97.13MPa<[σ]b
拉（壓）桿：按雙舵考慮
材料：20號鋼管 σs=250MPa
σ=0.4σs=100MPa
受力分析：兩根連桿，一邊受拉，一邊受壓
具體受力如圖所示：
圖4.10拉（壓）桿受力圖
P1=P2
（P1+P2）=1.25MR1cosα=488309.8N
R1=0.50m——邊舵柄半徑
M=160000 N?m——舵扭矩
α——轉(zhuǎn)角35°
P1=P2=244154.9N
強度計算
σ=Pa×10-6MPa
連桿剖面積a=π（d22-d12）4=7.1×103m2
d2=0.133m——連桿外徑
d1=0.093m——連桿內(nèi)徑
σ=36.54MPa——拉（壓）應(yīng)力 σ<[σ]
穩(wěn)性計算
臨界應(yīng)力：σej=π2EIL2a
E=2.1×105——彈性模量
轉(zhuǎn)動慣量：I=π64（d24-d14）=116.87×10-7m4
連桿長 Lmax=4.8m
臨界應(yīng)力σej=148.1MPa
穩(wěn)定安全系數(shù)[nW]=1.5~3
nW=σejσ=4.05 式（4-21）
根據(jù)鋼制內(nèi)河船舶入級與建造規(guī)范
舵柄（或舵扇）與舵柄之間的連桿剖面面積a和剖面慣性矩I均應(yīng)不小于按下式計算所得的值
a≥0.12D13R1 式（4-22）
D1=27cm——被動舵舵柄（邊舵柄）處的舵桿直徑
R1=50cm——被動舵舵柄（邊舵柄）長度
a=71cm2——連桿剖面積（前面求得）
0.12D13R1=47
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