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本科畢業(yè)設計說明書（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 撥叉式轉舵機構組 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計分析 5
2.2.1 撥叉式液壓舵機主要技術性能參數(shù) 5
2.2.2 電動液壓舵機結構、原理 5
2.2.3 舵機分類 11
2.2.4 總體方案擬定 11
3 撥叉式液壓舵機結構設計 13
3.1 轉舵機構 13
3.2 操舵裝置動力設備 13
3.3 液壓管路閥件與附件 13
3.4 隨動機構 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 國內發(fā)展概況
近年來，我國液壓件行業(yè)堅持技術進步，加快新產品開發(fā)，取得良好成效，涌現(xiàn)出一批各具特色的高新技術產品。它的發(fā)展決定了機電產品性能的提高。它不僅能最大限度滿足機電產品實現(xiàn)功能多樣化的必要條件，也是完成重大工程項目、重大技術裝備的基本保證，更是機電產品和重大工程項目和裝備可靠性的保證。所以說液壓傳動產品的發(fā)展是實現(xiàn)生產過程自動化，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，普遍設置了油箱液位報警開關，并設置了兩套液壓系統(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(包括化學品船、液化氣運輸船)的舵機動力執(zhí)行系統(tǒng)應符合“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，應能在45秒內恢復操舵能力。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 葉式 油缸)，如設計、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)，液壓傳動技術從七十年代以來一直在迅速發(fā)展，產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用于舵機裝置中。液壓傳動產品的發(fā)展是實現(xiàn)生產過程自動化，尤其是工業(yè)自動化不可缺少的重要手段。
撥叉式推舵機構工作可靠，密封性好，易于加工，便于維護，適應的轉舵力矩范圍廣，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舵機構組，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 撥叉式轉舵機構組
撥叉式轉舵機構組成撥叉式推舵裝置、手動隔離閥、舵角發(fā)訊器等組成。
撥叉式轉舵機構組有單舵、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。轉舵機構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。按船舶設計要求決定選用何種形式。
推舵裝置是將液壓能轉換成驅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運動，通過撥叉式舵柄輸出轉舵扭矩。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構簡單、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。油泵的吸口不設濾器，集成塊和回油濾器均用螺栓直接聯(lián)在油箱一側，溢流閥和液壓系統(tǒng)的回油可直接流回油箱。油箱上設有壓力繼電器，當壓力低于調定壓力時報警。液位繼電器作低油位報警。此外，油箱上還設有透氣加油裝置、連通管等法蘭接口。動力柜在油箱內設有冷卻裝置。
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、運轉指示燈，開關和報警等。操縱臺內布置有電器安裝板。
2.2 撥叉式液壓舵機的設計分析
2.2.1 撥叉式液壓舵機主要技術性能參數(shù)
海洋船舶舵機的技術參數(shù)是說明其規(guī)格和性能的具體指標。主要技術參數(shù)有如下：
（1） 轉舵扭矩：160KN.m；
（2） 轉舵角度：±35°；
（3） 轉舵速度：從一側35度到另一側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 電動液壓舵機結構、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。其主要部分為：油泵、推舵機構級控制閥件等。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，以使其按照駕駛人員的意圖及時準確地轉舵，并在舵葉轉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按其動作方式基本上分為兩類，一類為往復式，目前常用的有采用柱塞式油缸的撥叉式推舵機構和采用活塞式油缸的擺缸式推舵機構。另一類為回轉式，可分為轉葉式轉舵機構和圓弧形撐桿式轉舵機構。
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)普遍采用輔助泵驅動的伺服機構（浮動式杠桿追隨機構）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，滑塊在叉口內滑動，帶動叉形舵柄轉動。圖 2.4及圖2.5所示為典型的兩油缸撥叉式推舵機構。圖2.6所示為四油缸雙柱塞推舵機構，使舵柄兩側受力形成力偶，可大大減小舵桿及舵承的磨損，適用于大中型轉矩的舵機。
圖2.3叉形舵柄
圖2.4撥叉式單舵推舵機構
圖2.5撥叉式雙舵轉舵機構
（a）杠桿機構控制
（b）力矩馬達控制
圖2.6四油缸雙柱塞撥叉式推舵機構
擺缸式電動液壓舵機通常設置雙作用活塞式油缸，按照缸體轉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
（a）單舵 （b）雙舵
（c）三舵
圖2.8中鉸擺缸式推舵機構
擺缸式推舵機構的主要優(yōu)點是重要輕，布置靈活，但轉矩特性不夠理想，其轉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，機構工作時會出現(xiàn)撞擊現(xiàn)象。因此擺缸式轉舵機構一般用于功率不大的液壓舵機。國產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動，油泵及推舵機構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，從而改變轉舵方向。此外，所有撥叉式及擺缸式液壓舵機均可配置應急操舵裝置，通常該裝置設在舵機艙內進行操作。
轉葉式轉舵機構按其構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所示為端蓋式轉葉舵機。圖2.10所示為圓弧形撞桿式轉舵機構，這種轉舵機構密封性好，適用于高壓軸。
圖2.9單舵雙動力矩的端蓋式轉葉舵機
圖2.10圓弧形撐桿式轉舵機構
2.2.3 舵機分類
舵機按結構特征一般分為如下型式[8]：
A型——往復柱塞式
B型——往復活塞式
C型——轉葉式
D型——回轉柱塞缸
E型——回轉活塞缸
（a）往復柱塞式 （b）往復活塞式
(c)轉葉式 （d）回轉柱塞式
(e)回轉活塞式
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備。
（2）操舵裝置動力設備
由泵和驅動泵的原動力機及輔助的電氣設備組成。
（3）動力轉舵系統(tǒng)
由一個或幾個動力設備、輔助管路、附件及轉舵機構所組成，用以提供動力轉動舵桿的液壓設備。
（4）轉舵機構
將液力轉變?yōu)闄C械動作，用以轉動舵的機構。
（5）操舵裝置控制系統(tǒng)
用以將舵令由駕駛室傳至動力轉舵系統(tǒng)之間的一系列設備的總稱。
（6）最大工作壓力
按規(guī)定的轉舵扭矩操舵時，動力轉舵系統(tǒng)可能出現(xiàn)的最大壓力。
（7）設計壓力
用作強度計算的壓力取最大工作壓力的1.25倍的安全閥的調整壓力的兩者較大值。
（8）安全閥整定壓力
在設計壓力允許范圍內，安全閥通過最大工作流量時的壓力。
3 撥叉式液壓舵機結構設計
3.1 轉舵機構
轉舵機構應滿足一下要求：
（1）應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符合有關標準的規(guī)定，密封裝置的設置應符合ZC規(guī)范要求。
（2）可以在液壓缸內部也可在外部設置擋環(huán)以限制轉舵角度不超過±36.5，當采用外部擋塊限位時，液壓缸內部的空隙應不小于10mm。
（3）應能在舵桿上、下竄動5mm的情況下正常工作。
（4）應設有機械舵角指示器，指示器面板的分度值應不大于1°，每5°應由數(shù)字表示，滿舵刻線及數(shù)字應涂紅色。
（5）應有放氣、放液的設施。
3.2 操舵裝置動力設備
(1)每臺動力設備可單獨工作也可同時工作。在任何情況下都應能迅速方便地進行轉換。當兩臺動力設備同時工作時，并不要求轉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，液壓泵變量機構的零位漂移，應控制在舵機正常工作范圍內。
(3)泵控型舵機應有補液設施，當采用補液泵補液時，補液泵流量應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動。也可用電動機單獨驅動。單獨驅動時，電控設備應設聯(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條件的規(guī)定，其他性能應滿足GB 7060的要求。
(5)旋轉部分應由防護罩。
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設置安全閥，設計或訊用安全閥時，安全閥開啟壓力應不小于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)舵機應設儲備油箱其容量至少可對一個動力轉舵系統(tǒng)再充液一次。
(5)管路布置應避免空氣積存，并有放氣設施。
(6)系統(tǒng)若采用軟管時，軟管組件應符合ZC規(guī)范的規(guī)定。
3.4 隨動機構
(1)當舵機采用機械反饋型的隨動機構時隨動機構應有足夠的強度和剛度，在操舵或風浪沖擊時不應損壞或降低操舵性能。
(2)隨動機構應有機旁控制裝置，機旁控制裝置應設有機械舵角指示器。機旁控制裝置應與操舵控制系統(tǒng)聯(lián)鎖。
(3)隨動機構上應有舵角限位器
3.5 報警、潤滑及其它
(1)除電氣規(guī)定的報警外，根據(jù)需要舵機應設低液位報警。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、調整件應有相應的防松措施。
(3)運動部位應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按ZC規(guī)范的規(guī)定以設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——拉伸應力 [σ]b=K[σ]
σP——擠壓應力 τ=0.6[σ]
σb——彎曲應力
σc——壓縮應力
σH——接觸應力
本文設計計算滿足“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
推舵油缸設計壓力：P1（公稱壓力）
P1=1.25P1'=14×1.25=17.5MPa
柱塞設計推力：P
P=1.25(P1) ×πD24×10-6=420924.3N
舵柄滾輪間設計作用力
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——油缸受壓部分內徑
φ——焊縫系數(shù)，鋼管取1
δ——油缸壁厚
許用應力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，產生一繞AB旋轉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：由于油缸所受側向力N1的作用，產生一繞BC旋轉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
彎曲應力σb=96.6MPa<[σ]b
根據(jù)鋼制內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號調質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——連桿內徑
σ=36.54MPa——拉（壓）應力 σ<[σ]
穩(wěn)性計算
臨界應力：σej=π2EIL2a
E=2.1×105——彈性模量
轉動慣量：I=π64（d24-d14）=116.87×10-7m4
連桿長 Lmax=4.8m
臨界應力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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