tính toán thiết bị lái tàu

áp lực thuỷ động của nước tác dụng lên trục lái PN có phương vuông góc với trục lái, gây uốn trục.. Khi đó chỉ tính dầm dưới tác dụng của lực thủy động PN và mô men xoắn thuỷ động M cùng

1.7 tính toán đường kính trục lái

1.7.1 Tải trọng tác dụng lên trục lái

áp lực thuỷ động của nước tác dụng lên trục lái PN có phương vuông góc với trục lái, gây

uốn trục

Mô men xoắn thuỷ động tác dụng lên trục lái M , gây xoắn trục

Lực tác dụng trên đầu séc-tơ lái PC gây uốn trục,

C

C CR

M

P 

(1.53) trong đó: MC - mô men xoắn toàn phần lớn nhất trên trục lái, kG.m





i MSi

a - séc-tơ quay về mũi tàu; b - séc-tơ quay về đuôi tàu

Phương pháp 1: séc-tơ lái quay về phía mũi tàu (hình 1.22, a)

Phương pháp 2: séc-tơ lái quay về phía đuôi tàu (hình 1.22, b)

Giả sử khi bẻ lái góc P thì, ở phương pháp 1: trên tấm bánh lái xuất hiện lực thuỷ động

PN và người ta tác dụng lên đầu séc-tơ lái (máy hoặc tay) một lực PC, trường hợp này PN và PC

cùng phương, cùng chiều ở phương pháp 2: PN và PC cùng phương, ngược chiều

Nhận xét: ở phương pháp 1 có lợi hơn nhưng ít sử dụng do không gian nhỏ hẹp của vùng

đuôi tàu, còn trong tính toán trục lái, người ta xét PN và PC cùng phương, cùng chiều (séc-tơ

lái quay về mũi tàu)

Trọng lượng của trục lái và bánh lái: GM = (GBL + GTR) tác dụng theo phương dọc trục lái,

gây kéo và uốn (do kéo lệch tâm)

Trong tính toán trục lái, người ta đưa bánh lái và trục lái về các mô hình hoá, thường có 14

loại mô hình trục lái được phân ra làm 3 dạng: trục lái có kết cấu thẳng, trục lái cong và trục

lái treo

1.7.2 Trục lái kết cấu thẳng

1.7.2.1 Dạng thứ nhất

1 - Tính sơ bộ (hay tính toán đường kính trục lái ở lần gần đúng thứ nhất)

Ta coi hệ bánh lái, trục lái như một dầm tựa lên các gối tựa tự do (i) với các phản lực gối

Ri Bánh lái có độ cứng E1I1, mô men quán tính mặt cắt ngang là I1 Trục lái có độ cứng E2I2 và mô men quán tính mặt cắt ngang là I2 Các kích thước: a1, b1 và li xác định theo sự bố trí bánh lái sau đuôi tàu

PcPn

Hình 1.26 Sơ đồ mô hình hóa bánh lái-trục lái

Việc tính sơ bộ trục lái, ở bài toán này, người ta sử dụng phương pháp gần đúng, vì ban

4 M



 - mô men ma sát trên trục, kGm, chưa biết

Do đó trong lần gần đúng thứ nhất, ta coi 0

R

MP

C

C

C   Khi đó chỉ tính dầm dưới tác dụng của lực thủy động PN và mô men xoắn thuỷ động M cùng với mô men uốn do trọng lượng bánh lái, trục lái GM đặt cách trục lái một khoảng r gây ra, MG = GM.r (do phân bố trọng lượng, trọng tâm bánh lái không nằm trên trục lái)

Ta coi như dầm chịu tác dụng bởi các lực độc lập, sau đó hợp lại theo nguyên lý cộng tác dụng độc lập của các lực

1 a Trục lái dưới tác dụng của PN, M (PC = 0)

Gọi E1I1 là độ cứng của bánh lái, E2I2 - của trục lái Ta có: k 2 3

IE

IE2 2

a1IE6

baPIE3

lMIE3

lM

1

1 1

1

1 1 N 2 2 2

' 1 1 1 1

1 1 1

1 N

' 1

l2l

bab

a12

PM

Mômen nhịp:

1

1 1 Nl

baP

M , kG.m (1.56)

Vẽ biểu đồ mô men về thớ chịu kéo do mô men M1 gây ra Mô men nhịp M  do tải trọng gây ra vẽ về thớ chịu nén

TT

' 1

M    - gọi là mô men tính toán, kG.m

1

1 ' 1 1 N 1

1

' 1 1

1 1 N '

TT

l

a)

MbP(l

aMl

baP

Hình 1.27 Sơ đồ và biểu đồ mô men uốn trục lái ở lần gần đúng thứ nhất

Sau khi có gía trị mô men M1’, ta tính được sơ bộ đường kính trục tại gối (1) ở lần gần

đúng thứ nhất:

 3

' ' U 1

1 , 0

M M





  , cm (1.58) với:   - ứng suất cho phép làm vật liệu chế tạo trục lái, kG/cm2

  = (0.360.40).CH, kG/cm2

MUi - mô men uốn do tải trọng PN gây ra, kG.m

Đường kính trục lái tại gối (2) là:

 

3 2

1 , 0

M D

1 1 0

l

Ml

bP'

R   , kG (1.59.1)

1

1 N 2

1

2 1

' 1 2

' 2

' 1 1

1 N 1

0

' 1 1

l

a.Pl

l

)ll.(

Ml

MMl

aPl

MM'

2

' 1 2

2 2

' 1 C

' 2

l

Ml

Ml

MP

, kG, (vì: PC = 0; M2 = M0 = 0) (1.59.3) Chú ý: các chỉ số có một dấu phẩy (‘), (ví dụ: R'0,R'1, '

2

R ) chỉ rõ đó là phản lực tại các gối khi trục chịu tác dụng của: PN,M

1.b Trục lái dưới tác dụng của trọng lượng bánh lái, trục lái GM

Hình 1.28 Sự phân bố trọng tâm của bánh lái

Để tìm phản lực Ri’’ tại các gối trên trục do trọng lượng bánh lái GM đặt lệch tâm trục gây

ra mô men uốn MG = GM.r, ta đi xét phương trình góc xoay viết cho gối (1),

2 2 2

'' 1 1 1 1

'' 1 1

1 1

1

1 G

IE3

lMIE3

lMl

a31IE6

2 1

2 1 1

G ''

)l

a31(lM.2

1M







 , kG.m (1.60.2) Khi đó mô men uốn tính toán là:

1 1

'' 1 1

1 G ''

TT

l

a.Ml

b.M

M   , kG.m (1.61)

Hình 1.29 Biểu đồ mô men uốn trục lái

Phản lực Ri’’, kG, tại các gối do MG gây ra là:

2

'' 1 2

1

'' 1 1

G '' 1 1

'' 1 1

G 0

MR

;l

Ml

4

j MSi   kG.m (1.63)

trong đó: fj - hệ số ma sát tại các gối: fj = 0,15 - đối với ổ bi đỡ chặn bắng thép hoặc chất dẻo;

fj = 0,10 đối với ổ trượt và ổ chống lắc; fj = 0.015 đối với ổ bi; fj = 0.03 - đối với ổ

M , kG.m (1.64)

Từ giá trị của MKP ta chọn máy lái có mô men xoắn đưa ra đầu séc-tơ lái, thoả mãn: MC

 MKP Từ giá trị của MC và RC (theo catalogue của máy lái, RC phụ thuộc vào MC) ta tính được lực trên đầu séc-tơ lái PC:

PC =

C

CRM

, kG (1.65)

Sau khi có giá trị của PC, ta đi tính chính xác đường kính trục hay tính đường kính trục ở lần gần đúng thứ hai

2 - Tính đường kính trục lái dưới tác dụng của: PN, M , PC và MG

2.a Tính chính xác trục lái dưới tác dụng của: M , PN và PC

Tại các gối có phản lực R’i, mô men đế Mi’, dùng phương trình góc xoay viết cho gối (1),

ta có:

2 2

2 2 2 2 2

' 1 1

1 1

' 1 1

1 1

1

1 1 N

IE6

lMIE3

lMI

E3

lM)l

a1(IE6

b.aP

2

' 2 1

1 1

1 N '

l.

M l

a 1 b a P 2

1 M

Tính chính xác, ta có biểu đồ mô men uốn như hình 1 (vẽ về thớ chịu nén)

Mô men tính toán MTT’ xác định theo công thức sau:

1

1 ' 1 1

1 1 '

TT

l

a.Ml

ba.Pn

M   , kG.m (1.67) Phản lực tại gối là:

1

' 1 1

1 N 0

l

Ml

bP'

R   , kG (1.68.1)

2

' 2

' 1 2

2

' 2

' 1 1

' 1 1 N 1

l

MMPc'R

;l

MMl

MaP'

].[

1,0

MMD





  , cm (1.69) trong đó: MUi - mô men uốn tại tiết diện tính toán lấy trên biểu đồ do PN và PC gây ra

2.b Xét trục lái chịu uốn dưới tác dụng của trọng lượng bánh lái, trục lái GM

Tính toán tương tự như phần (1.b/1), kết quả cho phản lực tại các gối là Ri’’

Phản lực tổng cộng tại các gối của trục lái dưới tác dụng của PN, M , PC, MG ở lần gần

đúng thứ hai, tương tự như phần tính sơ bộ, ta có:

2 i

2 i

R   (1.70) trong đó: Ri’- lấy ở phần (2.a), còn Ri’’- lấy ở phần (2.b)

2

D f

4

j MSi   kG.m (1.71)

với: Di và Ri đều lấy ở phần tính chính xác tương ứng là đường kính gối trục và phản lực tại các gối đó

Mô men xoắn tổng cộng của lần gần đúng thứ hai:

M , kG.m (1.72) Chọn lại máy lái có mô men xoắn tại đầu ra của máy lái MC theo biêu thức: MC  MKP, trong đó: MC ở lần gần tính chính xác này mới là kết quả thực, có sai khác so với tính toán sơ

bộ (nếu là máy lái tay), còn máy lái khác, thường là chính xác đúng Tức là các giá trị thực của trục lái ở lần tính sơ bộ MC1 MC , có thể lấy được mà không cần tính lại

3 - Kiểm tra bền trục lái

Đối với trục lái, nên kiểm tra bền ở một số tiết diện nguy hiểm nhất, gồm: tiết diện (I-I), (II-II) và (III-III)

Hình 1.31 Các tiết diện kiểm tra bền trục lái

Tiết diện (I-I) là gót ky lái liên kết với bánh lái

Tiết diện (II-II) là ổ trên của trục lái

Tiết diện (III-III) là nơi lắp vành chặn hai nửa, đỡ toàn bộ tải trọng dọc trục của bánh lái, trục lái

Tại các tiết diện này, nội lực tác dụng như sau:

Mô men uốn tổng tại tiết diện (I-I) là: '' 2

I 2 ' I I

M    , kG.cm (1.73) trong đó: '

I

M - mô men uốn tại tiết diện (I-I) do PN và PC gây ra, được tính như sau:

)l

Ml

bPn.(

ll

RM

1

' 1 1

1 '

1

' 1

' 0

Ml

G.(

ll

RM

1

'' 1 1

M ' 1

' 1

'' 0

''

I    , kG.cm (1.73.2) Mô men uốn tổng cộng tại tiết diện (II-II) là: MIIII PC l.3, kG.cm (1.74) Mô men uốn tổng tại tiết diện (III-III) là: '

3 C III

M   , kG.cm (1.75) Việc tính toán kiểm tra bền thực hiện dưới dạng bảng 1.14 , như sau:

Bảng 1.14 Kiểm tra bền trục lái

TT Các đại lượng cần tính toán Đơn vị

Kết quả tính tại các tiết diện kiểm tra

trong đó: CH -ứng suất chảy của vật liệu, kG/cm2

Chú ý: không nên chọn vật liệu chế tạo trục bánh lái là thép các-bon thường CT3, vì không kinh tế Nên chọn thép 35 hoặc 45 có CH = 3200, kG/cm2

2 N 1 P

1 N

F

PF

PF

P



 (1.76.1) trong đó: PN1, PN2 - áp lực thuỷ động của nước tác dụng lên phần diện tích FP1,

FP2 của bánh lái

2

2 N 1

' 2 2 2 2

' 1 1

1 1

1

1 1 N 1 2 1

' 0 1 1 1

' 1

IE6

lMIE3

lM)

b

a1(IE6

baPIE6

lMIE3

l

với: M0 = PN1.b0, thay vào công thức trên ta có :

2 1

1

' 0 2

' 2 1

1 1

1 N 1

l.

2 l

l.

M l.

M ) l

a 1 (

b a P 2

1 M

' 1

' 0 1 N

' 0

l

bPl

MMP

R     , kG (1.79.1)

2

' 2

' 1 1

1 2 N 1

' 0

' 1 '

MMl

aPl

MM

' 1 C

' 2

l

MMP



 , kG (1.79.3)

với: M2’ = PC.l3 - mô men uốn tại gối (2), kG.cm

Loại sơ đồ này thường gặp ở tàu biển cỡ trung, làm việc tin cậy, cho phép đưa bánh lái ra

xa đuôi tàu, từ đó nâng cao hiệu suât đẩy của chong chóng, thường áp dụng cho tàu có đuôi xì-gà, thìa, v.v

1.7.3 Trục lái kết cấu cong

Trục lái kết cấu cong thường có hai loại:

Loại I: bánh lái đặt sau trụ lái, trụ lái cố định, kết cấu trụ lái như bánh lái Khi đó, ta phải tính toán tại hai chốt bản lề, loại này thường sử dụng cho tàu có kích thước bánh lái lớn, có thể cho phép gia tăng số chốt bản lề

Loại II: trụ lái tháo được là thanh thép rèn (dạng Simplex) Loại này có độ bền cao, điều kiện công nghệ phức tạp, thường dùng cho tàu cỡ trung, cỡ lớn, đuôi tuần dương, làm việc tin cậy

Bulon (1)

(0)

(2)

(0) Loại I

(1) (2)

Hình 1.33 Trục lái cong

Để tính đường kính chốt bản lề và đường kính trục lái, ta tách ra chốt lái ra khỏi trục lái

và xem như trục lái chịu tác dụng của mô men xoắn tổng MKP và lực tác dụng trên đầu séc-tơ lái PC, chốt lái chịu tác dụng của lực thủy động PN và mô men uốn MG do trọng lượng của bánh lái, trục lái GM gây ra

1.6.3.1 Tính đường kính chốt bản lề

Đây là dầm tĩnh định, giải dầm ta có mô men uốn tại các chốt do PN gây ra là:

2

a.h

P N

8

h.P

1

R   , kG (1.82.1)

2 '' 1 2 ' 1

R   , kG (1.82.2) với: Ri’ và Ri’’ tương ứng là phản lực tại chốt do PN và GM gây ra

Đường kính tại các chốt tính theo công thức:

4400

R

10D

CH i

i    , cm (1.83.1)

hoặc:   

i i

R 76 , 2

D , cm (1.83.2) trong đó:   (0,360,40).CH- ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo chốt, kG/cm2

CH - ứng suất chảy của vật liệu chế tạo chốt, kG/cm2

Trong các công các thức trên, người ta lấy CH = min( CH; 0,7 B), với: B - giới hạn bền của vật liệu chế tạo chốt, kG/cm2

Mô men ma sát tại gối (0),(1) là:

i

i j

2

D f

4 M



 , kG.m (1.84) Mô men xoắn tổng cộng ở lần gần đúng thứ nhất:

'

M , kG.m (1.85)

1.7.3.2 Tính đường kính trục lái

Đây là dầm tĩnh định chịu tác dụng của lực trên đầu séc-tơ lái PC và mô men xoắn tổng cộng ở lần gần đúng thứ nhất MKP’

Đường kính trục tại gối (2) là:

 

3 2

12 , 0

M D

Hình 1.35 Sơ đồ tính toán trục lái cong

Sau khi có D2, ta chọn được bán kính séc-tơ lái RC theo catalogue của máy lái là: RC = f(D2)

Khi có được RC, ta xác định lực tác động lên đầu séc-tơ lái PC theo công thức sau:

C

' KP

M

P  , kG (1.87) Khi có được PC, ta sẽ đi giải trục Mô men uốn tại gối (3) của trục lái là:

MU3 = PC.l3 (1.88)

Đường kính trục tại gối (3) là: 3  

2 2 3 3

1,0

MMd

l

)ll.(

P

 , kG (1.90.2)

Từ các phản lực R2, R3 ta tính được mô men ma sát tại các gối đó là MMSi (i = 2,3) Từ đó

ta tính được mô men xoắn tổng cộng MKP theo công thức sau:

M , kG.m (1.91)

Từ mô men xoắn tổng cộng MKP, ta chọn máy lái sao cho có mô men xoắn đầu ra của trục lái MC MKP, giá trị của MC thể hiện trong các catalogue máy lái hoặc trong các sổ tay thiết bị

1.7.4 Trục lái treo

Tham khảo Sổ tay thiết bị tàu

1.8 Kết cấu của bánh lái

Theo dạng prôfin, bánh lái thường có hai loại: bánh lái tấm và bánh lái có prôfin thoát nước (lưu tuyến)

1.7.1 Bánh lái tấm

Bánh lái tấm là một tấm tôn được gia cường bởi các nẹp nằm hoặc nẹp đứng

Bánh lái tấm cũng có thể là: Bánh lái tấm cân bằng hoặc không cân bằng

ở trọng tâm bánh lái người ta có khoét lỗ để tiện cho công nghệ lắp ráp

Gọi chiều dày tấm tôn của bánh lái là t thì t được chọn theo bảng hoặc xác định theo công thức sau:

5,2K.v.S.5,1

t   , mm (1.92) trong đó: v - vận tốc tàu, hl/g, nếu vận tốc tàu nhỏ hơn 10 hl/g thì chọn:

3

20 v

v  min 

, hl/g, với vmin = 10 hl/g (1.92.1)

S - khoảng cách các xương gia cường của bánh lái, lấy không lớn hơn 1 m

K - hệ số bền của vật liệu chế tạo bánh lái, xác định theo công thức sau:

Hình 1.36 Bánh lái tấm

1.8.2 Bánh lái thoát nước (lưu tuyến)

Định nghĩa "Bánh lái thoát nước là một khối kín, bên trong được làm cứng (gia cường) bởi các xương đứng và xương ngang liên kết với nhau một cách chắc chắn, các xương gia cường này được khoét lỗ để giảm trọng lượng và thông nước khi thử áp lực"

Tôn vỏ bao bánh lái chịu áp lực thủy tĩnh của nước và áp lực thuỷ động khi bẻ lái, được tính bởi công thức sau:

F ). a 1,5

P d ( k

2 C P

N S

PN - áp lực pháp tuyến khi bẻ lái, N

Fp - diện tích bánh lái, m2

[ ]- ứng suất uốn cho phép của vật liệu chế tạo bánh lái, [ ] = 0,5 CH, N/mm2, với: CH - giới hạn chảy của vật liệu chế tạo bánh lái, N/mm2

1,5 - giá trị tăng thêm của tôn vỏ do tính đến mòn gỉ, mm

kS - hệ số, tra bảng 1.15, phụ thuộc vào tỉ số bC/aC; kS = f(bC/aC) với:

aC - khoảng cách giữa các xương gia cường đứng hoặc ngang, lấy giá trị nhỏ hơn, cm

bc - khoảng cách giữa các xương gia cường đứng hoặc ngang, lấy giá trị lớn hơn, cm

Hình 1.37 Sơ đồ kết cấu bánh lái thoát nước

1 - tôn vỏ bao; 2 - xương đứng gia cường thay thế cho trụ lái; 3 - xương gia cường ngang; 4 - các lỗ khoét trên xương gia cường ngang; 5 - xương lập là ngang (tấm nối trung gian); 6 - tấm tôn mặt dưới bánh lái; 7 - lỗ thông nước khi thử áp lực; 8 - tấm tôn mặt trên bánh lái; 9 - xương đứng gia cường; 10 -

lỗ khoét trên xương đứng; 11 - xương lập là đứng; 12 - lỗ khoét xĩch giữ bánh lái; 13 - gân đuôi bánh lái; 14 - tôn vỏ bao vùng thay thế cho trụ lái; 15 - các điểm hàn liên kết tôn măt bên với xương lập là

37 L a

Tiết diện của bánh lái tại chỗ đặt ống bao trục lái có dạng như hình 1 gọi là vùng thay thế cho trụ lái hay cốt bánh lái, gồm một hoặc hai xương gia cường đứng đi liên tục, không khoét lỗ và hai dải tôn bao đứng của bánh lái có chiều dày dày hơn các dải tôn bao bên cạnh

tmax - chiều dày lớn nhất của prôfin tại vị trí đặt trục bằng chiều cao tấm thành của cốt lái,

cm

zmax - là mép của cốt xa trục trung hoà nhất, cm

Chiều dày tấm thành cốt lái lấy không nhỏ hơn (1,8 2,0) 0

Chiều dày của mép kèm (phần tôn mạn bánh lái) lấy không nhỏ hơn (1,8 2,0) 0

Chiều rộng của mép kèm của cốt bánh lái lấy tùy thuộc vào số lượng tấm thành của cốt lái:

Nếu cốt có hai xương, lấy chiều rộng mép kèm: S = 0,2 lần chiều dài của cốt lái

Nếu cốt có một xương, lấy chiều rộng mép kèm: S = 0,16 lần chiều dài của cốt lái

So sánh mô men chống uốn của cốt lái với mô men chống uốn cho phép:

[ ] = 0,4 CH - giới hạn chảy của vật liệu, kG/cm2

2 2



S

Bố trí cốt lái bởi các xương gia cường đứng, như sau:

Trường hợp: a tmin - người ta bố trí hai xương gia cường đứng

Trường hợp: a< tmin - người ta bố trí một xương gia cường đứng

a

Hình 1.39 Bố trí cốt lái

a - cốt lái hai xương; b - cốt lái một xương

Ngoài ra, mô đun chống uốn và diện tích tiết diện bản thành của cốt phải sao cho, ứng với ứng suất uốn ứng suất cắt và ứng suất tương tương không được lớn hơn các giá trị dưới đây:

K

50

C 

 , N/mm2 (1.96.2) ứng suất tương đương:

K

120

3 2 C

2 U

 , N/mm2 (1.96.3)

trong đó: K - hệ số bền của vật liệu chế tạo bánh lái

Chiều dày tấm tôn mặt trên và dưới lấy không nhỏ hơn 1,2 0 và có khoét lỗ 50 với tiện ren Sau khi thử áp lực, lỗ được bịt kín bằng vít đồng và hàn lên trên tấm ốp có đường kính D100

100

50

Hình 1.40 Kết cấu nút xả

Chiều dày tấm của các xương gia cường

được lấy như sau: s = 8 mm hoặc 70% 0 lấy giá

trị lớn hơn

Khoảng cách chuẩn giữa các xương gia

cường ngang, xác định theo công thức:

4 , 0 100

L 2 , 0

Các xương gia cường ngang thường được bố

trí đều theo chiều cao của bánh lái, đi liên tục, chỉ

gián đoạn tại các xương gia cường đứng thay thế

cho trụ lái

Các xương gia cường đứng gián đoạn tại

xương gia cường ngang, khoảng cách từ xương

gia cường đứng, tạo nên cốt bánh lái đến xương

gia cường đứng lân cận lấy bằng 1,5 lần khoảng

cách giữa các xương gia cường ngang, chiều dày

xương gia cường đứng lấy như chiều dày xương

gia cường ngang Chỉ các xương gia cường đứng

thay thế cho trụ lái là đi liên tục và có chiều dày

không nhỏ hơn (1,82,0).0,

Hình 1.41.b Kết cấu lỗ khoét hoặc móc giữ bánh lái Trên các tàu nội địa, người ta móc chốt để liên kết giữa bánh lái với vòm đuôi tàu bằng xích hoặc cáp, giữ bánh lái trong trường hợp bánh lái bị rời khỏi mối ghép (sửa chữa, lắp ráp), còn trên tàu biển người ta không sử sụng phương pháp này

cáp

Hình 1.41.a ống công nghệ

Tại trọng tâm của bánh lái, người ta có khoét lỗ và đặt qua đó ống thép để luồn dây trong công nghệ lắp ráp

Gân đuôi bánh lái có thể là một dải thép tấm, thép dải hình thang hay hình tròn (hình 1.42)

Xương lập là, là những tấm nối trung gian giữa xương gia cường với tôn vỏ bao bánh lái Chiều dày xương lập là lấy không lớn hơn chiều dày tôn bao bánh lái lân cận Chiều rộng lập là lấy không nhỏ hơn (8 10) 0

Quá trình hàn bánh lái được tiến hành như sau: trên tôn vỏ bao người ta khoét những

điểm, kích thước của các lỗ khoét này cũng như chế độ hàn, khoảng cách giữa chúng được tính chọn phù hợp với đặc điểm kết cấu và chiều dày tôn, bảng 1.17

2

4 3

m

1,5.a p 2,5.a

Hình 1.43 Qui cách điểm hàn

1 - xương lập là; 2 - xương gia cường; 3 - tôn vỏ bao; 4 - bể hàn

Các khoảng cách a, b được chọn theo bảng 1.17

Sau khi hoàn thành việc lắp ráp và hàn kín nước bánh lái, ta phải phải thử áp lực với chiều cao cột áp thử là H, m.c.n

H =1,25.T +

60

v 2

S , m.c.n (1.98) trong đó: vS - tốc độ tàu, hl/g

1.8.3 Các dạng thiết bị lái và đặc điểm kết cấu của chúng

Đọc STTBTT-T1_ Chương III Lưu ý bánh lái chủ động (có chong chóng đạo lưu cũng là một thiết bị lái)

Hình 1.44 Bánh lái chủ động

1.9 Mối nối giữa bánh lái và trục lái

Bánh lái và trục lái thường được chế tạo riêng biệt, sau đó được lắp ghép lại với nhau bằng một trong các phương pháp sau:

Mối nối mặt bích nằm ngang

Mối nối mặt bích thẳng đứng

Mối nối khớp

Mối nối côn

Mối nối hàn (đối với tàu nhỏ, tàu có bánh lái tấm)

Yêu cầu: các mối nối trong mọi trường hợp phải cho phép tháo rời bánh lái khỏi trục lái khi tàu đang nổi trên mặt nước mà không phải nâng trục lái

1.9.1 Mối nối mặt bích nằm ngang

Mối nối mặt bích nằm ngang được sử sụng rộng rãi và phổ biến hơn cả Mặt bích có thể là hình tròn, ô van, chữ nhật hoặc hình thang, v.v

1.9.1.1 Mặt bích tròn

Đường kính bu lông trong mối nối là:

d =

].[

n.r

)MM(

M - mô men xoắn thủy lực, kG.cm

r - bán kính đường tròn từ tâm mặt bích đến tâm bu lông, m

n - số lượng bu lông trong mối nối

[ ] - ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo bu lông, [ ] = 0,25 CH , kG/cm2

CH - giới hạn chảy của vật liệu chế tạo bu lông, kG/cm2

1.9.1.2 Mặt bích hình thang

Đường kính bu lông trong mối ghép tính bằng công thức:

].[

n

)MM(

b - khoảng cách giữa hai bu lông xa nhất nằm về một phía của mặt bích đo theo phương song song trục đối xứng của mặt bích, m

c =

b 3 a

b a

.(

r n

) M M (

CH C

2 2 U





 

, cm (1.201)

trong đó: n 6 - số bu lông trong mối nối

CH = min{0,7 B; CH}- ứng suất chảy

của vật liệu chế tạo bu lông, kG/cm2

B - giới hạn bền của vật liệu, kG/cm2

rC - khoảng cách trung bình từ tâm các bu

lông đến tâm mặt bích, cm

Với bánh lái có một ổ trên tấm bánh lái và

bánh lái treo thì ban đầu lấy sơ bộ: rC = 0,9.d1,

đồng thời khoảng cách từ tâm bu lông bất kỳ đến mặt bích rCi  0,6.d1

trong đó: d1 - đường kính ổ dưới của trục lái, cm

Chiều dày mặt bích tf, trong mọi trường hợp, lấy không lớn hơn 0,9.dB Khoảng cách từ mép lỗ bu lông đến mép ngoài của mặt bích lấy không lớn hơn 0,67.dB, (tf - tính bằng mm, dB - tính bằng cm)

b

Hình 1.45 Mặt bích hình thang

Gọi lực xiết trên bu lông xa tâm nhất đó là N1 thì giá trị của nó xác định theo công thức sau:

f

T k

1  (1.202) trong đó: f - hệ số ma sát khi xiết bu lông; f = (0,15 0,20) - cho tấm ghép bằng gang hoặc thép

2 2 1 1

b

TbT

MbT2bT4

1 K

d

N 4

4

d

trong đó: d - đường kính chân ren của bu lông, cm

Nếu kể thêm ứng suất xoắn do xoắn ren thì ứng suất kéo được lấy tăng lên 30%, tức là:

K 2

1 '

4d

N.3,

1 Xét bu lông dưới tác dụng của M

Vì các bu lông không bao giờ được xiết đều

nhau, do vậy ta đi tính lực xiết cần thiết trên mỗi

bu lông theo bu lông chịu lực lớn nhất là các bu

lông xa tâm nhất

Điều kiện thiết kế bu lông là:   21

K

d

N 4 3 , 1

T 4

4

d i

Điều kiện kiểm tra: C  C 0,6. K

Ngoài ra các bu lông còn chịu lực dập, lực này sinh ra ứng suất dập và được tính theo công thức:

d h

T

i

D 

 (1.208) trong đó: hi = min{chiều cao tấm trên hoặc tấm dưới của mặt bích}

Từ đó có điều kiện kiểm tra: D  D 0,4.B (1.209)

Chú ý: trong các công thức tính toán ỏ trên lấy:    

n

CH K





CH - ứng suất chảy của vật liệu chế tạo bu lông

[n] - hệ số an toàn cho phép lấy đối với vật liệu chế tạo bu lông

Thông qua các công thức trên, ta tìm được đường kính bu lông, thường đường kính bu lông ghép có khe hở nhỏ hơn rất nhiều lắp không có khe hở

Yêu cầu: Để đảm bảo mối nối đủ bền và thoả mãn điều kiện công nghệ lắp ghép thì: 2/3 số

bu lông lắp không có khe hở còn 1/3 số bu lông ghép có khe hở

2 Xét bu lông dưới tác dụng của PN

Dưới tác dụng của PN, các bu lông chịu kéo: điều kiện để tính bu lông là lực xiết trên mỗi

bu lông phải đảm bảo cho mối ghép không bị tách hở Gọi lực xiết trên các bu lông là: N Khi mối ghép chưa chịu tác dụng của áp lực thuỷ động PN, bản thân các bu lông đã chịu dập với ứng suất được tính như sau:

F

N n

D 

 (1.300) trong đó: n - số bu lông của mối ghép

F - diện tích bề mặt của mối ghép (F = b.l)

Khi mối ghép này chịu tác dụng của PN (gây nên mô men uốn trên bề mặt mối ghép) thì mối ghép này có xu hướng quay quanh trục (y-y) Nếu lực xiết nhỏ thì mối ghép sẽ bị lỏng dần

và trục (y-y) chuyển dần ra mép ngoài của mối ghép Khi coi mặt bích là khá cứng thì biến dạng uốn trong mặt bích được xem là phân bố theo đường thẳng có trị số lớn nhất là:

U

U UW

M



 (1.301) trong đó: WU - mô đun chống uốn của mặt bích (bỏ qua diện tích lỗ khoét)

ứng suất tổng phát sinh do lực xiết N và mô men uốn MU gây ra là: