tính toán thiết bị lái tàu

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,
PC

MC
RC

(1.53)

trong đó: MC - mô men xoắn toàn phần lớn nhất trên trục lái, kG.m.
M C M M MSi

(1.54)

i

MMSi - mô men ma sát tại các gối trên trục, kG.m.
RC - bán kính séc-tơ lái, m.
Các phương pháp bố trí séc-tơ lái (chiều của RC): gồm 2 phương pháp:

Pc

P

P

p

p


Pn

Pn
Pc

Hình1.25. Bố trí séc-tơ lái
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


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.
Pc

Pn
1

Ro

(0)

2

M1

(2)

(1)
R1
a2

a1
l1

l2

R2

l3

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
đầu chỉ biết M , còn MTP = M C M M MSi chưa biết.
i

di
.R i - mô men ma sát trên trục, kGm, chưa biết.
2
M
Do đó trong lần gần đúng thứ nhất, ta coi PC C 0 . Khi đó chỉ tính dầm dưới tác
RC
4


trong đó: M MSi .fị .

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:

E1 I1
k 2 3 , để thiên về
E2I2

an toàn, chọn k = 2.
Đây là dầm siêu tĩnh bậc một, viết phương trình góc xoay cho gối (1), ta có:
M 1' l 1
M 1' l 2 PN a 1 b1
a
1 1 0


3E 1 I 1 3E 2 I 2
6E1 I1
b1
P
a a b
M 1' N 1 1 1 1
2
b1 l1 2l 2

(1.55.1)
(1.55.2)

với: M1 là mô men đế tựa, kG.m.
Mômen nhịp: M

PN a 1 b1
, kG.m.
l1

2

(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.
Hiệu số: ( M BO M 1' ) M 'TT - gọi là mô men tính toán, kG.m.
M

'
TT

PN a 1 b1 M 1' a 1
a


( PN b 1 M 1' ). 1 .
l1
l1
l1

(1.57)

Pn
R'o
0

a1

R'1

R'2

1

2

b1

A

l1

l2

M
M1

-

B

0

+

D

C
M tính toán =AB

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:
D1

3

M 'U1 M '
0,1.

, 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: D 2 3

M
, cm.
0,1.

Phản lực Ri, kG, tại các đế (i) xác định như sau:
Pb
M'
R' 0 1 1 1 , kG.
(1.59.1)
l1
l1
M ' M 0 PN a 1 M 1' M '2 M 1' .(l 1 l 2 ) PN .a 1

R'1 1




, kG.
(1.59.2)
l1
l1
l2
l 1 .l 2
l1
M 1' M 2 M 1'
'
R 2 PC


, kG, (vì: PC = 0; M2 = M0 = 0)
(1.59.3)
l2
l2
l2
Chú ý: các chỉ số có một dấu phẩy (), (ví dụ: R' 0 , R'1 , R '2 ) chỉ rõ đó là phản lực tại các
gối khi trục chịu tác dụng của: PN , M .

3


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),
M G l 1 3a 1
M '' l
M '' l
1 2 1 1 1 2
6E 1I 1
3E 1 I 1 3E 2 I 2
l 1
1
M 1'' .
2

M G l 1 (1 3
l 1 2l 2

a 12
)
l 12

, kG.m.

(1.60.1)

(1.60.2)

Khi đó mô men uốn tính toán là:
M ''TT

M G .b1 M 1'' .a 1

, kG.m.
l1
l1

4

(1.61)


MG
R'o

R''2
R''1

0

2

1

l1

l2

a1

l3

b1

MG
-

M'1

0

D

0

C
+

Hình 1.29. Biểu đồ mô men uốn trục lái.
Phản lực Ri , kG, tại các gối do MG gây ra là:


R" 0

M G M 1'' '' M G M 1''

; R1

l1
l1
l1

l1

M ''
R" 2 1
l2

(1.62)

Xác định trị số các phản lực tổng cộng do tác dụng đồng thời của PN và GM gây ra ở lần
gần đúng thứ nhất là: R i R 'i2 R ''i 2 , kG.
Tính mô men ma sát tại các gối: M MSi

4 Di
fj .
R i , kG.m.

2

(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
đũa đỡ chặn.
Di - đường kính trục tại gối, m.
Ri - phản lực tổng cộng tại các gối, kG.
Tính mô men xoắn tổng cộng (ở lần gần đúng thứ nhất) là:
n

M KP M M MSi , kG.m.

(1.64)

i 1

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

MC
, kG.
RC

(1.65)

5


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 Ri, mô men đế Mi, dùng phương trình góc xoay viết cho gối (1),
ta có:


PN a 1 .b 1
a
M' l

M' l
M l
(1 1 ) 1 1 1 2 2 2 .
6E 1 I1
l1
3E 1 I 1
3E 2 I 2 6E 2 I 2

M 1'

a
1
.PN .a 1 .b 1 .1 1 M '2 .l 2
2
l1

l 1 2.l 2

(1.66.1)

, kG.m.

(1.66.2)

Mô men nhịp M như đã tính ở phần (1.a).
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:
M 'TT Pn.

a 1 b1

a
M 1' . 1 , kG.m.
l1
l1

(1.67)

Phản lực tại gối là:
PN b1 M 1'
R' 0

, kG.
l1
l1

(1.68.1)

PN a 1 M 1' M 1' M '2
M 1' M '2
R'1

; R' 2 Pc
, kG.
l1
l2
l2

(1.68.2)

Đường kính trục ở lần tính chính xác là: D i

M 2Ui M 2

3

0,1.[]

, cm.

(1.69)

trong đó: MUi - mô men uốn tại tiết diện tính toán lấy trên biểu đồ do PN và PC gây ra.
Pn
R'o
0

R'1

R'2

1

2

Pc
a1

b1

A

M
M1

0

B

+

M2
D

C

Hình 1.30. Biểu đồ mô men uốn trục lái ở lần tính chính xác.
2.b. Xét trục lái chịu uốn dưới tác dụng của trọng lượng bánh lái, trục lái GM.

6


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:
R i R' 2i R' ' 2i
(1.70)
trong đó: Ri- lấy ở phần (2.a), còn Ri- lấy ở phần (2.b)
Mô men ma sát: M MSi

4 Di

f j . .R i , kG.m.

2

(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:
n

M KP M M MSi , kG.m.

(1.72)

i 1

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).

l'1

'l3

I

d1

do

0

II

II'

I

d2

II'

II

1

III

2
l2

l1

III

l3

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: M I I M 'I2 M 'I' 2 , kG.cm.
(1.73)
'
trong đó: M I - mô men uốn tại tiết diện (I-I) do PN và PC gây ra, được tính như sau:
M 'I R '0 .l 1' l 1' .( Pn

b1 M 1'

) , kG.cm.
l1
l1

(1.73.1)

M ''I - mô men uốn tại tiết diện (I-I) do trọng lượng bánh lái, trục lái GM gây ra, được tính

như sau:

7


G M M 1''

) , kG.cm.
l1
l1
Mô men uốn tổng cộng tại tiết diện (II-II) là: M II II PC .l 3 , kG.cm.
Mô men uốn tổng tại tiết diện (III-III) là: M III III PC .l '3 , kG.cm.
M ''I R ''0 .l 1' l 1' .(

(1.73.2)
(1.74)
(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

1

Đường kính trục: Di

cm

2

Mô đun chống uốn: WUi

cm3

3

Mô đun chống xoắn: WXi

cm3

4

Mô men uốn: MUi

5

ứng suất uốn: Ui

6

ứng suất xoắn: Xi

7

ứng suất tổng: i 2Ui 2Xi

8

Độ dự trữ bền n

Kết quả tính tại các
tiết diện kiểm tra.
I - I II - II III - III

kG.cm
M Ui
WUi

kG/cm2

M Xi
WXi

kG/cm2
kG/cm2

CH
2
i

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.

1.7.2.2. Dạng kết cấu thứ hai
áp lực nước tác dụng lên bánh lái là tải trọng rải có dạng bậc nhất. Tải trọng PN1 và PN2 có
quan hệ như sau:
PN1 PN 2 PN


FP1 FP 2 FP

(1.76.1)

trong đó: PN1, PN2 - áp lực thuỷ động của nước tác dụng lên phần diện tích FP1,
FP2 của bánh lái.

8


(1)
p n1

Pn 2

Pn 1

p n2

a0

b0
l0

(0)
a1

Fp 2

(1)
b1

(2)

l3

l2

Pc

(0)

Fp 1

l1

l

Hình 1.32. Dạng thứ hai của trục lái thẳng.
Nếu bánh lái là hình chữ nhật, thì công thức trên có dạng:
PN1 PN 2 PN


l1
l2
l

(1.76.2)

Giải dầm siêu tĩnh bậc một, viết phương trình góc xoay cho gối (1) ẩn số M1, ta có:
M 1' l 1 M '0 l 1 PN a 1 b1
a
M' l
M' l

(1 1 ) 1 2 2 2
3E 1 I 1 6E 2 I 1 6E 1 I 1
b1
3E 2 I 2 6E 2 I 2

(1.77)

với: M0 = PN1.b0, thay vào công thức trên ta có :
M1

1
.
2

PN .a 1 .b 1 .(1

a1
) M '2 .l 2 M '0 .l 1
l1
, kG.cm.
l 1 2.l 2

(1.78)

Phản lực đế tựa :
R '0 PN1

M '0 M 1' PN 2 b1

, kG.
l1
l1

(1.79.1)

M 1' M '0 PN 2 a 1 M 1' M '2
R


, kG.
l1
l1
l2

(1.79.2)

M 1' M '2
R PC
, kG.
l2

(1.79.3)

'
1

'
2

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.

9


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.

(2)

(2)

Bulon

(1)

l1

hp

(1)

(0)

(0)

Loại II

Loại I
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:
M1

PN a 1
. , kG.m.
hP 2

(1.80)

h

M Max PN . P a 1 M 1 , kG.m.

8


(1.81)

Mô men uốn tại giữa nhịp do MG gây ra là MG. Từ đó ta có biểu đồ mô men uốn như hình
1. .

10


R0

R1

(0)

(1)

a

a

h

M0

M1

Mmax

Hình 1.34. Sơ đồ tính toán chốt bánh lái.
Phản lực tại các chốt là:



R 0 R '02 R ''02 , kG.

(1.82.1)

R 1 R 1' 2 R 1'' 2 , 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:
D i 10.

Ri
, cm.
CH 4400

11

(1.83.1)


hoặc: D i 2,76.

Ri
, cm.


(1.83.2)

trong đó: (0,36 0,40). CH - ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo chốt, kG/cm2.
2
CH - ứng suất chảy của vật liệu chế tạo chốt, kG/cm .
Trong các công các thức trên, người ta lấy
của vật liệu chế tạo chốt, kG/cm2.
Mô men ma sát tại gối (0),(1) là:
M MSi

CH

= min(

; 0,7. B), với:

CH

D
4
.f j . i .R i , kG.m.

2

B

- giới hạn bền

(1.84)

Mô men xoắn tổng cộng ở lần gần đúng thứ nhất:
1

M 'KP M M MSi , kG.m.

(1.85)

i0

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:
D2 3

M
, cm.
0,12.

(1.86)
PC

(2)

(3)

l2

l3

Mu3

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:
PC

M 'KP
, kG.
RC

(1.87)

Khi có được PC, ta sẽ đi giải trục. Mô men uốn tại gối (3) của trục lái là:
MU3 = PC.l3.

12

(1.88)


Đường kính trục tại gối (3) là: d 3
Phản lực tại các gối: R 2

3

M 2u3 M 2
0,1

, cm.

(1.89)

Pc .l 3
, kG.
l2
P .(l l )
R 3 C 2 3 , kG.
l2

(1.90.1)
(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:
3

M KP M M MSi , kG.m.

(1.91)

i0

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:
t 1,5.S.v. K 2,5 , mm.
(1.92)
trong đó: v - vận tốc tàu, hl/g, nếu vận tốc tàu nhỏ hơn 10 hl/g thì chọn:
v

v min 20
, hl/g, với vmin = 10 hl/g.
3

(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:
e

235

K
, với: e = 0,75 - nếu
CH

CH

> 235 N/mm2.

e = 1,0 - nếu CH 235 N/mm2.
2
CH = min(0,7 B; 450), N/mm .
2
B - độ bền kéo của vật liệu, N/mm .

13

(1.92.2)


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:
0 k S . (d

PN a 2C

).
1,5 , mm.
FP

(1.93)

trong đó: d - tính bằng chiều chìm của tàu, m.c.n hoặc N/cm2.
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.

14


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.

Bảng 1.15. Giá trị hệ số kS.
bC/aC

1,00

1,10

1,20

1,30

1,40

1,50

1,60

kS

0,554

0,576

0,605

0,633

0,655

0,671

0,685

Chú ý: các giá trị bC/aC trung gian được lấy theo phương pháp nội suy bậc nhất cho kS.
Trong mọi trường hợp chiều dày tôn bánh lái không nhỏ hơn trị số tính theo công thức:
min 40.a C .

L 37
, mm.
L 240

(1.94)

với: aC - m; L - chiều dài tàu, m.
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

15

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:

W W

M U max
, cm3.


(1.95)

với: MU Max - mô men uốn tính toán lớn nhất trên bánh lái, kG.m.
[ ] = 0,4 CH - giới hạn chảy của vật liệu, kG/cm2.







zmax





IV

Trục trung hòa

e

tmax

Trục so sánh



S
Hình 1.38. Cốt lái.
Bảng 1.16. Kiểm tra bền cho cốt bánh lái.
TT

Quy
cách, cm.

Mô men

Diện tích

zi , cm.

2

Fi, cm .

Fi.zi, cm3.

quán tính, m4.
S.zi2

I0=b.h3/12.

I
II
III
IV
1
Vị trí trục trung hoà: e

2

2
, cm.
1

Mô men quán tính: J 3 e 2 .1 3
Mô men chống chống uốn: W

J
z max

(2) 2
, cm4.
1

, cm3.

16

3

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.

hmax

hmax

hmax

Bulon

a

tmax tmax
2 2



tmax

(ha)
atmax

hmax

S hmax
6

a




tmax

(hb)
atmax

S hmax
6
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:
110
, N/mm2.
K
50
ứng suất cắt: C , N/mm2.
K

ứng suất uốn: U

ứng suất tương đương: E 2U 3. 2C

(1.96.1)
(1.96.2)

120
, N/mm2.
K

(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.

17


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.

cáp

Khoảng cách chuẩn giữa các xương gia
cường ngang, xác định theo công thức:
L
a 0 0,2.
0,4 , m.
100

(1.97)

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.a. ống công nghệ

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.

18


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

3

4



2

3

3

4

4



2

3

2

4



2





3

4

Hình 1.42. Kết cấu một số loại gân đuôi bánh lái.
1 - gân đuôi bánh lái; 2 - xương lập là;
3 - tôn vỏ bao bánh lái; 4 - xương gia cường ngang.

2
2

c

m

1,5.a

p

m

c

4

>(8)

3

m

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.

19


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 +

v 2S
, m.c.n.

60

(1.98)

trong đó: vS - tốc độ tàu, hl/g.
T - mớn nước của tàu, m.
Bảng 1.17. Kích thước điểm hàn.
Chiều dày tôn
Kích thước, mm.
bao, mm.
a
b
65
35
6
75
40
7 18
85
45
19

Loại
đường hàn.
F1
F1
F1

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
20


Đường kính bu lông trong mối nối là:
d=

8 (M 2U M 2 )

, cm.

.r.n.[]

(1.99)

trong đó: MU - mô men uốn trục lái tại tiết diện đặt mặt bích, kG.cm.
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.
2
CH - giới hạn chảy của vật liệu chế tạo bu lông, kG/cm .

1.9.1.2. Mặt bích hình thang
Đường kính bu lông trong mối ghép tính bằng công thức:
d=

8 (M 2U M 2 )
.n.[]

.c , cm.

(1.200)

trong đó: a - khoảng cách trung bình giữa các bu lông của mối nối đo theo
phương vuông góc với trục đối xứng của bánh lái, m.
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=

ab
- hệ số.
a 3.b

n - số lượng bu lông trong mối nối.

1.9.1.3. Mặt bích hình chữ nhật
Đường kính bu lông trong mối nối là:
(M 2U M 2 )
n.rC .(4400 CH )

, cm. (1.201).

a

d=

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
2
B - giới hạn bền của vật liệu, kG/cm .
rC - khoảng cách trung bình từ tâm các bu
Hình 1.45. Mặt bích
lông đến tâm mặt bích, cm.
hình thang
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).

21


1.9.1.4. Kiểm tra bền bu lông
Dưới tác dụng của PN các bu lông chịu kéo, còn dưới tác dụng của M các bu lông chịu
cắt. Để xét xem các bu lông có thỏa mãn bền hay không, ta đi xét bu lông chịu lực theo
nguyên tắc độc lập tác dụng.

T1

1. Xét bu lông dưới tác dụng của M
1.a. Ghép bu lông có khe hở (ghép lỏng).
Để đơn giản ta xét mặt cắt hình chữ nhật:
Lực xiết cần thiết tác dụng lên mối nối bu
lông
phải tạo ra được áp lực ma sát trên bề mặt
mối nối
ghép cân bằng với mô men 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.

b1
b2
T2

o

M

Hình 1.46. Kiểm tra
bền bu lông

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

k.T1
.
f

(1.202)

trong đó: f - hệ số ma sát khi xiết bu lông; f = (0,15
bằng gang hoặc thép.
k = (1,3 2,0) - hệ số an toàn.
T1 - phản lực tại bu lông xa tâm nhất, kG.
Để xác định T1, ta phải giải hệ phương trình cân bằng sau:
4T1 b1 2 T2 b 2 M

T1 T2
b b
2
1

0,20) - cho tấm ghép

(1.203)

Giả hệ trên ta có T1, từ đó xác định được N1, dưới tác dụng của lực này bu lông chịu kéo
với ứng suất kéo là:
K

N1
4.N 1

2
.d
.d 2
4

(1.204.1)

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 1,3.

N1
1,3. K
d 2 4

(1.204.2)

Từ công thức tính ứng suất kéo như trên, ta có:
Điều kiện kiểm tra bu lông là: 'K K

(1.205.1)

22


Điều kiện thiết kế bu lông là: K 1,3.

4.N 1
.
.d 2

Từ đó ta tính được đường kính chân ren là: d

(1.205.1)
1,3.4.N 1
.K

(1.206)

1.b. Ghép bu lông không có khe hở (ghép chặt)
Khi đó các bu lông chịu cắt dưới tác dụng của lực cắt T1, T2.Gọi đường kính bu lông là: d
Lực cắt lớn nhất trên bu lông là:

T1
4.T1

2
. d
i..d 2

i.
4

(1.207)

trong đó: i - số bề mặt chịu cắt thân bu lông. Từ đó ta có:
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

T
.
h 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 .
Chú ý: trong các công thức tính toán ỏ trên lấy: K

(1.209)

CH
.
n

- 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.
CH

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:
D

n.N
.
F

(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

MU
.
WU

(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:

23


max,min D U

n.N M U

.
F
WU

Điều kiện để mối ghép bị tách hở là luôn luôn tồn tại giá trị ứng suất:
thoả mãn:
min

(1.302)
> 0. Tức là phải

n.N M U

0
F
WU

(1.303)

Từ điều kiện trên, ta tính được lực xiết lớn nhất trên mỗi bu lông, thoả mãn:
N

MU F
. .
WU n

(1.304.1)

Để thiên về tính an toàn, phải kể đến hệ số k, tức là:
N'

k MU
.
.F .
n WU

(1.304.2)

trong đó: k = (1,3 2,0) - hệ số an toàn.
Dưới tác dụng của lực xiết N, các bu lông chịu kéo với ứng suất kéo là:
K

N'
4N '

d 2 .d 2
4

(1.305)

Để các bu lông thoả mãn điều kiện làm việc thì: K K
Nếu tính được d không thoả mãn thì tính lại bằng cách tăng d lên. Nếu: K K , để chọn
d nhanh nhất, ta có thể sử dụng công thức sau:
d

4.N '
.
.K

(1.306)

Sau đó tính lại xem có thoả mãn không.

1.9.1.5. Chú ý
Bu lông

24


Hình 1.47. Mối nối giữa trụ lái và vỏ tàu
Với bánh lái có trụ lái dạng tháo được thì đường kính của bu lông trong mối ghép giữa
bánh lái và trục lái được xác định theo công thức:
d=
với: c

8.M .c
, cm.
n.a.

(1.307)

ab
- hệ số cho mặt bích hình thang.
a 3b

Mối nối mặt bích giữa trụ lái với vỏ bao tàu có đường kính bu lông dI-I được tính như sau:
dI-I =

8.M U .c
, cm.
n.a.

(1.308)

Tại gối (0) coi như ngàm đàn hồi có độ mềm k*. Tại gối (1) coi như ngàm cứng. Thông
thường ki đuôi không đủ cứng, do vậy coi là ngàm đàn hồi. Nhưng khi tính toán để thiên về
tính an toàn thì coi đó là đế tựa tự do.

1.9.2. Mối nối côn
Nếu gọi k là độ côn của mối nối thì: k

DK dK
2.tg K .
lK

với: DK, dK tương ứng là đường kính lớn và nhỏ của côn.
K - góc nghiêng của đường sinh của côn so với trục côn.
1 1

1
1
hoặc k
tùy theo mối nối có hay không có cơ
8 12
12 20

Thông thường độ côn k

cấu tháo lắp bằng thủy lực.
Chiều dài đoạn côn lK lắp vào bánh lái, cố định bằng ê-cu hãm phải: lK

1,5.DK.

Hình 1.48. Mối nối côn
Trong mối nối côn thông thường sử dụng từ 1
men xoắn từ máy lái đến bánh lái thông qua trục lái.
Chiều dài then: lT = (0,8 0,85).lK

25

3 then. Nhiệm vụ của then là truyền mô