轉葉式舵機結構輕量化設計

陳凱，樊佳，經鵬飛，潘曉

(1.武漢船用機械有限責任公司，武漢 430084；2.中海油田服務股份有限公司，廣東 惠州 516000)

轉葉式舵機主要的特點是轉舵機構結構緊湊、自帶上舵承，特別是易于實現±45°甚至±65°大舵角轉舵的需要。因此，轉葉式舵機主要應用在轉舵角度大于35°、對操縱性要求較高的各類船舶，如海洋工程船、客滾船等。國內生產船舶舵機設備的廠家很多，具有一定的產業基礎，但國內轉葉式舵機產品明顯體積龐大而笨重，與國外同規格產品相比，體積大、占用空間大。我國自主開發建造的大型船舶中，舵機均為國外品牌，僅有部分船舶采用自主設計的大型舵系；而對于大型集裝箱船，舵機和舵系則幾乎全部為進口品牌產品。為實現轉葉式舵機結構輕量化，降低轉葉式舵機的質量，減少舵機的外形體積，滿足船舶舵機艙空間小的要求，進行結構設計。

1 轉葉式舵機的結構組成

轉葉式舵機主要由液壓泵站和轉舵機構組成，液壓泵站與轉舵機構既可分開布置，也可集成布置以使設備更加緊湊，布置空間更小。由于轉葉式舵機液壓泵站較大，大多數的轉葉式舵機采用分開布置方式。

轉舵機構主要由箱體、端蓋、定子、轉子和葉片等部件組成，見圖1。

圖1 轉舵機構結構示意

舵機的轉舵機構與船舶舵桿舵葉通過一定方式連接，當舵機接收到操舵指令時，液壓泵站排出液壓油，進入油缸，并推動轉葉作直線運動，轉葉的移動推動舵柄作旋轉運動，當旋轉到指令舵角時，停止轉舵，從而實現操舵過程。

當舵機的規格和轉舵速度確定后，液壓泵站的泵流量和油箱容積基本確定，液壓泵站的質量也基本確定。因此，舵機的輕量化工作就集中于轉舵機構。

2 轉舵機構工作原理及輕量化思路

三葉式轉舵機構原理見圖2。在轉舵機構內部，定子和葉片將箱體和轉子之間的空間切割成3對油腔，所有油腔在安裝時注滿了油，系統內所有空氣均已排盡。當液壓泵站產生的高壓油進入一側油腔(高壓腔)時，而另一側油腔(低壓腔)壓力沒有變化，壓力差驅動葉片帶動轉子旋轉，同時，低壓腔內的液壓油排出。由于轉子連接著舵桿，從而實現轉舵。反向轉舵則通過轉換進出油口來實現。

圖2 轉舵機構工作原理示意

轉舵機構輸出轉矩為

=0125·Δ···(-)··10

(1)

式中：為輸出扭矩,kN·m；Δ為高低壓腔的壓力差，MPa；為葉片數；為箱體高度，mm；為箱體內徑，mm；為轉子轂外徑，mm。

由式(1)可知，轉舵機構的輸出轉矩與工作壓力、葉片，以及基本尺寸有關。因此，從以下幾個方面考慮，減輕轉舵機構的質量。

1)提高工作壓力。轉舵機構規格不變，提高工作壓力，高低壓腔的壓力差的壓力增大，轉舵機構的結構尺寸就可以變小。受密封和內泄漏的影響，轉舵機構的工作壓力一般為8 MPa，部分廠家產品的工作壓力可達12.5 MPa。

2)增加葉片數量。葉片數量的增加，意味著液壓油作用面積增加，功率密度增大，當發出相同轉矩時，轉舵機構的結構尺寸和質量就可以減小。受結構的限制，轉葉式舵機采用2葉式的比較多，大于900 kN·m的轉葉式舵機有部分采用3葉式和4葉式的結構。相比于3葉式舵機，4葉式舵機質量可減輕30%以上。但是，隨著葉片數量的增加，轉葉式舵機的操舵角度會相應變小。

3)優化結構形式。由于轉舵機構內部注滿高壓液壓油，船級社規范規定：轉舵裝置承受內壓的所有構件應按照I級受壓容器的有關規定進行設計。船級社的壓力容器規范對相應的結構尺寸提出要求，再結合式(1)，就可以得出轉舵機構的基本尺寸。采取合適的方法優化得到轉舵機構基本尺寸，達到降低舵機質量。

3 轉舵機構結構輕量化方法

3.1 結構設計

3.1.1 箱體設計計算

箱體結構見圖3。

圖3 箱體結構示意

由于箱體圓筒部分只承受內壓力，根據船級社壓力容器規范要求，箱體最小壁厚為

(2)

式中：為設計壓力,MPa；[]為許用應力,MPa；為系數；為內壁半徑，mm。

對于箱體底部厚度的計算，可類似于壓力容器的平封板的計算，則底部最小厚度為

(3)

式中：為系數；為平板直徑，mm；為設計壓力, MPa；[]為許用應力,MPa。

3.1.2 端蓋設計計算

端蓋相當于壓力容器帶螺紋連接的平封頭，結構見圖4。

圖4 端蓋結構示意

要求最小厚度為

(4)

式中：為系數。

3.1.3 轉子設計計算

轉子與舵桿結構見圖5。

圖5 轉子與舵桿結構示意

如圖5所示，轉子與舵桿使用無鍵錐形連接，轉子內徑與舵桿的外徑相同，由船級社規范計算舵桿最小直徑。

(5)

3.2 輕量化優化途徑

轉舵機構的主要由箱體、端蓋、定子、轉子和葉片構成，主要質量集中在這些部件上。以質量最優為目標，最大限度地降低各個部件的質量。

舵機質量最小為優化目標，即

min():=

(6)

式中：為舵機質量;為材料的密度;為舵機總體積。

=+++=

π((+)-)·+π(+)·+

(7)

對式(1)～(5)和式(7)進行求解，以得到最優的舵機質量參數。但是這樣不能保證舵機的性能，為在保證舵機性能的前提下，兼顧質量最優，采用有限元的方法對優化后的舵機進行仿真，驗證其強度，同時針對薄弱位置進行加強。

3.3 輕量化優化流程

轉舵機構輕量化的流程見圖6。

圖7 轉舵機構輕量化方法流程

轉葉式舵機結構輕量化的基本步驟如下。

1)根據需求，確定舵機的輸出轉矩、葉片數等參數。

2)選擇箱體高度和內徑、轉子轂外徑等初步參數，計算式(1)～(5)和式(7)。

3)使用粒子群神經網絡的方法對式7的結果進行優化判斷，得到質量最優的舵機外形參數。

4)對優化后的外形舵機進行取整，得到轉舵機構的初步參數，并建立相應的三維模型。

5)使用有限元方法對三維模型進行強度校核，驗證不同工況下的舵機是否滿足要求。

6)如強度不滿足船級社規范要求，則對轉舵機構的初步參數和模型進行局部優化，重復步驟4)和5)，直到舵機的參數滿足不同工況下的舵機性能要求。

4 實例分析

4.1 主要技術參數

以某型轉葉式舵機為對象，開展舵機輕量化設計，其主要技術參數見表1。

表1 主要技術參數

4.2 輕量化優化結果對比

按照前述轉舵機構輕量化方法對該型轉葉式舵機進行優化，得到轉舵機構的主要參數與原方案對比見表2。質量優化后的轉葉式舵機轉舵機構整體質量為：3 933 kg，較原方案減少質量957 kg，減重19.6%。

表2 轉舵機構主要零件尺寸

4.3 強度校核分析

為驗證優化后的轉葉式舵機強度是否滿足船級社規范要求，采用ANSYS對轉葉式舵機各零部件進行結構強度分析。轉舵機構的最大工作壓力為12 MPa，對模型施加12 MPa的液體壓力，得到的結構應力云圖見圖7。

圖7 箱體結構綜合應力云圖

通過分析結果可以得出：箱體端蓋定子在最大工作壓力工況時，結構部分區域主應力大部分在90 MPa(許用應力，材料抗拉強度為450 MPa，安全系數取5)以內，部分超過90 MPa的區域集中在箱體安裝螺釘的底座結合處，該部位不承受液體壓力區域，不影響使用安全，因此，箱體端蓋定子強度符合船級社規范要求。

5 結論

對國內轉葉式舵機體積龐大且笨重的缺點，開展轉葉式舵機結構輕量化設計，提出提高工作壓力、增加葉片數量和結構優化等降低轉葉式舵機質量的方法。在滿足強度和性能的要求情況下，優化后的轉葉式舵機質量明顯降低，輕量化的效果比較明顯，同時優化后的轉葉式舵機仍然滿足工作和規范要求，輕量化設計方法可行。采用該結構輕量化方法，可明顯降低轉葉式舵機的質量，減少材料浪費，節約成本，而且可為轉葉式舵機及其他船用甲板機械的輕量化研究提供參考。