船用液壓螺母重要部位的設計研究

徐宗貴

摘 要：為保證船用液壓螺母的使用性和安全性，同時降低制造成本，本文針對船用液壓螺母重要部位的設計進行研究，并結合solidworks軟件simulation模塊中的有限元分析法對其進行強度校核，形成一套有效、科學、便捷的校核方法。該方法能夠校核出船用液壓螺母在使用過程中的應力最大部位和判斷該部位是否滿足使用需求，也提高了船用液壓螺母的設計工作效率。

關鍵詞：船用液壓螺母;活塞環;有限元分析;solidworks

中圖分類號：U66? ? ? ? ? 文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? 文章編號：1006—7973（2022）01-0107-03

液壓螺母是借助高壓液壓油的推力，通過活塞帶動舵桿沿著軸向推進，直到與舵桿承座達到合適的裝配狀態[1-2]（如圖1）。但推動壓裝的液壓油的油壓一般在幾十兆帕到上百兆帕之間，如果液壓螺母的設計不合理，某部位強度不足，就可能會導致材料失效，如變形、斷裂等形式，從而帶來經濟損失和安全隱患。如果液壓設計過于厚大，則會造成不必要的材料浪費。一般在使用過程中，應力較大的地方為液壓螺母的環槽處和活塞環的環槽處，所以本文針對液壓螺母的環槽部分和活塞環進行著重研究，形成一套在保證使用性和安全性的前提盡可能地減小制造成本的設計方法。

1參數設計

圖2中除D（舵桿/舵銷錐面小端直徑）外，其余均為液壓螺母的主要參數，這些液壓螺母主要參數主要取決于D、壓入力、壓力距離等。根據經驗公式[3]：

D1螺紋大徑：D1=0.7～0.9D，一般優先選取0.85D

D4液壓螺母外徑：D4分兩種情況，當D4max≥2D1時，取D4=2D1;

當D4max<2D1時，取D4=D4max

L液壓螺母高度：Lmax≥0.9D1時，L=0.9D1;當Lmax<0.9D時，L=Lmax

P環槽中心到螺紋大徑的距離：當D4/D≥1.59時，P=0.265（D4-D1）

當D4/D<1.59時，P=0.27（D4-D1）

d環槽寬度：當D4/D≥1.65時，d=0.27（D4-D1）;當1.59≤D4/D<1.65時，

d=0.26（D4-D1）;當1.54≤D4/D<1.59時，d=0.25（D4-D1）;

當1.45≤D4/D<1.54時，d=0.24（D4-D1）;

當1.4≤D4/D<1.45時，d=0.23（D4-D1）

D2環槽內徑：由P和d決定，有特殊要求時需重新修正。

D3環槽內徑：由P和d決定，有特殊要求時需重新修正。

h2活塞環密封槽高度：根據GB/T 3452.3-2005《液壓氣動用O形橡膠密封圈x 溝槽尺寸》設計

h1活塞環密封槽位置：根據實際情況盡量取小，從經驗判斷為0.5h2，后續校核強度有必要在調整

T活塞環倒角：T=r+1

h環槽深度：根據h2，h1和推入距離確定

H活塞環高度：H=h-r+T-2，r為環槽底部圓角

2 強度校核

利用Solidworks simulation有限元分析對所設計的液壓螺母本體和活塞環進行強度校核，大致步驟如下：

（1）1：1建立液壓螺母本體和活塞環的軟件模型。

（2）對模型進行簡化，即是把對分析幾乎沒有影響的部分刪去，這一步對螺母本體的校核非常關鍵，這樣可以為后續計算節省大量的資源和工時。

（3）設置夾具，一般液壓螺母的分析可以看成靜應力分析，可以將螺母的底部設置為固定，可將活塞環的頂部設置成固定。

（4）施加載荷，對螺母在實際使用中受力的部分施加壓力，需要按照設計壓力來施加。設計壓力即是實際壓力乘以安全系數所得。

（5）劃分網格，一般情況下，網格越小，計算精度越好，但也會消耗大量的電腦資源和工時，所以對危險部位，如螺母的環槽根部圓角和活塞環環槽的根部圓角需要精密劃分，其余位置取一般精度即可。

（6）運行計算

（7）對計算結果進行分析，主要看最大應力位置、大小，分配情況，另外對其他的關鍵部位要進行網格剖析，如螺母的環槽外側壁內部，確保所有區域都滿足材質的許用應力。材料的許用應力一般為材質的屈服強度除以安全系數。

（8）修正設計，如設計方案無法滿足使用需求，需要確定修正方案，一般修正方案包括，可提高材質品質，修正產品結構，在合理范圍內調整安全系數，調整網格劃分等。要根據產品的具體情況選擇修正方案。

3 方法應用

以大連中遠海運川崎61K船型為例，設計舵桿的上液壓螺母。

3.1參數設計

D=387（已知參數）

D1（設）=0.85*D=329，但D1=240（已知參數）

D4=2*D1=658，取660

L=Lmax=200

P=0.265*（D4-D1（設））=87

d=0.27*（D4-D1（設））=89，后續修正為d=45

D2=D1（設）+2*P-d=414，但D2min=480，取D2=480

D3=D2+2*d=658，由于接近D4，所以修正d=45，則D3=570

h2=，l=5.85，φ7橡膠棒（查閱GB/T 3452.3-2005）

h1=0.5*h2=5

T=r+1=6

h取40，（T+h1+h2+K=32.5）

H=h-r+T-2=39

3.2強度校核

3.2.1工作最大載荷計算

（1）推力面積S：活塞環內環D2=480，外環D3=570，計算推力面積S=74220mm2

（2）最大推入力：根據甲方圖紙的要求，建議推入力為2050KN，最大推入力為3000KN。

（3）最大載荷：根據最大推入力和推力面積可計算出達到最大推入力的載荷為41Mpa，安全系數取1.3，則校核載荷為54Mpa[4]。

3.2.2活塞環強度校核

（1）建模：根據設計參數，運用Solidworks軟件建模，模型按照1：1創建

（2）夾具：根據活塞環的實際使用情況，選擇活塞環的外面（與承座接觸的那一面）為固定幾何體。

（3）施加載荷：根據活塞環的實際使用情況，選擇載荷面，主要包括：密封環槽至活塞環的內面（與液壓螺母接觸的那一面）之間的所有面，包括密封環槽的所有面（除外側面），施加載荷為54Mpa。

（4）劃分網格：一般需要對應力集中和較大處細化網格，根據活塞環的實際使用情況分析，密封環槽的兩側根部圓角處應為應力集中和較大處，因此添加應用網格控制，對這些面細化網格，網格大小劃分為0.3mm;其余受力面劃分網格大小為2mm，如密封環槽底面，內側面等;其余部分網格可為粗網格，選擇網格大小為10mm。

（5）運行計算

（6）結果分析：從分析結果可以看出，最大應力為119Mpa，位于內側密封環槽的根部圓角處。因此材料可選擇Q235B，最小屈服強度為235Mpa，另外活塞環的設計厚度為39mm，可使用普通鋼板下再加工而得。

3.2.3螺母本體強度校核

（1）建模：根據設計參數，運用Solidworks軟件建模，為節省電腦資源和工時，采取建立簡化模型，由于只需對環槽附近的單元進行分析，因此只保留距頂面100mm以內的部分，另外除環槽及相關倒角、圓角、內螺紋建模之外，其余均不考慮，建模部分均按照1：1創建。

（2）夾具：根據液壓螺母的實際使用情況，等效選擇活塞環的底面（無環槽的那一面）為固定幾何體。

（3）施加載荷：根據液壓螺母的實際使用情況，選擇載荷面，主要包括：環槽底面、圓角、兩側面的部分面積，施加載荷為54Mpa;環槽兩側面的部分面積計算如下：推入距離+活塞環內底面至密封環槽的外底面的距離之和，這部分即為液壓螺母環槽的受力部分，即10+20.5=30.5，因此在環槽底面以上30.5部分以內的面積為受力面積，實際中的面積一定比這個要小，因為橡膠圈會密封掉一部分，但校核時取最大面施加載荷能夠保證校核的安全性。

（4）劃分網格：一般需要對應力集中和較大處細化網格，根據液壓螺母的實際使用情況分析，液壓螺母環槽的兩側根部圓角處應為應力集中和較大處，因此添加應用網格控制，對這些面細化網格，網格大小劃分為1mm;其余受力面劃分網格大小為3mm，如環槽底面，液壓螺母頂面等;其余部分網格可為粗網格，選擇網格大小為10mm。

（5）運行計算

（6）結果分析：從分析結果可以看出，最大應力為335Mpa，位于環槽外側的根部圓角處。因此材料可選擇Q345D，最小屈服強度為345Mpa，另外螺母本體的設計厚度為200mm，因此需采以鍛件方式制造加工而得。

4 結論

本文針對液壓螺母環槽和活塞環的設計進行了系統的研究，形成了一套比較實用的設計方法，既能夠滿足實用性和安全性，又能夠降低制造成本，提高了液壓螺母設計工作的效率。

參考文獻：

[1] 中國船級社.鋼質海船入級規范 第三分冊[M].北京：人民教育出版社，2014：257-258

[2] 趙貫喜，黃玉果.超高壓力液壓螺母的設計計算[A].礦山機械，2008.8

[3] 屠星星，張和牧.螺旋槳液壓螺母的參數化設計及軟件實現[A].船舶設計通訊，2019.5

[4] 聞邦椿.機械設計手冊[M].機械工業出版社，2009.