陳 林，王 洋

(長(zhǎng)江三峽通航管理局,湖北 宜昌 443002)

三峽升船機(jī)是目前世界上提升力最大的全平衡垂直升船機(jī)，過(guò)船規(guī)模為3 000噸級(jí)，驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)采用齒輪齒條爬升[1]。臥倒門(mén)及啟閉機(jī)作為三峽升船機(jī)的關(guān)鍵設(shè)備，其性能直接影響三峽升船機(jī)正常通航和管理，其運(yùn)行狀況直接關(guān)系著過(guò)機(jī)船舶的安全。

三峽升船機(jī)于2016年9月18日試通航[2]，臥倒門(mén)隨著船舶進(jìn)出船廂和承船廂需要調(diào)節(jié)水深，需要經(jīng)常開(kāi)啟或關(guān)閉，臥倒門(mén)為實(shí)腹式平板門(mén)，位于U形門(mén)體槽內(nèi)，下部通過(guò)兩個(gè)支鉸與U形門(mén)體結(jié)構(gòu)連接，啟閉時(shí)繞支鉸在豎直平面內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng)，開(kāi)啟后小門(mén)平臥在門(mén)龕內(nèi)。兩側(cè)對(duì)稱(chēng)分布的左、右臥倒門(mén)液壓?jiǎn)㈤]油缸同步驅(qū)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)臥倒門(mén)的開(kāi)啟與關(guān)閉。

2018年8月8日進(jìn)行了下閘首排干檢查，發(fā)現(xiàn)下閘首臥倒門(mén)北側(cè)油缸有桿腔支鉸連接螺栓部分?jǐn)嗔?，南北?cè)油缸有桿腔支鉸連接螺栓全部松動(dòng)，致使臥倒門(mén)運(yùn)行存在嚴(yán)重的安全隱患，對(duì)三峽升船機(jī)通航構(gòu)成了極大的威脅。為研究螺栓斷裂和松動(dòng)原因，建立下閘首臥倒門(mén)油缸支鉸的幾何模型，計(jì)算下閘首臥倒門(mén)油缸支鉸連接螺栓靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度，通過(guò)研究分析影響螺栓斷裂的因素，找出螺栓斷裂的主要原因，并通過(guò)理論計(jì)算和有限元分析提出臥倒門(mén)油缸支鉸優(yōu)化改造的方案，為閘首臥倒門(mén)油缸支鉸優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考和依據(jù)。

1 單個(gè)油缸支鉸上的荷載分析

由于上、下閘首臥倒門(mén)驅(qū)動(dòng)方式、油缸支鉸結(jié)構(gòu)形式均相同，現(xiàn)以下閘首臥倒門(mén)為例建立幾何模型。臥倒門(mén)開(kāi)關(guān)過(guò)程中，油缸與支鉸連接螺栓采用的是A2-70型M20×15(公稱(chēng)直徑20 mm、長(zhǎng)度150 mm)普通不銹鋼螺栓。下閘首臥倒門(mén)油缸以1 100 kN推力、660 kN拉力作為啟閉機(jī)啟閉力的控制條件。通過(guò)分析可知：臥倒門(mén)由水關(guān)門(mén)終了時(shí)油缸輸出最大推力，由水開(kāi)門(mén)初始時(shí)油缸輸出最大拉力。分別計(jì)算臥倒門(mén)油缸支鉸在此種情況下的荷載，并以這兩種工況進(jìn)行螺栓強(qiáng)度的靜力學(xué)分析，其中荷載不均勻系數(shù)取1.2，單個(gè)油缸支鉸上的荷載大小和方向，將作用在單個(gè)油缸支鉸上的啟閉力Fq分解為水平x方向Fqx和豎直y方向的力Fqy，受力分析見(jiàn)圖1，計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表1。

表1 單個(gè)油缸支鉸上的荷載

圖1 油缸支鉸受力

2 不同工況下理論計(jì)算與有限元分析

2.1 油缸輸出最大推力工況

支座上出現(xiàn)豎直向下的壓力及背離臥倒門(mén)的水平推力，此時(shí)支座與結(jié)合面有越壓越緊的趨勢(shì)，連接螺栓群處于卸荷狀態(tài)(若進(jìn)行過(guò)預(yù)緊)，由于豎直向下的壓力對(duì)B點(diǎn)的力矩遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于水平推力Fqx對(duì)B點(diǎn)的力矩，支座無(wú)繞B點(diǎn)翻轉(zhuǎn)的趨勢(shì)，螺栓上也不會(huì)產(chǎn)生由翻轉(zhuǎn)力矩引起的拉力?？紤]支座與結(jié)合面(結(jié)構(gòu)鋼支架表面)的最小靜摩擦系數(shù)為 0.3，結(jié)合面間的最小靜摩擦力大于水平推力，故結(jié)合面不發(fā)生滑移，因此不需要對(duì)此工況螺栓進(jìn)行強(qiáng)度校核。

2.2 油缸輸出最大拉力工況

支座上出現(xiàn)豎直向上的拉力及指向臥倒門(mén)的水平推力，此時(shí)支座有向上(結(jié)合面脫離)及繞A點(diǎn)翻轉(zhuǎn)的趨勢(shì)，前提條件是：1)螺栓連接的結(jié)合面不脫開(kāi)；2)A點(diǎn)處設(shè)置了頂緊塊(剪力板)或A點(diǎn)處于受壓區(qū)。根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)的情況看，連接螺栓均松動(dòng)，部分連接螺栓斷裂，顯然不符合上述兩種前提條件。當(dāng)臥倒門(mén)油缸支鉸在油缸輸出最大拉力工況時(shí)，連接螺栓應(yīng)按照未預(yù)緊或未按規(guī)定預(yù)緊(松連接)的普通螺栓組來(lái)考慮。此時(shí) 12 根連接螺栓(圖2)分擔(dān)承受支座上豎直向上的拉力；由于連接面兩組件的連接螺栓孔非配合孔(非鉸制孔)，螺孔的孔徑較螺栓的公稱(chēng)直徑大2 mm，12 根連接螺栓中僅能考慮 2～3 根螺栓抗剪(抵抗水平力)。故螺栓屬于既受軸向拉力又受剪力的松連接螺栓。

圖2 螺栓位置分布

2.2.1在油缸輸出最大拉力工況下對(duì)螺栓進(jìn)行靜強(qiáng)度分析

下閘首油缸支鉸連接板最大軸向拉力F=392.1 kN,單根螺栓最大軸向拉力F1=32.7 kN。連接螺栓最大剪力Q=55.4 kN。考慮2顆螺栓受剪力影響，則單顆螺栓Q1=27.7 kN。下閘首臥倒門(mén)油缸支鉸連接采用12根A2-70型M20螺栓，其屈服強(qiáng)度σs和抗拉強(qiáng)度σb分別為450和700 MPa。

對(duì)于M20不銹鋼螺栓單顆螺栓實(shí)際最大拉應(yīng)力為：

(1)

式中：A為螺栓有效截面積；F1為螺栓最大拉力。

最大剪應(yīng)力為：

(2)

式中：Q1為螺栓最大剪力；τp為許用剪應(yīng)力。

計(jì)算拉應(yīng)力時(shí)，d1為螺栓小徑，下閘首M20螺栓小徑d1=17.294 mm；計(jì)算剪應(yīng)力及擠壓時(shí)，采用螺栓光桿段直徑取螺栓公稱(chēng)直徑d，下閘首M20螺栓d=20 mm，δ取連接面相對(duì)較薄的板厚 為25 mm。計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表2。

表2 按松連接考慮螺栓的強(qiáng)度復(fù)核

《重型機(jī)械通用技術(shù)條件》規(guī)定的一般連接螺栓擰緊力矩中未涉及 A2-70不銹鋼螺栓，套用性能近似的 5.6 級(jí)螺栓的擰緊力矩值[3]，下閘首 M20 螺栓擰緊力矩為136 N·m。查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》[4]知，工作荷載不穩(wěn)定時(shí)，殘余預(yù)緊力系數(shù)K取0.6～1.0(本文取0.6)，螺栓連接相對(duì)剛度λ取0.2，一般加工表面無(wú)潤(rùn)滑時(shí)擰緊力矩系數(shù)K′取 0.18～0.21(本文取0.2)。則對(duì)于單顆螺栓預(yù)緊力為：

F′=KF+(1-λ)F=(1+K-λ)F=1.4F

(3)

式中：K為殘余預(yù)緊力；F為工作最大荷載。

螺栓的預(yù)緊力為：

F′=T(K′d)

(4)

式中：T為擰緊力矩；d為公稱(chēng)直徑。

對(duì)于A2-70型普通不銹鋼螺栓，反算出的螺栓預(yù)緊力F′為34 kN，均小于螺栓工作荷載F。由于支座連接螺栓實(shí)際預(yù)緊力值偏小或未達(dá)到《重型機(jī)械通用技術(shù)條件》的規(guī)定值，螺栓的最大工作荷載超過(guò)了預(yù)緊力，或是螺栓初始狀態(tài)即為松連接，螺栓在工作荷載作用下將產(chǎn)生伸長(zhǎng)變形，反復(fù)作用后致使支座與安裝面間出現(xiàn)間隙，造成連接松動(dòng)。

2.2.2支鉸連接螺栓連接板有限元強(qiáng)度分析

利用SolidWorks Simulation有限元軟件建立了油缸支鉸的簡(jiǎn)化模型，見(jiàn)圖3。下連接板底面全約束，上下兩塊連接板采用螺栓連接，連接板位移云圖見(jiàn)圖4。查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可知，螺栓預(yù)載力矩取132 N·m，摩擦系數(shù)取0.2，上連接板上表面加垂直向上的荷載F為392.1 kN，螺栓材料定義為A2-70型不銹鋼螺栓，連接板材料定義為Q345C,螺栓和連接板安全系數(shù)為1.5，螺栓的應(yīng)力云圖見(jiàn)圖5，螺栓軸向受力情況見(jiàn)圖6。

圖3 螺栓連接板的網(wǎng)格模型

圖4 連接板的位移云圖

圖5 螺栓的應(yīng)力云圖

圖6 連接螺栓軸向受力分布

通過(guò)上述對(duì)螺栓強(qiáng)度的有限元分析發(fā)現(xiàn)，在最大工作荷載作用下，原A2-70型M20螺栓的最大拉應(yīng)力536 MPa，螺栓實(shí)際最大拉應(yīng)力已超過(guò)其屈服強(qiáng)度(450 MPa)，沒(méi)有超過(guò)抗拉強(qiáng)度(700 MPa)，短周期拉伸螺栓沒(méi)有拉斷，但螺栓已經(jīng)發(fā)生拉伸變形，經(jīng)過(guò)脈動(dòng)循環(huán)荷載的反復(fù)作用下，螺栓材料性能已經(jīng)喪失，因此會(huì)被拉斷。

根據(jù)支鉸連接螺栓的受力分布情況，螺栓的最大工作荷載超過(guò)了預(yù)緊力，或是螺栓初始狀態(tài)即為松連接，螺栓在工作荷載作用下將產(chǎn)生伸長(zhǎng)變形，反復(fù)作用后致使支座與安裝面出現(xiàn)間隙，造成連接松動(dòng)。最外側(cè)螺栓的工作荷載最大，在超過(guò)實(shí)際預(yù)緊力且接近屈服極限的脈動(dòng)循環(huán)荷載的反復(fù)作用下，外側(cè)螺栓可能產(chǎn)生低周疲勞失效。該螺栓失效后，內(nèi)側(cè)螺栓的荷載將急劇增大，從而發(fā)生連鎖反應(yīng)，其他螺栓將相繼斷裂。

3 油缸支鉸優(yōu)化方案

3.1 更換螺栓

采用10.9級(jí)高強(qiáng)度螺栓代替原A2-70型不銹鋼螺栓，新?lián)Q的10.9級(jí)螺栓按照《重型機(jī)械通用技術(shù)條件》規(guī)定的擰緊力矩進(jìn)行預(yù)緊，下閘首M20螺栓擰緊力矩為409 N·m。據(jù)此反算出螺栓的預(yù)緊力為：

F=T(0.2d)

(5)

通過(guò)式(5)計(jì)算得出螺栓預(yù)緊力為102 kN,可以看出預(yù)緊力均大于1.4F，連接面在螺栓出現(xiàn)最大工作荷載時(shí)不脫開(kāi)，螺栓組可均勻分擔(dān)支座上的拉力，此連接是可靠的。

3.2 連接板上增加2個(gè)筋板

1#、2#、3#螺栓和10#、11#、12#螺栓側(cè)上連接板強(qiáng)度應(yīng)力集中(圖4)，可以在1#和4#螺栓、7#和10#螺栓這兩排螺栓中間增加2個(gè)筋板，10.9級(jí)高強(qiáng)度螺栓部分應(yīng)力會(huì)轉(zhuǎn)移到筋板上，可保證連接板強(qiáng)度。

3.3 螺栓上、下連接焊縫強(qiáng)度校核

螺栓上、下連接焊縫強(qiáng)度采用下式進(jìn)行校核：

(6)

式中：F為筋板最大荷載；τ′p為角焊縫的許用剪切應(yīng)力；a為角焊縫的計(jì)算厚度；l為焊縫長(zhǎng)度。更換為10.9級(jí)高強(qiáng)度螺栓后，通過(guò)校核，螺栓強(qiáng)度可以滿(mǎn)足要求，但考慮到焊縫是否能承受住最大荷載，現(xiàn)對(duì)焊縫強(qiáng)度進(jìn)行校核，按照筋板最大荷載392.1 kN計(jì)算,得出角焊縫的實(shí)際應(yīng)力為66.7 MPa,連接板材料Q345C許用應(yīng)力為220 MPa，焊縫許用應(yīng)力為筋板許用應(yīng)力的85%[5]，其角焊縫的許用應(yīng)力為187 MPa，角焊縫實(shí)際應(yīng)力小于焊縫許用應(yīng)力，焊縫強(qiáng)度滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié)論

1)造成連接松動(dòng)、螺栓破斷的主要原因是：螺栓預(yù)緊力不足，以及A2-70型螺栓材質(zhì)及制造工藝的缺陷導(dǎo)致螺栓強(qiáng)度低。

2)在Solidworks Simulation平臺(tái)下利用有限元分析方法提出了閘首臥倒門(mén)支鉸結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方案，采用 10.9 級(jí)的螺栓代替原 A2-70 的不銹鋼螺栓，取消原螺母?jìng)?cè)的彈性墊圈，改用平墊圈。經(jīng)過(guò)校核滿(mǎn)足強(qiáng)度要求，增加筋板對(duì)油缸支鉸結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，本方案對(duì)油缸支鉸設(shè)計(jì)和優(yōu)化改造提供了理論依據(jù)。