環氧樹脂墊片在船舶機械機座設計中的應用

張興奎，張華東，韓文科

（青島北海船舶重工有限責任公司，青島 266520）

0 引言

船舶主機、發電機和甲板機械機座采用環氧樹脂墊片已變得越來越普遍，與以往采用金屬墊片相比，工人的勞動強度得到了極大的降低，極大地有助于提高工作效率、縮短造修船工期。目前，設計船用機械機座墊片系依據船舶行業標準《船用環氧樹脂機座墊片技術條件》CB/T 3514-92（以下簡稱“《標準》”），《標準》中總壓應力按式計算:Pt=（W+T）/A，其中:W為機器重量，N；T為螺栓總緊固力，N；A為環氧樹脂墊片總有效面積，mm2。

眾所周知，主機對外要輸出轉矩，發電機組的發動機對外要輸出轉矩，而發電機要接收轉矩，錨機、纜機、卸貨機等要承擔外力矩，這些力矩最終都需要由機械的機座聯接來平衡，即機座要承受工作轉矩或翻轉力矩，這樣機座的某一側的受壓必然會加大。但是，《標準》中總壓力Pt計算式中卻并未包含這一部分。文章將給出考慮機械在工作力矩作用下墊片總壓應力的計算方法，分析機座聯接螺栓的強度問題。

1 機座受力分析

SPP17平臺船主要參數如表1所示。分析圖1所示的工況，在機座聯接部件受力后，其變形一般都在線彈性范圍內，根據被聯接件和聯接螺栓的變形協調條件和受力平衡條件，可得到以下關系:

圖1 機座示意圖

機座墊片壓力增加側:

機座墊片壓力減小側:

式（1）～（4）中:F0為機座在工作負荷作用時螺栓承受的拉力，N；F為機座單側所受到的工作外力，N；F’為螺栓的預緊力，也等于平均分配到單只螺栓所對應的環氧墊片面積上的力，N；Fi”和Fd”為機座墊片在工作負荷作用時所受的壓力，N；β1為機座聯接中螺栓的相對剛度，N/mm；β2為機座連接中被聯接件的相對剛度，N/mm。F0、F、F’、Fi” 、Fd”既可定義為單只螺栓和平均分配到單只螺栓所對應的環氧墊片面積上的量，又可定義為單側螺栓和單側環氧墊片上的總量，但應用時需保持一致性。

對于機座聯接設計，要保證在機座墊片壓力增加側，墊片受到的壓應力不超過許用值，螺栓保持一定的剩余拉應力；在機座墊片壓力減小側，螺栓的拉應力不超過許用值，墊片保持一定的壓應力。

1.1 墊片總壓應力計算

將式（2）兩邊均除以單側機座墊片總有效面積，即A的一半，得到應力形式的公式:

式（5）、（6）中:σ”為機座墊片在工作負荷作用時所受的壓應力，MPa；σ’為機座墊片在預緊力作用下產生的壓應力，MPa；σF為機座墊片所受的工作應力，MPa； Mx、My分別為作用在機座上的方向相互垂直的翻轉工作力矩，N/mm；ΣIFx、ΣIFy分別為墊片總有效面積對x軸和y軸的慣性矩，mm4；xFmax、yFmax為從墊片中性軸至墊片最邊緣的距離，mm；FZ為工作負荷沿鉛垂向下的分力，N；A為環氧樹脂墊片總有效面積，mm2。

通常船舶機械的工作負荷是變化的，所以在墊片壓力減小側取Fd”=(0.8～1.2)F，可按Fd”=F計，代入式（4）得:

將式（7）兩邊均除以墊片總有效面積A的一半，得到應力形式的公式:

顯然，環氧墊片在工作負荷作用時所受到的壓應力總和為:

上式右邊第一項為機械自重引起的壓應力，第二項為螺栓預緊力引起的壓應力，最后一項為工作外力引起的壓應力。整理后得:

1.2 螺栓總拉應力計算

下面來對機座聯接螺栓進行受力分析。同前，取F’= (1+β2)F，帶入式（3）得:

而螺栓聯接相對剛度的關系為β1+β2= 1，故得:

式（11）中:AL為螺栓最小直徑截面積，mm2；n為螺栓的數目；σLmax為離所有聯接螺栓的最小截面積的慣性矩中性軸線最遠處，在翻轉力矩作用下螺栓最小截面積上產生的拉應力，MPa，按式（12）計算。

式（12）中:Mx、My分別為作用在機座上的方向相互垂直的翻轉工作力矩，N/mm；ΣILx、ΣILy分別為所有螺栓最小截面積對X軸和Y軸的慣性矩，mm4；xmax、ymax如圖1所示，mm。

對于僅輸出或輸入扭矩的機械，其機座所受翻轉力矩等于機械的輸出或輸入扭矩；對于機座相對較小、重心高、受風面大的甲板機械（如克令吊），則慣性力和風力對翻轉力矩的影響應加以考慮。

1.3 環氧樹脂墊片聯接校核

按上述公式（9）計算到環氧樹脂墊片總壓應力Pt，與《標準》規定的值比較，主機、發電機值Pt≤2.5～3.5MPa，其它輔機和甲板機械Pt≤8.5MPa，即為滿足要求。但需要指出的是:一方面《標準》規定的環氧樹脂墊片壓縮強度≥117MPa，對于主機、發電機來講，安全裕度相比其它輔機和甲板機械要大的多；另一方面，根據統計，許多船的環氧樹脂墊片在未計入轉矩負荷的情況下，其壓應力就已突破《標準》規定值。因此，對于主機機座環氧樹脂墊片許用壓應力值可否在規定上進一步放寬值得商榷。

另外環氧樹脂墊片受剪切能力低，故設計上不允許其受剪，機械所受的橫向外力，都是由另外設置的推力擋塊或頂緊螺栓來承擔。

機座聯接螺栓受力存在兩種極端情況，一種是發生在螺栓預擰緊時，螺栓除了受有預緊力F’作用外，還受到螺紋副摩擦力矩作用，通常對于普通三角形螺紋，按公式（13）校核或設計螺栓。

式中:d1為螺紋小徑，mm；[σ]為聯接螺栓的許用拉應力，MPa，可查有關手冊。

若采用液壓拉伸器安裝聯接螺栓，則公式（13）中系數1.3自然應為1。

另一種是發生在螺栓受到最大工作負荷時，可按公式（14）校核或設計螺栓。

式中F0按公式（10）計算，其它符號同前。

綜合公式（7）、（10）、（13）、（14）可知:若1.3(1+β2)≥2，或β2≥0.538，則按式（13）校核或計算螺栓的靜力強度，若1.3(1+β2)＜2，或β2＜0.538，則使用式（14）。這里特別提出，許多資料中認為，螺栓在受有工作負荷情況下需要進行補充擰緊，因而只按公式1.3F0/(πd12/4)≤[σ]來校核或設計螺栓。但實際上如前所述，在機械受到外力時，往往是在機座的一側螺栓拉力增大，而墊片受壓減輕，另一側則螺栓拉力減小而墊片受壓增加，在這時若對螺栓進行補充擰緊，則在螺栓拉力增加側按規定的安裝擰矩擰緊螺母時已不能進一步旋緊，而在螺栓拉力減小側，則可繼續旋緊一定量，這時該側環氧樹脂墊片受壓將會超過設計值，嚴重時可導致墊片被壓潰的危險情況發生。而當機械所受到的翻轉力矩方向改變時，則該側的聯接螺栓所受拉力將會超越設計值，從而存在發生拉伸破壞的危險。因此，筆者不建議在機械工作時對機座聯接螺栓進行補充擰緊。若因故螺栓確需再擰緊，則應在機械解除負荷后按設計擰矩擰緊。因而按螺栓拉力為1.3F0校核或設計螺栓是不適宜的。對于工作負荷變化頻率很低的船用機械，只按上述對聯接螺栓進行靜力計算即可。若工作負荷變化頻率較高，則還需對聯接螺栓進行疲勞強度計算。需滿足的條件為:

式中:σa為聯接螺栓螺紋處的應力幅，MPa；[σa]為螺栓的許用應力幅，MPa，可查有關資料；其它符號同前。

以上論述雖然針對的是簡單對稱的機械機座，但實際上得到的結論同樣適用于非對稱的機械機座。

2 舉例分析

圖2為某船絞纜機示意圖，徑向柱塞液壓馬達作為動力部分安裝在纜機機架的一端（圖中未示出），整個纜機質量W為2t，編織尼龍纜繩，直徑d為60mm，其它數據見圖示。為簡化起見，做如下假設:

1）纜繩在滾筒上的作用點近似位于滾筒中部的正上部；

2）纜繩拉力方向位于xz平面內（z軸垂直穿出紙面），故y方向分力為零；

3）纜繩重心位于通過機座形心的z軸上。

2.1 纜繩拉力計算

對于編織尼龍纜繩:

長期使用的安全負荷:

偶爾使用的工作負荷:

以WSS為計算依據，x方向分力:

鉛垂向下分力:

2.2 其它相關參數計算

1）環氧樹脂墊片總面積:

2）環氧樹脂墊片有效面積對y軸的慣性矩:

3）螺栓小徑截面積:

4）全部聯接螺栓最小截面積對y軸的慣性矩:

其中:n為螺栓數量；Lix為第i只螺栓中心至y軸的距離，mm；其它符號同上。∑ILy=1.945×109(mm4)。

5）螺栓剛度:

6）被連接法蘭剛度CF:

式中，CF1為假定無環氧樹脂墊片時按平板聯接形式求得的剛度；CF2為環氧樹脂墊片剛度，由CF2=EF2A/(nhw)求得，式中EF2為環氧樹脂墊片壓縮彈性模量，按EF2=5400N/mm計，hw為環氧樹脂墊片厚度，mm。經計算得出:CF=2.06×106(N/mm)

7）螺栓的相對剛度:β1=CL/(CF+CL)=0.47

被連接件的相對剛度:β2=1-β1=0.53

8）沿x軸方向作用在纜機機座上的彎矩:

2.3 強度校核

1）環氧樹脂墊片強度校核

由公式（6）得:

由公式（9）得:

《標準》中甲板機械環氧樹脂墊片許用壓應力最大值為8.5MPa，因此結論為:安全。

2）聯接螺栓強度校核

（1）a靜力強度校核

由式（12）得:

由式（11）得:

由式（10）得:

因1.3(1+β2)＜2，故由式（14）得:

8.8級M30高強度螺栓[σ]=440(MPa)

故聯接螺栓靜力強度滿足要求。

（2）b疲勞強度校核

由式（15）得:

8.8級M30螺栓[σ]a=23.5(MPa)

因此聯接螺栓疲勞強度滿足要求。

3 結語

環氧樹脂墊片在船舶機械機座聯接中還有待進一步推廣應用，更為精確的分析將有助于保證機座連接的強度安全，并可減少環氧樹脂材料的用量，節省資源有利環保。但本文分析不免有些淺顯和不足，筆者謹期望在這類聯接的設計、安裝和使用中對大家有所借鑒。

[1]徐灝. 機械設計手冊:第3卷[M]. 北京:機械工業出版社, 1993.

[2]董慶華. 機械零件[M]. 北京:機械工業出版社, 1981.

[3]劉正江. 船用纜繩強度的計算[J]. 大連海運學院學報, 1992, 18(3):255-260.