機(jī)械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置解析計(jì)算及有限元分析

湯偉畢,李 然,陶 然,劉 應(yīng)

(長江三峽通航管理局，湖北 宜昌 443002)

在船閘檢修時(shí)人字門頂落門施工是其中重要環(huán)節(jié)，由于人字門門體自質(zhì)量較大，目前國外進(jìn)行頂落門施工一般布置4套液壓千斤頂同步工作，與之相對應(yīng)需4套保頂。保頂為機(jī)械螺旋千斤頂，其作用是防止液壓千斤頂突然失效時(shí)及時(shí)剛性支撐該頂升點(diǎn)，防止門體失穩(wěn)。而保頂基本上都布置在門體正下方，操作空間受限，且操作人員必須使用專用工具旋轉(zhuǎn)螺桿，才能保證保頂與液壓千斤頂實(shí)現(xiàn)同步升降，該頂落門工藝廣泛運(yùn)用于船閘檢修中[1-3]。機(jī)械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置具有液壓千斤頂與機(jī)械螺旋千斤頂雙重功能特點(diǎn)，可以減少4套專用工裝和機(jī)械螺旋千斤頂，取消保頂布設(shè)施工工序和操作人員，隨每套液壓千斤一次頂布設(shè)到位，可進(jìn)一步提高安全性能，提升同步升降系統(tǒng)的操作便捷性和安全系數(shù)。在裝置的設(shè)計(jì)過程中只運(yùn)用理論計(jì)算很難滿足設(shè)計(jì)需求，因此運(yùn)用理論計(jì)算及有限元分析相結(jié)合的方法對裝置中關(guān)鍵結(jié)構(gòu)進(jìn)行研究分析[4-7]。

1 機(jī)械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置

機(jī)械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置由液壓千斤頂與機(jī)械螺旋千斤頂組成(圖1)。裝置中液壓千斤頂為單作用液壓千斤頂結(jié)構(gòu)，通過液壓泵站控制實(shí)現(xiàn)上升動(dòng)作，并通過活塞桿自重和所受負(fù)載實(shí)現(xiàn)下落動(dòng)作；裝置中機(jī)械螺旋千斤頂為安全自鎖保護(hù)結(jié)構(gòu)，包括電機(jī)、減速器、小齒輪、安全齒形螺母，通過驅(qū)動(dòng)電機(jī)帶動(dòng)減速器工作，使小齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)并與安全齒形螺母嚙合傳動(dòng)，實(shí)現(xiàn)千斤頂機(jī)械鎖緊和解鎖。

螺紋活塞桿為螺桿結(jié)構(gòu)，其上升和下降過程中，通過傳動(dòng)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)安裝在千斤頂活塞桿梯形螺紋上的安全齒形螺母作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，保持安全齒形螺母下端面與缸體上端面間距0.5 mm不變。傳動(dòng)系統(tǒng)正常工作時(shí)主要克服螺紋活塞桿與安全齒形螺母梯形螺紋副之間的摩擦阻力矩。

圖1 裝置結(jié)構(gòu)及剖面

2 裝置強(qiáng)度校核

根據(jù)三峽船閘人字門頂門需求，機(jī)械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置的設(shè)計(jì)載質(zhì)量為400 t,通過對裝置的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)進(jìn)行解析計(jì)算和有限元分析完成強(qiáng)度校核。

2.1 解析計(jì)算

根據(jù)機(jī)械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置設(shè)計(jì)要求，裝置在進(jìn)行負(fù)載頂升作業(yè)中液壓系統(tǒng)失效工況時(shí)，安全自鎖保護(hù)結(jié)構(gòu)中螺紋活塞桿和安全齒形螺母須能承受全部負(fù)載，本節(jié)對其進(jìn)行強(qiáng)度校核[8]，選用材料為30CrMnSiA高強(qiáng)度調(diào)質(zhì)結(jié)構(gòu)鋼，材料性能參數(shù)見表1。

表1 30CrMnSiA材材料性能參數(shù)

2.1.1螺紋活塞桿校核

螺紋活塞桿強(qiáng)度計(jì)算：以承載能力4 000 kN計(jì)算，由于螺紋活塞桿危險(xiǎn)截面為螺桿d處，根據(jù)第四強(qiáng)度理論，其危險(xiǎn)截面抗壓強(qiáng)度條件為：

(1)

式中：σca為螺桿危險(xiǎn)截面應(yīng)力；[σ]為材料的許用正應(yīng)力；F為負(fù)載；螺桿小徑d；求得σca=99.5 MPa，遠(yuǎn)小于材料許用應(yīng)力σca(=1 080 MPa)，滿足強(qiáng)度要求。

螺紋活塞桿螺紋牙強(qiáng)度計(jì)算: 通過將螺紋活塞桿一圈螺紋沿螺桿的小徑展開，則可等效為展開后的懸臂梁受力情況，假設(shè)每圈螺紋所受壓力均衡且壓力作用在螺紋中徑的圓周線上，則螺紋牙危險(xiǎn)斷面的強(qiáng)度校核為：

(2)

式中：τ為剪切應(yīng)力；[τ]為許用剪切應(yīng)力;σw為彎曲應(yīng)力；[σw]為許用彎曲應(yīng)力；b為螺紋根部厚度；l為彎曲力臂；Z為螺紋旋合圈數(shù)。經(jīng)計(jì)算τ=89.3 MPa,σw=240.5 MPa，小于[τ]=(561 MPa)和[σw](=330 MPa)，滿足強(qiáng)度要求。

2.1.2安全齒形螺母校核

我國外匯管理局規(guī)定，企業(yè)可以進(jìn)行NRA賬戶管理。因此財(cái)務(wù)公司可以開設(shè)自己的NRA賬戶。在開設(shè)NRA賬戶的過程中，需要確保證明文件的合法性，財(cái)務(wù)公司可以用母公司名義開設(shè)總賬戶，然后為各個(gè)子公司開設(shè)子賬戶，避免開戶主體混亂。為了保障外匯資金池的安全性，應(yīng)該允許在總賬戶和子賬戶中繼續(xù)設(shè)立各類幣種的子賬戶。政府出臺了一系列扶持政策，如稅收優(yōu)惠等。財(cái)務(wù)公司應(yīng)該充分利用政府的福利政策，優(yōu)化外匯資金池的運(yùn)作管理模式。

安全齒形螺母螺牙強(qiáng)度計(jì)算: 安全齒形螺母主要計(jì)算螺牙強(qiáng)度，該計(jì)算方法與螺紋活塞桿螺紋牙強(qiáng)度計(jì)算一樣，經(jīng)計(jì)算，剪切應(yīng)力和彎曲應(yīng)力分別為τ=79.4 MPa和σw=213.7 MPa，小于材料許用剪切應(yīng)力[τ]和許用彎曲應(yīng)力[σw]。

安全齒形螺母強(qiáng)度計(jì)算：安全保護(hù)裝置以最大0.5 mm間距同步跟隨液壓千斤頂機(jī)構(gòu)運(yùn)行過程中，液壓系統(tǒng)突然失壓，載荷物以重力下墜沖擊裝置，安全齒形螺母所受沖擊強(qiáng)度校核為：

(3)

式中：A為安全齒形螺母與缸體的接觸面積；D1和D2分別為內(nèi)徑和外徑；W為沖擊載荷；G為螺母和螺紋活塞桿的自重；E為彈性模量；H為螺母與缸體的初始間距；L為螺母厚度。經(jīng)計(jì)算得σ=297.5 MPa，滿足強(qiáng)度要求。

2.1.3自鎖校核

螺紋活塞桿與安全齒形螺母螺紋副承受負(fù)載時(shí)須滿足自鎖條件，螺紋副自鎖條件校核為：ψ≤φv。

(4)

式中：ψ為螺紋升角；φv為當(dāng)量摩擦角；n為線數(shù)；p為螺距；d為螺紋中徑；f為摩擦系數(shù)；β為螺紋牙側(cè)角。通過計(jì)算ψ(=1.84°)≤φv(=8.82°)，則該螺紋副自鎖性能良好。

2.2 有限元分析

螺紋活塞桿和安全齒形螺母中螺牙強(qiáng)度理論計(jì)算為靜載工況下的校核，裝置承載極限負(fù)載下液壓系統(tǒng)突然失壓，螺紋活塞桿和安全齒形螺母會整體向下運(yùn)動(dòng)，直到螺母與缸體端面之間的間距消失，該受力情況為動(dòng)載工況，基于Ansys有限元仿真軟件對關(guān)鍵零件的受力進(jìn)行分析。

2.2.1有限元模型的建立

圖2 有限元網(wǎng)格細(xì)分

2.2.2約束條件和載荷的施加

在Ansys中對裝置模型施加約束條件和載荷如下：

1)缸體底部端面施加全自由度約束。

2)安全齒形螺母分別與螺紋活塞桿與缸體之間的接觸面施加接觸約束，其中安全齒形螺母的接觸初始速度為98.9 mms，該速度根據(jù)兩零件之間的間隙h=0.5 mm和重力加速度g=9.8 ms2求得。

3)在螺紋活塞桿頂部端面均勻施加4 000 kN豎直向下的恒力載荷。

4)對螺紋活塞桿和安全齒形螺母施加慣性力。

完成約束和載荷施加后的有限元模型見圖3。

圖3 裝置有限元模型

2.2.3模型分析

通過分析求解得出螺紋活塞桿、安全齒形螺母和缸體的等效應(yīng)力云圖(圖4)。

從裝置在極限工況下等效應(yīng)力云圖分析可知：裝置中螺紋活塞桿所受等效應(yīng)力在旋合螺紋面和頂部端面附近區(qū)域較大，最大值位于螺紋小徑處，為753 MPa，其他部位所受的應(yīng)力很小，范圍在168 MPa以內(nèi)；安全齒形螺母所受最大應(yīng)力為764 MPa，應(yīng)力主要集中在安全齒形螺母靠近與缸體接觸面附近的螺紋面上，其他部位所受的應(yīng)力在170 MPa以內(nèi)；缸體所受最大應(yīng)力為116 MPa，最大等效應(yīng)力集中在上端與螺母接觸面上且靠近大徑側(cè)，其他部位應(yīng)力分布較均勻，應(yīng)力范圍在26～77 MPa。裝置所受的最大等效應(yīng)力均小于屈服極限(σ=835 MPa)，滿足強(qiáng)度要求。

圖4 等效應(yīng)力云圖(單位：MPa)

3 結(jié)果分析

通過對裝置的解析計(jì)算及有限元分析得到其滿足強(qiáng)度要求，螺紋活塞桿和安全齒形螺母所受最大等效應(yīng)力接近屈服極限，為增大裝置安全可靠性，建議采取以下幾種措施優(yōu)化改善裝置的強(qiáng)度：

1)在保證機(jī)械安全自鎖保護(hù)機(jī)構(gòu)正常運(yùn)行的前提下減小安全齒形螺母下端面與缸體上端面間距，減小沖擊距離。

2)增大安全齒形螺母的厚度，使螺紋活塞桿和安全齒形螺母的旋合圈數(shù)增加。

3)對于螺紋活塞桿和安全齒形螺母結(jié)構(gòu)，選擇更高力學(xué)性能的材料代替現(xiàn)有材料。

4)裝置中增加防爆閥為液壓千斤頂壓力保護(hù)裝置，當(dāng)頂內(nèi)油壓超過設(shè)計(jì)最高限額時(shí)開啟，防止出現(xiàn)液壓系統(tǒng)在極限負(fù)載下突然失壓的工況。

4 結(jié)論

1)重點(diǎn)針對裝置中對機(jī)械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置中螺紋活塞桿、安全齒形螺母關(guān)鍵零部件進(jìn)行理論計(jì)算校核，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

2)基于Ansys軟件模擬裝置在載荷物以重力下墜時(shí)的極限工況，分析結(jié)果可知，裝置的局部區(qū)域存在最大等效應(yīng)力接近材料屈服極限情況。

3)運(yùn)用解析計(jì)算及有限元分析相結(jié)合的方法給裝置設(shè)計(jì)提供理論支撐，并根據(jù)分析結(jié)果，結(jié)合裝置的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)提出了改造建議，進(jìn)一步優(yōu)化裝置的設(shè)計(jì)。