升船機液氣彈簧裝置設計與研究

廖樂康

摘要：全平衡齒輪齒條爬升式垂直升船機具有在承船廂失衡事故工況下將承船廂鎖定的安全功能。液氣彈簧裝置是船廂在升降工況中將支承由驅動機構開式齒輪-齒條傳動副向安全機構旋轉螺桿-螺母柱螺紋接觸副轉換，從而實現船廂超載鎖定的關鍵設備。詳細闡述了全平衡齒輪齒條爬升式升船機液氣彈簧裝置的功能特點、結構組成和工作原理，介紹了液氣彈簧極限載荷、液氣彈簧油缸最大行程和蓄能器初始容積等設計參數的計算方法，并推導出了液氣彈簧載荷位移非線性特性函數的精確表達式和以冪多項式表示的近似表達式。

研究表明：在相同的位移下，液氣彈簧的作用載荷不大于按線性彈簧計算得出的載荷值，且當蓄能器的氣體初始容積取值大于按照等溫過程波義耳定律計算的初始容積值時，液氣彈簧以及齒輪的極限載荷值略小于對應的按線性剛度計算的液氣彈簧以及齒輪的極限載荷設計值。

研究成果可供齒輪齒條爬升式升船機設計人員和升船機動力學研究人員參考。

關 鍵 詞：齒輪齒條爬升式升船機; 液氣彈簧裝置; 齒輪托架; 機械特性曲線

中圖法分類號： U642

文獻標志碼： A

DOI：10.16232/j.cnki.1001-4179.2021.12.020

0 引 言

全平衡齒輪齒條爬升式垂直升船機，由于其高安全性而成為特大型升船機和以客船為服務對象的升船機的優選型式，如三峽3 000 t級垂直升船機[1-3]和向家壩1 000 t級垂直升船機[4-5]。該升船機的特點在于驅動設備采用齒輪齒條嚙合形式，即通過裝設在船廂上的齒輪與裝設在塔柱承載結構上的齒條嚙合，克服由誤載水重載荷、轉向滑輪軸承摩阻力、安全機構摩阻力、啟動和停機過程船廂和平衡重慣性力和驅動系統慣性力矩等載荷分量形成的驅動載荷，驅動船廂豎直升降運動。同時通過設置螺桿螺母式安全機構，以便驅動機構或對接鎖定機構超載時承受超出的船廂不平衡載荷，保證升船機在船廂失衡極端事故工況（如船廂水漏空、船廂水滿廂等）下升船機設備和人員的安全。

在船廂升降運行過程中，廂內水體重量的變化將直接改變驅動齒輪的載荷。當發生船廂大量漏水事故時，由于承船廂總重量減少，承船廂和平衡重懸吊系統的不平衡力隨漏水量增加而加大，從而使驅動齒輪的載荷不斷增加。當齒輪載荷達到設定的警戒值時，裝設在驅動機構齒輪托架機構上的載荷檢測裝置發出訊號，使驅動電機停機，隨后驅動機構制動器上閘，開式齒輪停止與齒條的嚙合轉動。隨著載荷的繼續增加，齒輪載荷達到“液氣彈簧動作載荷”時，齒輪托架機構中的液氣彈簧裝置的雙作用油缸將產生位移，從而使齒輪托架機構形態發生改變。圖1顯示了齒輪托架機構的結構組成以及承船廂失衡事故工況下的機構形態。從圖1（b）和圖1（c）可以看出，在船廂超載和欠載工況下機構形態改變導致了船廂高度位置相對于齒輪和齒條嚙合點位置的改變。將齒輪和齒條嚙合點作為塔柱固定結構的參考點，由于該點相對于螺母柱各點的位置不變，且旋轉螺桿固定于船廂結構上，因此，船廂高度位置相對于齒輪和齒條嚙合點位置的改變即等于旋轉螺桿和螺母柱之間螺紋間隙的改變。通過船廂相對于齒輪與齒條嚙合點高度位置的改變，造成安全機構螺紋副一側間隙減小。當安全機構旋轉螺桿和螺母柱的螺紋副間隙完全消失后，開式齒輪載荷達到最大值。由于液氣彈簧剛度遠低于安全機構的剛度，安全機構在載荷作用下所產生的船廂結構位移對于液氣彈簧裝置的外載變化非常小，因此繼續增加的船廂不平衡載荷便經安全機構螺桿傳遞到螺母柱上。因此船廂支承轉換的過程實際上是齒輪托架機構形態改變、安全機構螺紋副螺紋間隙減小并最終消失的過程。

從圖1可以反映出在船廂支承轉換過程中起關鍵作用的液氣彈簧裝置油缸的運動以及齒輪托架機構形態的改變。關于齒輪齒條爬升式升船機齒輪托架的工作原理、船廂在失衡工況支承轉換的機理和設備動作程序，相關學者已有論述[1-3]，但對于液氣彈簧在失衡工況支承轉換過程中的作用以及結構原理沒有進行詳細的論述。金泉林的團隊建立了包括液氣彈簧在內的三峽升船機驅動系統小齒輪托架運動學仿真數學模型[6]，其中針對液氣彈簧的建模提出了3種方案，即摩擦單元加線性彈簧單元模型、預應力線性彈簧模型和液氣彈簧油缸模型，但這些模型距實際系統尚有一定距離。彭惠等對三峽升船機齒輪托架機構的載荷、結構強度、結構固有特性和動態響應進行了研究[7];Chen等建立了小齒輪托架的正向運動學與逆向運動學模型[8]，論證了其能夠自動適應傳動軸位置誤差以及能夠在液壓系統的作用下自動調整工作狀態的能力;陳濤對三峽升船機包括驅動系統和安全機構在內的核心設備進行了動力學仿真[9]，對驅動機構和安全機構在船廂失衡事故工況下的動力學行為進行了分析，其中液氣彈簧的功能以非線性彈簧描述，但該特性曲線是一條假定性的通過坐標原點的曲線，這與升船機液氣彈簧在“液氣彈簧動作載荷”時開始變形的設計要求和實際功能是不符的。液氣彈簧裝置在齒輪爬升式垂直升船機中發揮著核心的作用，但目前有關齒輪爬升式全平衡垂直升船機液氣彈簧裝置的結構機理、動作原理和設計方法的研究尚未見文獻報道。液氣彈簧裝置的機械特性，對于齒輪齒條爬升式升船機在升降工況發生事故時支承轉換的平穩性和確定驅動機構極限載荷方面具有決定性作用。目前在工程設計中均將液氣彈簧視作預變形雙向線性彈簧，即假設彈性系數為常數，采用線性載荷位移特性曲線。然而，從機械動力學的觀點來看，通過蓄能器氣體空間壓縮導致系統油壓增加所呈現的液氣彈簧機械特性曲線本質上是非線性的[10]。液氣彈簧實際機械特性的研究對于確定真實的液氣彈簧和齒輪的極限載荷，從而對現有設計方法的安全性進行評價至關重要。

1 液氣彈簧裝置的功能和結構

在升船機正常升降運行工況中，液氣彈簧裝置作為開式齒輪在船廂上支承系統的組成部分，參與船廂不平衡載荷向塔柱結構的載荷傳遞;在船廂失衡事故工況下，通過液氣彈簧裝置超載產生的蓄能器空氣壓縮以及由此產生的雙活塞桿油缸兩端活塞桿移動，使雙活塞油缸的載荷和位移呈現彈簧的機械特性。液氣彈簧具有如下功能特點：

（1） 液氣彈簧裝置承受并傳遞雙向載荷，其產生的位移與載荷在大小和方向上相對應，即機械特性曲線位于載荷-位移坐標系的第一、三象限。

（2） 在載荷絕對值不大于“液氣彈簧動作載荷”時，彈簧不產生位移;當載荷大于“液氣彈簧動作載荷”時，液氣彈簧裝置按照預設的機械特性曲線產生位移，即液氣彈簧裝置為具有初始載荷的雙向彈簧。

（3） 由兩個方向導致的液氣彈簧位移均導致該機構底部連接軸的位置變化，從而使齒輪托架機構產生圖1（b）和圖1（c）所示的機構形態。其中由船廂欠載引起的向上的船廂不平衡載荷，導致液氣彈簧裝置底部連接軸產生向上的軸向位移;由船廂超載引起的向下的不平衡載荷，導致液氣彈簧裝置底部連接軸產生向下的軸向位移。

如圖2所示，液氣彈簧裝置主要由液氣彈簧油缸組件和液壓控制系統組成。液氣彈簧油缸組件由液氣彈簧油缸、支架、自潤滑軸承、拉桿、上法蘭、下法蘭、滑動套筒、導向軸套、測量軸及其軸承等零部件組成。液氣彈簧油缸結構采用雙活塞桿形式（見圖3），在正常工況下，油缸兩端活塞的環形端面分別與油缸缸體兩端的上端蓋和下端蓋接觸，并通過中部油腔的油壓力頂緊。油缸中部的鉸軸通過自潤滑軸承支承于支架，支架通過螺栓與船廂結構相連。油缸上部活塞桿的端部與法蘭之間通過螺紋連接，油缸下部活塞桿通過導向軸套與下法蘭的安裝孔以間隙配合裝配（見圖4）。下法蘭底部開有鉸軸孔，通過自調心滾動軸承、測量軸、軸端擋板以及連接構件與齒輪托架底梁端部鉸接。上、下法蘭通過拉桿相連，上法蘭拉桿安裝孔安裝了帶法蘭的自潤滑軸套，拉桿上端空套于帶法蘭的自潤滑軸套內孔，頂部以螺母定位，拉桿下端則通過上、下螺母固定于下法蘭（見圖5）。

液氣彈簧油缸與液壓泵站的氣囊式蓄能器連通，液氣彈簧預緊力由蓄能器的油壓確定，并可根據需要調整。油缸與蓄能器組成的液氣彈簧具有預壓縮線性彈簧的位移載荷特性：當齒輪載荷小于由蓄能器油壓確定的預緊載荷時，兩活塞被油壓力頂靠在油缸兩端，液氣彈簧保持初始位置;當齒輪負荷超過預緊載荷時，雙活塞桿液氣彈簧油缸無桿腔的油壓超過初始值，并壓縮蓄能器氣囊的氣體使其容積縮小，油缸內的油液進入蓄能器，使液氣彈簧油缸的受壓活塞產生軸向位移。

根據拉桿及活塞桿頭部的結構型式，當船廂液氣彈簧裝置在測量軸部位承受小齒輪托架底梁傳遞的豎直向下載荷時，該載荷經過下法蘭盤、帶螺紋拉桿、上法蘭盤傳遞至上部活塞桿，形成上部活塞對液氣彈簧油缸無桿腔的壓力。當該載荷小于由蓄能器設定的液氣彈簧油缸無桿腔油液對上部活塞桿的初始油壓力時，上部活塞桿保持不動;當該載荷大于液氣彈簧油缸無桿腔油液初始設定值時，所產生的油桿腔油液壓縮蓄能器的氣囊，從而使上部活塞桿向下移動，造成油缸無桿腔的壓力進一步增大，蓄能器的氣囊被進一步壓縮，從而使系統呈現彈簧特性。與此同時，下法蘭在向下的外部載荷作用下亦同時向下位移，與下活塞桿底端螺紋連接的導向軸套相對于下法蘭內孔相對滑動，從而使下活塞桿不受外載荷作用，并相對于液氣彈簧油缸缸體保持靜止。下法蘭及其測量軸向下的運動導致小齒輪托架機構產生圖1（b）所示的機構運動，從而使船廂產生向下的位移，導致安全機構旋轉螺桿和螺母柱的下部螺紋間隙減小直至消失。

同理，當船廂液氣彈簧裝置在測量軸部位承受小齒輪托架底梁傳遞的豎直向上載荷時，該載荷通過下法蘭和滑動軸套傳遞至下部活塞桿，形成下部活塞對液氣彈簧油缸無桿腔的壓力。當該載荷小于由蓄能器設定的液氣彈簧油缸無桿腔油液對上部活塞桿的初始油壓力時，下部活塞桿保持不動;當該載荷大于液氣彈簧油缸無桿腔油液初始設定值時，所產生的油桿腔油液壓縮蓄能器的氣囊，從而使下部活塞桿向上移動，導致油缸無桿腔的壓力進一步增大，蓄能器的氣囊被進一步壓縮。測量軸向上的運動導致小齒輪托架機構產生圖1（c）所示的機構運動，從而使船廂產生向上的位移，導致安全機構旋轉螺桿和螺母柱的上部螺紋間隙減小直至消失。

2 液氣彈簧重要參數的確定

2.1 液氣彈簧載荷

根據圖1（a）中小齒輪托架的結構布置以及底梁的力矩平衡條件，單個液氣彈簧承受的載荷為

Ps=Fpλ （1）

式中：Fp為單個齒輪承受的驅動機構豎直方向載荷;λ為齒輪托架機構底梁的杠桿比，即齒輪托架底梁支承跨距L1與底梁支鉸至小齒輪中心的水平距離L2之比。

單個齒輪承受的驅動機構豎直方向的正常工況設計載荷Fpd可按下式計算[11-12]：

Fpd=kd4（Few+Fa+Ff+Fs）（2）

式中：Few為由于實際水深與設計水深的差值引起的水體重力載荷，一般按規定的誤載水深進行計算;Fa為由船廂質量和平衡重質量引起的正常起制動過程中的慣性力;Ff為平衡滑輪軸承摩阻力;Fs為鋼絲繩僵性阻力;kd為載荷不均勻系數。

船廂失衡事故是指由于船廂漏水等原因造成的實際水深與設計水深之間差值超過設計規定值的情況。液氣彈簧設計所需的載荷包括液氣彈簧動作初始載荷和液氣彈簧極限載荷值。液氣彈簧動作初始載荷Psp為

Psp=Fspλ=Fpd+ΔFλ（3）

式中：Fsp為液氣彈簧動作時刻齒輪的載荷，在此載荷之下驅動系統已經停機。ΔF為液氣彈簧動作時刻齒輪的載荷與齒輪設計載荷的差值，主要考慮齒輪載荷超過設計載荷后驅動系統停機過程中船廂不平衡載荷的增加，一般由設計者確定。

液氣彈簧極限載荷Plim為

Plim=Flimλ=Fspλ+k0fs（4）

式中：Flim為齒輪極限載荷;k0為將液氣彈簧作為線性彈簧考慮時彈簧的彈性系數，由設計者根據經驗確定;fs為液氣彈簧油缸的最大行程，該參數的取值在下節將會詳細討論。

液氣彈簧的實際載荷可由裝設在底部與底梁連接的測量軸測量。當齒輪載荷超過設計載荷Fpd時，由測量軸測得的液氣彈簧載荷Ps超過與齒輪設計載荷對應的液氣彈簧載荷Fpd/λ，監測系統發出信號，驅動系統實施停機。當齒輪載荷繼續增加，液氣彈簧實際載荷達到Psp時，液氣彈簧開始發生位移，在位移逐漸增加過程中液氣彈簧載荷也逐漸增加，直至安全機構旋轉螺桿與螺母柱的螺紋副間隙消失。由于液氣彈簧極限載荷是按液氣彈簧最大行程和彈性系數計算，而液氣彈簧的實際行程由失衡事故發生時安全機構螺紋副實際間隙決定。為了保證升船機的安全，液氣彈簧實際行程是不可能達到液氣彈簧油缸最大行程的，因此，液氣彈簧的最大載荷也不可能超過其極限載荷。但為安全起見，設計中液氣彈簧油缸的強度和液壓系統的最大壓力依然按液氣彈簧的極限載荷計算。本文亦按照液氣彈簧動作終了時刻其行程達到最大行程的假定進行分析。

2.2 液氣彈簧油缸最大行程

液氣彈簧油缸的最大行程是液氣彈簧裝置較為重要的參數，油缸的最大行程必須保證安全機構螺紋間隙消失后液氣彈簧油缸尚保留一定的富裕行程，以避免安全機構螺紋間隙尚未消失而油缸行程已用盡，此時安全機構螺紋副無法接觸，從而無法提供支承。為此，螺紋間隙應盡量考慮較大值，即上下螺紋間隙不相等而偏向一側時的較大間隙值，同時應考慮安全機構和驅動機構所在船廂結構在發生失衡事故時的變位差值[13]。對于大中型齒輪齒條爬升式升船機，液氣彈簧油缸最大行程可按下式計算：

fs=λ（2dsb+df+dm）（5）

式中：fs為液氣彈簧油缸最大行程;dsb為安全機構理論螺紋間隙（即上下螺紋副間隙相等時的螺紋間隙值）;df為安全機構和驅動機構所在船廂結構在船廂發生失衡事故時的變位差值;dm為油缸行程的裕度。式（5）中單邊間隙2dsb表示上下螺紋副間隙全部集中至螺牙的一側的情形，亦即發生了螺母柱和螺桿的螺牙反向相互接觸的情況，這無疑是最不利的極端情況。

2.3 蓄能器的初始氣體容積

蓄能器內氣體的壓強p和容積V滿足波義耳定律[14]：

pVn=C（6）

式中：C為常數，n為指數。對于等溫熱力學過程，n=1;而對于絕熱熱力學過程，n=1.4。升船機升降運行中的船廂失衡事故一般是由船廂漏水引起。三峽升船機和向家壩升船機的現場試驗表明，由船廂漏水事故引起的液氣彈簧動作相對較緩，因此液氣彈簧蓄能器設計可按等溫過程考慮。液氣彈簧蓄能器設計的基本方程為

p0V0=p1V1=p2V2=C（7）

式中：p0為蓄能器充氣后的初始壓強;V0為初始容積，亦即蓄能器總容積;p1為液氣彈簧開始動作初始時刻的蓄能器壓強;V1為該時刻的蓄能器容積;p2為液氣彈簧動作終了時刻的蓄能器壓強，V2為該時刻的蓄能器容積。其中：

p1=4PspπDi2=4FspπλDi2（8）

p2=4PlimπDi2=4FlimπλDi2（9）

式中：Di為液氣彈簧油缸的內徑。

蓄能器的有效容積Vw為液氣彈簧油缸活塞全行程移動所排出的液壓油體積：

Vw=V1-V2=πDi2fs4（10）

根據式（7）～（10），可求得蓄能器總容積為

V0=FlimFspfsλp0（Flim-Fsp）（11）

需要指出的是，由于等溫過程是理想的熱力學過程，液氣彈簧動作過程中系統溫度不可避免地會發生變化，特別是當船廂升降過程發生卡阻或大量漏水而導致小齒輪載荷快速增加時，蓄能器實際熱力學過程與等溫過程會有一定的偏差，按等溫過程進行的計算使蓄能器總容積偏小，因此按式（11）計算的蓄能器總容積應視為最小值，在確定蓄能器總容積設計值時，應考慮適度的裕量。

3 液氣彈簧的彈性系數函數和機械特性函數

在液氣彈簧動作過程中，與液氣彈簧活塞桿位移x相對應的蓄能器氣體容積V（x）為

V（x）=V1-Sx（12）

式中：S=πDi2/4，為液氣彈簧油缸無桿腔面積。

假定液氣彈簧活塞移動過程中蓄能器的壓強為p（x）。根據等溫過程的波義耳定律：

p（x）V（x）=C（13）

對式（13）兩邊微分，得：

V（x）dp（x）+p（x）dV（x）=0（14）

將式（12）～（13）代入式（14）得：

dp（x）dx=p（x）SV1-Sx=SC（V1-Sx）2（15）

將C=p1V1以及式（8）代入式（15），得：

dp（x）dx=Sp1V1（V1-Sx）2=PspV1（V1-Sx）2（16）

液氣彈簧油缸動作過程中的軸向載荷P（x）為

P（x）=p（x）S（17）

將式（17）代入式（16），得液氣彈簧的彈性系數函數為

ks（x）=dP（x）dx=Sdp（x）dx=PspV1S（V1-Sx）2（18）

從式（18）可看出，液氣彈簧的彈性系數函數為位移的正值非線性函數。對式（18）積分寫成如下形式可求得液氣彈簧的機械特性曲線：

dP（x）=ks（x）dx=PspV1S（V1-Sx）2dx（19）

對式（19）兩邊積分可得：

P（x）-Psp=∫x0PspV1S（V1-Sx）2dx=PspV1V1-Sx-Psp（20）

液氣彈簧的機械特性曲線精確表達式為

P（x）=PspV1V1-Sx（21）

令x0=V1/S，式（21）可寫為

P（x）=Psp1-xx0（22）

為便于升船機系統動力學分析和控制，也可將式（22）寫成如下冪多項式級數形式：

P（x）=SymboleB@i=0Pspxx0i（23）

由于x/x01，該級數是收斂的，因此，可以略去n>3的項，得：

P（x）≈Psp（1+xx0+x2x02+x3x03）（24）

很明顯，該液氣彈簧為動作初始載荷為Psp、預壓縮量為x0的預壓縮非線性彈簧。需要注意的是，式（22）和式（24）式對應的是P（x）和x均為正數的情況，即對應于x-P（x）坐標平面第一象限的情況。由于液氣彈簧可承受雙向載荷，式（22）和（24）對應的機械特性曲線相對于x-P（x）坐標原點反對稱。

在三峽升船機液氣彈簧設計中，齒輪托架機構底梁的杠桿比為λ=2，安全機構螺紋副設計間隙為60 mm，根據式（5）求得液氣彈簧最大行程為380 mm[15]。將相關技術參數Fsp=1 650 kN，Flim=2 200 kN代入式（4），求得線性彈簧的彈性系數為0.723 7 kN/mm，則按線性彈簧確定的液氣彈簧機械特性曲線為

P（x）=825+0.7237x（25）

上式及此后的公式中，P（x）單位為kN，x單位為mm。

蓄能器初始壓強p0確定為8 MPa。根據式（11）計算出蓄能器初始容積V0值為0.158 5 m3，根據式（22）以及式（7）求得的液氣彈簧非線性機械特性曲線為

P（x）=8251-0.000654x（26）

設計中初始容積實際取值為0.2 m3，求得對應的的液氣彈簧非線性機械特性曲線為

P（x）=8251-0.000503x（27）

與式（27）對應的冪多項式形式為

P（x）=825+0.415x+2.087×10-4x2+1.05×10-7x3（28）

求得的液氣彈簧機械特性曲線如圖6所示。

從圖6可以看出：精確的非線性機械特性曲線位于設計中所使用的線性機械特性曲線的下方，說明彈簧機械特性整體上較線性特性曲線軟。增加蓄能器容積后的實際機械特性曲線位于最底部，說明增加蓄能器的初始容積增加使液氣彈簧剛度變小。根據式（27）和式（28）計算出的液氣彈簧極限載荷值分別為1 020 kN和1 019 kN，對應的齒輪極限載荷值為2 040 kN和2 038 kN，較設計值2 200 kN略微降低，這樣的設計處理，在不降低液氣彈簧失衡事故緩沖功能的條件下，使齒輪乃至整個驅動機構的安全裕度略有提高，對于保證驅動機構設備安全是有益的。

4 結 語

本文詳細闡述了齒輪齒條爬升式垂直升船機液氣彈簧裝置的功能要求、結構組成、動作原理以及液氣彈簧裝置設計載荷、油缸最大位移和蓄能器初始位移的計算方法。根據等溫過程的波義耳定律，推導出了由液氣彈簧蓄能器產生的液氣彈簧彈性系數函數的表達式、液氣彈簧非線性載荷位移特性函數精確表達式以及冪多項式近似表達式。研究表明：在相同的位移下，液氣彈簧的作用載荷不大于按線性彈簧計算得出的載荷值，且當蓄能器的氣體初始容積取值大于按照等溫過程波義耳定律計算的初始容積值時，液氣彈簧以及齒輪的極限載荷值略小于對應的按線性剛度計算的液氣彈簧以及齒輪的極限載荷設計值。

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（編輯：胡旭東）

Research and design of hydro-pneumatic spring device in ship lift

LIAO Lekang

（Changjiang Survey Planning Design and Research Co.，Ltd.，Wuhan 430010，China）

Abstract：

The full balanced gear-rack climbing type ship lift has the safety function of ship chamber lockage in case of ship chamber imbalance.The hydro-pneumatic spring device is the key equipment for the overload locking of the ship cabin，which converts the support from the open gear-rack transmission pair of the driving mechanism to the screw thread contact pair of the rotating screw-nut column of the safety mechanism in the lifting condition.In this paper，the functional characteristics，structural composition and working principle of the hydro-pneumatic spring device of the fully balanced gear-rack climbing type ship lift were described.The calculation methods of the design parameters such as the limit load of the hydro-pneumatic spring，the maximum stroke of the hydro-pneumatic spring cylinder and the initial volume of the accumulator were introduced.Furthermore，the accurate expression of the nonlinear characteristic function of the load and displacement of the hydro-pneumatic spring and the approximate expression expressed by the power polynomial were derived.The research showed that under the same displacement conditions，the action load of the liquid-gas spring was not greater than the load value calculated by the linear spring，and when the initial volume value of the gas of the accumulator was greater than the initial volume value calculated by the Boyers law of isothermal process，the ultimate load value of the liquid-gas spring and gear was slightly smaller than the corresponding design value calculated by the linear stiffness.The research results can provide reference for designers and dynamics researchers of gear-rack climbing ship lift.

Key words：

gear-rack climbing type ship lift;hydro-pneumatic spring device;gear carrier;mechanical characteristic curve