錨機和絞車地腳螺栓強度校核計算分析

潘良高，柏祥華

· （海軍駐南京地區(qū)航天機電系統(tǒng)軍事代表室，江蘇 南京210006）

錨機和絞車地腳螺栓強度校核計算分析

潘良高，柏祥華

· （海軍駐南京地區(qū)航天機電系統(tǒng)軍事代表室，江蘇 南京210006）

為滿足CRS規(guī)范對甲板機械地腳螺栓受力的要求，本文介紹了地腳螺栓連接方法的選擇，并討論了上浪載荷和支持負載在不同工況下錨機和絞車地腳螺栓的軸向載荷和橫向載荷的計算方法。

CRS規(guī)范；預緊力；上浪載荷；支持負載；當量摩擦系數(shù)；剛度比

0 引言

當前不同的甲板機械企業(yè)在錨機和絞車地腳螺栓強度計算內容和方法上差異較大，因此其計算結果也大相徑庭，這嚴重影響了產品的安全性。尤其在“CRS規(guī)范”實施后，為使該計算方法更加統(tǒng)一和嚴密，本文介紹了主要計算公式的推導過程和部分系數(shù)的選擇。

1 企業(yè)的習慣計算方法存在的問題

(1)沒有考慮除各種工作負荷以外的附加負荷。如CB/T3877-2005“甲板機械一般要求”3.2條明確規(guī)定：“甲板機械的所有零部件應能承受船上使用條件下所特有的載荷和應力，如船的運動、振動、傾斜、搖擺、以及波浪沖擊等引起的額外載荷”。又如IACS“國際船級社”編寫的CSR“共同結構規(guī)范”(下文簡稱為CRS規(guī)范)要求考慮上浪載荷對螺栓強度的影響。

(2)在錨機和絞車的左右側和后方?jīng)]有安裝止推塊，由工作載荷以外的附加載荷產生的剪切力只能靠螺栓預緊力產生的摩擦力承擔，但圖紙上沒有規(guī)定地腳螺栓的預緊力和預緊力矩，計算書中摩擦力沒有考慮由螺栓軸向力產生的螺栓伸長對摩擦力的減小值，實際上采用的是“松連接”的計算方法。

(3)螺栓強度安全系數(shù)許用值、螺栓的預緊力、結合面摩擦系數(shù)的取值都沒有對應標準，取值比較混亂。

(4)CRS規(guī)范規(guī)定結合面摩擦系數(shù)為0.5與實際情況不符，有待討論。

2 錨機和絞車地腳螺栓連接方法的選擇

在錨機和絞車地腳螺栓連接方式可以有以下4種方法可供選擇：

(1)松連接方式

這種螺栓在連接裝配時，螺母不需擰緊，在承受工作載荷之前，螺栓不受力。這種螺栓使用在拉桿、起重釣鉤等場合，對于錨機和絞車顯然是不合適的。

(2)不控制預緊力的連接方式

這種連接安裝時要預緊，但圖紙或技術資料沒有規(guī)定預緊力的數(shù)值，安裝操作控制不嚴，由于螺栓承載能力與預緊力的大小關系極大，對于重要的受力零件是不合適的。我們的傳統(tǒng)設計，大部分是采用這種設計，而且螺栓的許用拉伸應力是按松連接方式選取，顯然是不合理的。

(3)控制預緊力的連接方式

螺栓一般選用高強度螺栓，螺栓可同時承受軸向力和橫向剪力，整體性能好，抗疲勞能力強，在起重機機構中廣泛應用。這種連接方式的關鍵是如何施加預緊力。在GB/T 16823.2-1997“螺紋緊固件緊固通則”中提出了3種擰緊方法：第一種方法是扭矩法，只對緊固扭矩進行控制，操作簡便，但是，由于緊固扭矩的90%左右被螺紋和和支承面所消耗，由于摩擦系數(shù)與螺栓的材料、加工精度、潤滑情況、支承面的光潔度或墊片材料等多種因素有關，因此離散度較大，預緊力控制不準。第二種方法是轉角法，將螺栓與螺母相對回轉角度作為指標進行控制，該方法由于轉角的計算誤差較大轉角大小的測量也較困難。第三種方法是扭矩斜率法，該方法對初始預緊力的控制和螺栓的屈服點要控制很嚴，緊固工具較復雜。根據(jù)我們跟國外合作生產的經(jīng)驗，采用液壓拉力扳手應是預緊力最準確操作、最簡單的一種方法，其原理是先把螺栓拉伸變形(拉伸力等于預緊力)，再把螺母旋緊，該工具市場有售。

(4)利用止推快或鉸制孔螺栓連接

用止推快或鉸制孔螺栓來承受波浪產生的橫向剪力。

隨著連接方法的不同，螺栓連接的安全系數(shù)相差很大，具體見表1，所以連接方法的確定是螺栓強度計算的前提，同時不同的連接方式對可靠性和經(jīng)濟性都至關重要。

表1 螺紋連接的安全系數(shù)[SL]

表1中：[SL]為拉伸強度安全系數(shù)；[ST]為剪切強度安全系數(shù)；[SP]為擠壓強度安全系數(shù)；[SLa]為疲勞計算拉伸強度安全系數(shù)。

碳鋼螺栓是指強度等級在6.8級以下的普通螺栓，合金鋼螺栓是指高于或等于8.8級的高強度螺栓。

3 地腳螺栓軸向力的計算

錨機和絞車地腳螺栓軸向力的計算除了要考慮各種使用工況外，還要考慮制動器緊邊拉板的固定方式。具體有以下幾種因素要加以考慮。

A.絞車額定工況和錨機的超載工況強度計算

錨機和絞車在一定拉力下工作時，對于地腳螺釘來說，根據(jù)r=Pmax/Pmin=1，即其應力特性既不是對稱循環(huán)也不是脈動循環(huán)，而是靜力，故不需要進行疲勞計算。

B.支持負載作用下的靜強度計算。由于絞車的出繩方向是任意的，只有通過計算才能判斷是支持負載和額定工況哪種情況螺栓受力最大。

C.CRS規(guī)范規(guī)定的上浪沖擊引起的傾覆力矩靜強度計算。

根據(jù)具體結構和產品功能，具體計算內容要求如表2所示。

表2 螺栓軸的產品功能、具體結構以及計算項目

4 上浪載荷作用下螺栓軸向力的計算

CRS規(guī)范只是對由波浪所產生的軸向力和剪切力大小提供了單項計算方法，沒有對選擇螺栓總體計算提出方法和要求，如采用哪一種連接方式，螺栓總拉力如何計算，預緊力要求、安全系數(shù)的選擇等，設計者必須自己創(chuàng)建數(shù)學模型。

在上浪載荷作用下，單個螺栓軸向力計算方法如下：

船首來浪作用下單個螺栓的軸向力Rxi

船側來浪作用下單個螺栓的軸向力RYi

錨機或絞車自重對螺栓軸向力的減小值RSi

上浪載荷工況單個螺栓軸向力之和Ri

Ri是一組數(shù)據(jù)大小不等，取Ri的最大值Rimax進行強度較核。

式(1)、(2)、(3)、(4)中：Px(kN)為船首來浪作用力；PY(kN)為船側來浪作用力；h(cm)為錨機軸線離安裝平面的高度(中心高)；A(cm2)為單個螺栓的橫剖面面積；Ix(cm4）為各螺栓橫剖面面積對Y軸的慣性距之和；IY(cm4)為各螺栓橫剖面面積對X軸的慣性距之和；RSi(kN)為由錨機重量作用在單個螺栓上的靜反力；W(T)為錨機或絞車的自重；N為螺栓的總數(shù)量；X(1-i)為螺栓編號為i的X坐標；Y(1-i)為螺栓編號為i的Y坐標。

在式(1)、(2)計算前，首先要確定如何建立平面坐表體系，對于錨機“CRS規(guī)范”已有示例，坐標以錨鏈輪中心平面俯視投影為X軸；以鏈輪軸的俯視投影為Y，與施加力的方向相反的方向為正。對于絞車或組合機，“CRS規(guī)范”沒有示例，情況比較復雜分別討論如下：

① 在作上浪載荷計算時，對于同軸式起錨/系泊組合機可作為整體考慮，以最外側兩組螺栓軸線的中間平分線為X軸，以鏈輪軸(卷筒軸)的俯視投影為Y軸。對于非同軸式起錨/系泊組合機，應將錨機和絞車部分單獨計算。

② 在作上浪載荷計算時，對于絞車以最外側兩組螺栓軸線的中間平分線為X軸，以卷筒軸的俯視投影為Y軸。

③ 在作支持負載計算時，對于起錨/系泊組合機要用兩種程序分別對起錨和系泊兩種工況分別計算。

螺栓在預緊力和上浪載荷產生的軸向拉力的共同作用下，由于螺栓和被連接件的彈性變形，螺栓所受的總拉力并不等于二者之和，其具體數(shù)值要按(5)式來計算。

考慮預緊力后，上浪載荷工況下螺栓的總拉力FBL：

式(5)中：F0(kN)為螺栓的預緊力，在本地腳螺栓計算程序的附錄中查找，該附錄中的數(shù)據(jù)是本公司企業(yè)標準。

K為螺栓和被連接件的相對剛度。

K值的大小見表3，為機械設計推薦值。

表3 K值的大小

從式(5)、(6)可以看出，增加底座的剛度K值減小，螺栓的總拉力FBL將減小，但是底座的剛度增加會提高制造成本。預緊力F0減小螺栓的總拉力F2也將減小，但預緊力F0減小，摩擦力承受剪力的能力會減少，所以如果使用止推快承受剪力，預緊力可選小值。從式(5)還可說明，如不控制預緊力，螺栓的強度是無法進行計算的。上浪載荷工況下螺栓軸向拉伸載荷安全系數(shù)SBL：

式(7)中：F1為螺栓的保證載荷，從GB/T 3098.1-2000中選取

[SL]為軸向拉伸許用安全系數(shù)。從表1可看出：[SL]的大小與連接方式有很大關系。

5 緊邊拉板焊接在錨機底座上承受支持負載時螺栓軸向力的計算

由于支持負載數(shù)值很大，幾乎所有的設計都是靠錨機或絞車前方的止推快來承受剪切力，此時只用對螺栓的拉應力進行計算。由于支持負載與上浪載荷的方向相反，故必須重新設定坐標系，X軸方向與前相反。

支持負載力的作用點距安裝平面的高度h1

式(8)、(9)中：d為錨鏈直徑(mm)；dS為繩索直徑(mm)；Z為錨鏈輪齒數(shù)；DT為卷筒直徑(mm)；C為出繩方向代號，上出繩C=+1；下出繩C=-1；支持負載X方向水平分力PmZX

支持負載垂直分力PmZZ

式(10)、(11)中：PmZ為支持負載(kN)，γ為錨鏈或繩索與水平面的夾角(度)，當出繩方向在水平面以上時γ取負值，水平面以下時γ取正值。

支持負載水平分力產生的單個螺栓軸向力RZXi

支持負載垂直分力產生的單個螺栓軸向力RZZi

式(13)中：N為地腳螺栓的總數(shù)

支持負載時單個螺栓的軸向外力合力的最大值RZimax

式(14)中RxiZmax為支持負載X方向水平分力產生的單個螺栓軸向力RxiZ的最大值。

考慮預緊力后，支持負載時螺栓的總拉力FZZ

支持負載時螺栓軸向載荷計算的安全系數(shù)SZZ

對于制動器緊邊拉板焊在船體上的支持負載、卷筒負載和錨機的超載工況螺栓強度計算計算方法與上相似，這里不再介紹。

6 關于上浪載荷橫向力與螺栓預緊力產生的摩擦力關系

在傳統(tǒng)的地腳螺栓強度計算中，沒有考慮上浪載荷產生的切向力，在CRS規(guī)范的螺栓強度計算方法中，只是將波浪載荷分解為螺栓的軸向載荷及水平方向的剪切力，提出“按這些要求計算的軸向拉力和壓力以及橫向力，也在支撐結構的設計中考慮”，在支撐結構的設計中，橫向力可由鉸制孔螺栓、止推塊或者由螺栓的預緊力產生的摩擦力來承受橫向力都是可以的。

到底能不能用螺栓的預緊力產生的摩擦力來承受剪切力，分析如下：

在船用回轉起重機與機座的連接中基本都是靠預緊力產生的摩擦力來承受橫向載荷的，但是必須經(jīng)過認真的計算和嚴格控制安裝預緊力。

錨機和絞車在沒有采用CRS規(guī)范要求的考慮橫向力計算以前，也是極少發(fā)現(xiàn)錨機和絞車掉到海里去的，這說明采用高強度螺栓控制預緊力的方法是可行的。

普通螺栓由于強度不高，在外載荷軸向力的作用下，伸長變形量大，使錨機底座和船上安裝底座之間易產生間隙，隨著正壓力的減小，摩擦力梯減速度很快，所以靠摩擦力來承受橫向力的連接，必須采用8.8級以上的高強度螺栓。

控制預緊力的高強度螺栓連接剪切力計算方法如下：

上浪載荷作用在第i個螺栓上X方向剪力Fxi

上浪載荷作用在第i個螺栓上Y方向剪力FYi

式(17)、(18)中：α為摩擦系數(shù)；g為重力加速度摩擦系數(shù)α的大小對摩擦力的影響極大，取值多少各種標準和資料不一致，為便于分析介紹如下：

GB 3811-2008“起重機設計規(guī)范”要求按表4選取。

“機械設計”西北工業(yè)大學推薦按表5選取。

CRS規(guī)范取摩擦系數(shù)為0.5。

表4 “起重機設計規(guī)范”連接結合面的摩擦系數(shù)

表5 “機械設計”連接結合面的摩擦系數(shù)

分析意見：

根據(jù)CB/T 4000-2005“中國造船質量標準”3.4.2的規(guī)定：船上安裝必須用厚度大于12mm的鋼墊片，鋼墊片的表面粗糙度在0.0063～0.0125mm，墊片與基座間間隙在0.06～0.10mm,因此摩擦系數(shù)的取值按表4中“干燥的加工表面”來選取，摩擦系數(shù)最大為0.16，CRS規(guī)范取0.5顯然不安全。用α=0.16，g=9.81代入式(17)、(18)得：

單個螺栓上浪載荷產生的合成剪力Fi

在上浪載荷和預緊力作用下對單個螺栓對底座產生的正壓力F3，可計算如下。

由于上浪載荷產生的軸向力Rimax作用在底座上，使螺栓的拉力增大，螺栓在預緊力伸長的基礎上再伸長一個數(shù)值，使錨機或絞車底痤與船上底座的正壓力減小，其減小量除與Rimax有關外，還與螺栓和底座的剛度比β有關。根據(jù)有關資料介紹，β一般為0.8～0.9，但考慮到由于壓力減少，接觸面上的當量摩擦系數(shù)也可能變小，(實驗表明，高強度螺栓的抗剪能力主要是由于壓緊面粗糙不平的相嵌產生的)，故將β值適當放大，常取1.25～1.4，本計算程序取β＝1.3，于是得到：

摩擦力抵剪力的強度條件：

[SZ]根據(jù)表1取1.3。

7 結論

對錨機和絞車地腳受力進行計算，必須對計算結果分析后確定連接型式；當螺栓的軸向拉力安全系數(shù)[SZ]合格，而剪切強度安全系數(shù)[SL]不合格時，必須考慮用止推快來承受上浪載荷的橫向力；如果軸向拉力安全系數(shù)[SZ]不合格，則必須增加螺栓的數(shù)量或加大螺栓的直徑。不管采用何種連接方法連接，設備總圖上都必須標出螺栓的預緊力，其大小必須符合計算采用的數(shù)值。

[1]濮良貴,紀名剛.機械設計[M].北京:高等教育出版社,

[2]劉鴻文.材料力學[M].北京:高等教育出版社,

[3]GB 3811-2008 起重機設計規(guī)范[S].

[4]“鋼質海船入級規(guī)范”第10篇 散貨船結構(CSR).

[5]CCS《鋼質海船入級規(guī)范》[M].北京:人民交通出版社,2012.

[6]CB/T 3877-2005 甲板機械一般要求[S].

[7]CB/T 4000-2005 中國造船質量標準[S].

Strength Check Calculation and Analysis of Base Bolts of Anchor Windlass and Mooring Winch

PAN Liang-gao,BO Xiang-hua
(Navy Representative at Space Mechanical and Electrical,Nanjing 210006,China)

For the deck machinery,in order to meet the requirements of the CRS specification with the force of the base bolts,this article introduces the selection of the joined methods.The calculation method of the axial load and the horizontal load of base bolts under different working conditions with the waves load and the holding load are discussed.

CRS specification; pre-tightening force; wind and waves load; holding load; equivalent coefficient of friction; stiffness ratio

U662

A

潘良高（1965-），男，高級工程師，研究方向：艦船機電設備監(jiān)造及發(fā)展研究。