鏈斗式撈砂船鏈斗架鏈接銷及銷柄強(qiáng)度校核分析

唐華浩，黃 珂，陸潮立

(1.柳州船舶檢驗局，廣西 柳州 545001；2.廣西壯族自治區(qū)港航管理局，廣西 南寧 530012)

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鏈斗式撈砂船鏈斗架鏈接銷及銷柄強(qiáng)度校核分析

唐華浩1，黃 珂1，陸潮立2

(1.柳州船舶檢驗局，廣西 柳州 545001；2.廣西壯族自治區(qū)港航管理局，廣西 南寧 530012)

鏈接銷和銷柄是撈砂船整個撈砂工作組件中最為薄弱的構(gòu)件，其強(qiáng)度校核工作具有十分重要的意義。文章基于鏈斗式撈砂船的工作原理，介紹了鏈斗鏈接銷的受力情況及計算公式，并結(jié)合具體算例，運(yùn)用材料力學(xué)和機(jī)械設(shè)計基本原理，對鏈斗鏈接銷以及銷柄抗壓強(qiáng)度進(jìn)行校核分析，總結(jié)出鏈斗式撈砂船鏈斗架鏈接銷的直徑及銷柄厚度的強(qiáng)度校核公式，以供鏈斗式撈砂船設(shè)計、建造及維護(hù)時參考。

內(nèi)河；鏈斗式撈砂船；鏈接銷；銷柄；強(qiáng)度校核

0 引言

鏈斗式撈砂船作為目前廣西內(nèi)河最主要的撈砂工程船，對社會經(jīng)濟(jì)發(fā)展作出了不可忽視的貢獻(xiàn)。然而該船型不具備全國范圍內(nèi)的普遍性，對于該船型的建造和營運(yùn)檢驗沒有專門的規(guī)范、規(guī)則，所以該船型的設(shè)計和建造只有部分項

目是參照現(xiàn)行規(guī)范，另一部分多數(shù)是根據(jù)經(jīng)驗來設(shè)計建造，因此在一定程度上缺乏理論的指導(dǎo)，存在一定的缺陷[1]。筆者在對轄區(qū)內(nèi)的一艘撈砂船進(jìn)行營運(yùn)檢驗時，見到該船鏈斗鏈接銷因磨損過度而斷裂導(dǎo)致鏈斗沉入河中。鏈接銷和銷柄是撈砂船整個撈砂工作組件中最為薄弱的構(gòu)件，因此對其作強(qiáng)度校核，做到未雨綢繆，保證安全和工作效率，具有十分重要的意義。

1 工作原理

圖1 鏈斗式撈砂船側(cè)視圖

鏈斗式撈砂船由一臺柴油機(jī)提供工作原動力，輸出扭矩經(jīng)過一層甲板減速箱、皮帶輪、二層甲板減速箱、皮帶輪、頂層甲板減速箱帶動滾筒，滾筒為柱體，其截面為正多邊形，多數(shù)為正五邊形，這樣的滾筒俗稱五角頭，鏈斗嚙合在五角頭上，當(dāng)五角頭轉(zhuǎn)動時鏈斗就隨之轉(zhuǎn)動(見圖1)。鏈斗架由龍門吊控制下潛到河床中進(jìn)行滾動式撈砂，下潛深度不同，鏈斗架傾斜角度約在40°～60°之間。同時，柴油機(jī)帶動發(fā)電機(jī)和水泵，發(fā)電供給龍門吊電動機(jī)、砂石輸送電動機(jī)等，水泵抽水用來清洗砂石，分離砂石。裝滿砂石的鏈斗在經(jīng)過五角頭后鏈斗口會隨著轉(zhuǎn)動自動向下，鏈斗里的砂石倒在鋼筋篩里，砂石經(jīng)過沖洗被鋼筋篩分離成沙、石，之后被傳送帶分別輸送到運(yùn)砂船和船舷外。

2 受力分析及計算公式推導(dǎo)

由工作原理可知，當(dāng)柴油機(jī)穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)時，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速不變，整條鏈斗勻速轉(zhuǎn)動，其過程可以簡化理解為摩托車的傳動過程。船用主柴油機(jī)常以轉(zhuǎn)矩作為限制參數(shù)來建立等轉(zhuǎn)矩限制特性，柴油機(jī)在各種轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)矩值都等于或小于標(biāo)定轉(zhuǎn)速和標(biāo)定功率下的轉(zhuǎn)矩[2]。因此，可忽略柴油機(jī)的速度特性。當(dāng)撈砂阻力足夠大，柴油機(jī)將會死機(jī)停止運(yùn)轉(zhuǎn)，所以僅考慮柴油機(jī)在額定功率運(yùn)轉(zhuǎn)的工況。

鏈斗銷剪切力主要來自于包括鏈斗自身的重力、所撈砂石的重力、水的阻力以及撈砂阻力。水阻力、撈砂阻力在撈砂過程中基本不變，鏈斗最高處的銷承受最多數(shù)量的鏈斗、砂石的重力所產(chǎn)生的剪切力，所以該處銷所受剪切力最大。因此僅對船舶的鏈斗最高處(A-A)進(jìn)行校核即可。

圖2 A-A受力示意圖

五角頭輸出的轉(zhuǎn)矩與砂鈄的撈砂阻力、水阻力、砂鈄的重力、鏈斗架對砂鈄的支撐力的合力對五角頭形成的力矩是平衡的(見圖2)，即：

T=sinθ×F×L

(1)

T為五角頭輸出的轉(zhuǎn)矩，T=9 549P/n，P、n分別為五角頭所得到的功率和轉(zhuǎn)速，F(xiàn)為撈砂阻力、砂鈄重力、鏈斗架對砂鈄的支撐力的合力，L為F對五角頭的力臂。

(2)

假設(shè)A-A點轉(zhuǎn)動72°的運(yùn)動軌跡為弧線cab(見圖3)，那么∠fbe=54°，∠feb=90°-∠fbe=36°，小于鏈斗架最小傾斜角度40°，說明五角頭轉(zhuǎn)過不到72°時，A-A的下一節(jié)鏈斗架便開始與五角頭嚙合，所以只需考慮A-A點轉(zhuǎn)過72°，剪切力F與力臂L的夾角θ的變化范圍即可。由圖3所示的幾何關(guān)系可得：θ∈(54°，126°]。由三角函數(shù)的數(shù)學(xué)性質(zhì)可進(jìn)一步縮小θ角的取值范圍，θ∈[90°，126°]，所以sinθ∈[0.81，1]。

圖3 A-A點旋轉(zhuǎn)示意圖

由工作原理可知，θ角的變化范圍大小取決于滾筒截面的幾何特征，截面正多邊形邊越少，θ角變化范圍越大，撈砂越不平穩(wěn)；截面正多邊形邊越多，鏈斗架與滾筒的旋轉(zhuǎn)軌跡圓近似相切，θ角變化范圍越小，撈砂越平穩(wěn)。滾筒的截面為正m邊形，則θ的取值范圍為：

(3)

鏈斗架與鏈斗架之間采用兩根銷連接，所以銷所受到的剪切力：

f=F/2

(4)

銷的剪切力與直徑之間的關(guān)系[3]：

f=π/4×D2×τ

(5)

其中：D——銷釘直徑;

τ——材料最大剪切應(yīng)力。

銷與銷柄上的銷孔形成擠壓，壓力與銷的剪切力的大小相等，擠壓面為半圓柱面，所以銷柄厚度與銷的剪切力的關(guān)系[3]：

f=0.5×D×π×H×σ

(6)

其中：H——銷柄厚度;

σ——材料最大許用擠壓應(yīng)力。

綜上所述，鏈斗架之間銷的直徑D應(yīng)不小于式(7)計算值：

(7)

銷柄厚度H應(yīng)不小于式(8)計算值：

(8)

其中：P——柴油機(jī)輸入到五角頭的功率;

n——五角頭的轉(zhuǎn)速;

τ——材料最大剪切應(yīng)力;

σ——材料最大許用擠壓應(yīng)力;

L——銷到五角頭轉(zhuǎn)軸中心的垂直距離。

3 實例計算

現(xiàn)以在本航區(qū)內(nèi)具有代表性一艏鏈斗式撈砂船的相關(guān)參數(shù)作為算例：

該船配備NT6135CzU型柴油機(jī)，額定功率為Pe=140kW，柴油機(jī)輸出扭矩輸出經(jīng)過一層甲板變速箱、皮帶輪、二層甲板變速箱、皮帶輪、三層甲板變速箱帶動五角頭，經(jīng)過五級傳動，每級傳動效率取0.95，則η=0.955=0.77，經(jīng)五級變速后，五角頭轉(zhuǎn)速n=ne/I，I為五級傳動后總傳動比，I=i1×i2×i3×i4×i5=35，銷到五角頭轉(zhuǎn)軸中心的垂直距離L，由實船量取，L=0.4，銷所用的材料是45#鋼，許用剪切力為τ=105MPa，許用擠壓應(yīng)力為σ=128MPa。將以上數(shù)據(jù)代入(6)、(7)式中計算，并與實船對比列表如下：

表1 撈砂船相關(guān)參數(shù)數(shù)值表

表1中D實、H實為本航區(qū)內(nèi)艏鏈斗式撈砂船鏈斗鏈接處銷的直徑和銷柄厚度大致的選取范圍，基本是船廠或船東根據(jù)柴油機(jī)的功率大小及銷、銷柄的材料結(jié)合經(jīng)驗選取大小、厚度，但不能具體地量化其值大小。經(jīng)過比較，式(7)、(8)用來校核鏈斗式撈砂船鏈斗鏈接處銷的直徑和銷柄厚度是可行的。

4 結(jié)語

鏈斗式撈砂船鏈斗鏈接銷直徑及銷柄厚度的校核總結(jié)如下：

鏈斗架之間銷的直徑D應(yīng)不小于式(9)計算值：

(9)

銷柄厚度H應(yīng)不小于式(10)計算值：

(10)

其中：k——安全系數(shù)，取1.0或1.1；

pe——柴油機(jī)額定功率；

η——傳動裝置總效率；

ne——柴油機(jī)額定轉(zhuǎn)速；

I——傳動裝置總傳動比；

θ——由(3)式確定；

τ——材料最大許用剪切應(yīng)力；

σ——材料最大許用擠壓應(yīng)力；

L——銷到五角頭轉(zhuǎn)軸中心的垂直距離。

船用柴油機(jī)具有短時110%額定功率的超負(fù)荷能力[4]，因此在式(9)、(10)增加安全系數(shù)k，以適應(yīng)柴油機(jī)超負(fù)荷運(yùn)轉(zhuǎn)的工況，其大小可以根據(jù)銷和銷柄材料的最大許用剪切應(yīng)力和最大許用擠壓應(yīng)力所選取的安全系數(shù)大小來確定。材料的許用剪切應(yīng)力和最大許用擠壓應(yīng)力的安全系數(shù)選取較大，則k可取1.0，反之，k取1.1。

鏈斗架在轉(zhuǎn)過滾筒時，銷與銷柄孔之間存在著相對周向運(yùn)動，兩者之間存在動摩擦，式(9)、(10)可結(jié)合材料的耐磨性計算銷的更換周期。

[1]石明權(quán).扁平鏈斗式撈砂船船體強(qiáng)度探討[J].西部交通科技，2011(6)：88-93.

[2]孫培廷.船舶柴油機(jī)[M].遼寧：大連海事大學(xué)出版社，2002.

[3]劉鴻文.材料力學(xué)[M].北京：高等教育出版社，2004.

[4]內(nèi)河船舶法定檢驗技術(shù)規(guī)則[M].北京：人民交通出版社，2004.

Strength Checking Analysis of Interlinking Pin and Pin Shank for Chain Bucket Rack of Paternoster Bailing Boat

TANG Hua-hao1，HUANG Ke1，ZHAO Chao-li2

(1.Liuzhou Ship Inspection Department，Liuzhou，Guangxi，545001；2.Guangxi Shipping Authority，Nanning，Guangxi，530012)

The interlinking pin and pin shank are the weakest component in the whole bailing working components of bailing boat，thus their strength checking work has great significance.Based on the work principle of paternoster bailing boats，this article described the forces and calculation formulas of inter-linking pins of chain bucket，and combined with the specific example，it used the basic material me-chanics and mechanical design principles to analyze and check the compression strength of interlinking pin and pin shank of chain bucket，summed up the strength checking formula for the interlinking pin di-ameter and pin shank thickness of chain bucket rack in paternoster bailing boat，thereby providing the reference for the design，construction and maintenance of paternoster bailing boats.

Inland river；Paternoster bailing boat；Interlinking pin；Pin shank；Strength checking

唐華浩(1983—)，男,碩士研究生，工程師，研究方向：輪機(jī)工程。

U615.35+

A

10.13282/j.cnki.wccst.2015.01.019

1673-4874(2015)01-0088-04

2014-12-10