機械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置解析計算及有限元分析

湯偉畢,李 然,陶 然,劉 應

(長江三峽通航管理局，湖北 宜昌 443002)

在船閘檢修時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，與之相對應需4套保頂。保頂為機械螺旋千斤頂，其作用是防止液壓千斤頂突然失效時及時剛性支撐該頂升點，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現(xiàn)同步升降，該頂落門工藝廣泛運用于船閘檢修中[1-3]。機械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置具有液壓千斤頂與機械螺旋千斤頂雙重功能特點，可以減少4套專用工裝和機械螺旋千斤頂，取消保頂布設施工工序和操作人員，隨每套液壓千斤一次頂布設到位，可進一步提高安全性能，提升同步升降系統(tǒng)的操作便捷性和安全系數(shù)。在裝置的設計過程中只運用理論計算很難滿足設計需求，因此運用理論計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)進行研究分析[4-7]。

1 機械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置

機械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置由液壓千斤頂與機械螺旋千斤頂組成(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現(xiàn)上升動作，并通過活塞桿自重和所受負載實現(xiàn)下落動作；裝置中機械螺旋千斤頂為安全自鎖保護結(jié)構(gòu)，包括電機、減速器、小齒輪、安全齒形螺母，通過驅(qū)動電機帶動減速器工作，使小齒輪轉(zhuǎn)動并與安全齒形螺母嚙合傳動，實現(xiàn)千斤頂機械鎖緊和解鎖。

螺紋活塞桿為螺桿結(jié)構(gòu)，其上升和下降過程中，通過傳動系統(tǒng)驅(qū)動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)運動，保持安全齒形螺母下端面與缸體上端面間距0.5 mm不變。傳動系統(tǒng)正常工作時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 裝置強度校核

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

2.1 解析計算

根據(jù)機械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置設計要求，裝置在進行負載頂升作業(yè)中液壓系統(tǒng)失效工況時，安全自鎖保護結(jié)構(gòu)中螺紋活塞桿和安全齒形螺母須能承受全部負載，本節(jié)對其進行強度校核[8]，選用材料為30CrMnSiA高強度調(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

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

(1)

式中：σca為螺桿危險截面應力；[σ]為材料的許用正應力；F為負載；螺桿小徑d；求得σca=99.5 MPa，遠小于材料許用應力σca(=1 080 MPa)，滿足強度要求。

螺紋活塞桿螺紋牙強度計算: 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，則螺紋牙危險斷面的強度校核為：

(2)

式中：τ為剪切應力；[τ]為許用剪切應力;σw為彎曲應力；[σw]為許用彎曲應力；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)計算τ=89.3 MPa,σw=240.5 MPa，小于[τ]=(561 MPa)和[σw](=330 MPa)，滿足強度要求。

2.1.2安全齒形螺母校核

我國外匯管理局規(guī)定，企業(yè)可以進行NRA賬戶管理。因此財務公司可以開設自己的NRA賬戶。在開設NRA賬戶的過程中，需要確保證明文件的合法性，財務公司可以用母公司名義開設總賬戶，然后為各個子公司開設子賬戶，避免開戶主體混亂。為了保障外匯資金池的安全性，應該允許在總賬戶和子賬戶中繼續(xù)設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。財務公司應該充分利用政府的福利政策，優(yōu)化外匯資金池的運作管理模式。

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

安全齒形螺母強度計算：安全保護裝置以最大0.5 mm間距同步跟隨液壓千斤頂機構(gòu)運行過程中，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)計算得σ=297.5 MPa，滿足強度要求。

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載時須滿足自鎖條件，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度理論計算為靜載工況下的校核，裝置承載極限負載下液壓系統(tǒng)突然失壓，螺紋活塞桿和安全齒形螺母會整體向下運動，直到螺母與缸體端面之間的間距消失，該受力情況為動載工況，基于Ansys有限元仿真軟件對關(guān)鍵零件的受力進行分析。

2.2.1有限元模型的建立

圖2 有限元網(wǎng)格細分

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力云圖(圖4)。

從裝置在極限工況下等效應力云圖分析可知：裝置中螺紋活塞桿所受等效應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，其他部位所受的應力很小，范圍在168 MPa以內(nèi)；安全齒形螺母所受最大應力為764 MPa，應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，其他部位所受的應力在170 MPa以內(nèi)；缸體所受最大應力為116 MPa，最大等效應力集中在上端與螺母接觸面上且靠近大徑側(cè)，其他部位應力分布較均勻，應力范圍在26～77 MPa。裝置所受的最大等效應力均小于屈服極限(σ=835 MPa)，滿足強度要求。

圖4 等效應力云圖(單位：MPa)

3 結(jié)果分析

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

1)在保證機械安全自鎖保護機構(gòu)正常運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裝置，當頂內(nèi)油壓超過設計最高限額時開啟，防止出現(xiàn)液壓系統(tǒng)在極限負載下突然失壓的工況。

4 結(jié)論

1)重點針對裝置中對機械液壓聯(lián)鎖同步升降裝置中螺紋活塞桿、安全齒形螺母關(guān)鍵零部件進行理論計算校核，滿足強度設計要求。

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

3)運用解析計算及有限元分析相結(jié)合的方法給裝置設計提供理論支撐，并根據(jù)分析結(jié)果，結(jié)合裝置的結(jié)構(gòu)特點提出了改造建議，進一步優(yōu)化裝置的設計。