拖船錨絞機卷纜裝置改進設計

李文釗,韓俊月

(國能黃驊港務有限責任公司，河北 滄州 061113)

拖船錨絞機通常安裝在艏甲板上，是輪駁行業(yè)中必不可少的甲板機械設備。拖船在拖帶等作業(yè)中，錨絞機承受較大的沖擊載荷和振動，對穩(wěn)定性和可靠性要求較高[1]。近年來，黃驊港拖船錨絞機卷纜裝置常發(fā)生制動器打滑、制動帶打開困難，以及纜繩松脫夾纜等故障，部分原因是結(jié)構(gòu)設計缺陷引起，為此，有必要分析卷纜裝置的故障原因，根據(jù)其結(jié)構(gòu)和工作特點進行改進設計，以期降低設備維護成本和故障率。

1 卷纜裝置問題分析

目前港作拖船的錨絞機一般為低速重載傳動[2]，其主要結(jié)構(gòu)包括卷纜裝置、卷錨裝置、傳動軸和驅(qū)動站等，其中卷纜裝置由液壓彈簧缸、卷筒體、卷筒擋板，以及帶式制動器等組成，見圖1。

圖1 拖船錨絞機卷纜裝置組成

錨絞機在頂推貨船作業(yè)中的拖力高達600 kN以上，卷筒體承受較大彎矩，所以帶式制動器和液壓彈簧缸等裝置的可靠性要求較高。該型式卷纜裝置在使用中常出現(xiàn)以下幾種問題。

1.1 帶式制動器打滑

帶式制動器打滑的原因：①儲備制動力不足時，在纜繩繃緊沖擊過程中會產(chǎn)生遠超額定制動力的沖擊載荷；②帶式制動器摩擦片在工作中會浸水的情況，導致額定制動力下降；③帶式制動器的兩段制動帶磨損也會導致打滑現(xiàn)象發(fā)生。

1.2 傳動軸聯(lián)接裝置失效

錨絞機卷筒的收放纜由液壓馬達通過傳動軸驅(qū)動，該傳動軸分為2段通過端面鍵加螺栓聯(lián)接，該處受力較大且復雜多變，包括承載卷筒裝置的重力、纜繩拉力引起的彎矩和轉(zhuǎn)矩與收放纜繩過程中產(chǎn)生的交變載荷和沖擊載荷等。黃驊港某拖船錨絞機在運行過程中多次發(fā)生鍵槽損壞、緊固螺栓斷裂和傳動軸斷裂等故障。

1.3 卷筒軸向竄動

卷筒采用單側(cè)帶式制動結(jié)構(gòu)，會引起卷筒竄動，使傳動的軸向應力增加。另外，裝設帶式制動器的卷筒輪轂，在液壓彈簧缸的高預緊力下易產(chǎn)生結(jié)構(gòu)變形。

1.4 缺乏安全制動

卷纜裝置的制動僅靠帶式制動器，卷筒在制動情況下承受大負載運動，缺乏必要的應急制動裝置，其制動器失效會導致設備的其他相關(guān)部件嚴重損壞。

1.5 纜繩松脫

纜繩在卷筒上纏繞，其一端系故于卷筒的固定點上，另一端為用于系故貨船纜樁。錨絞機卷筒兩側(cè)一般設置較高的擋板，防止纜繩脫出。其中一側(cè)的擋板安裝帶式制動器，用于卷筒的制動。其松脫原因主要由以下3點。

1)纜繩組成。為了節(jié)省成本和方便系固，纜繩采用大線徑拖纜和小線徑的加強纜插接而成，在二者的聯(lián)接處會產(chǎn)生較大體積的聯(lián)接塊。由于拖纜重量大于加強纜重量，收纜過程中，該連接塊極易松垂脫出卡入卷筒擋板與制動結(jié)構(gòu)之間的空隙。

2)設備布置。由于纜繩為柔性體，卷筒在收纜繩時軸向的排纜均勻度和徑向的排纜緊密度主要依靠駕駛員的觀察和經(jīng)驗來控制。為了杜絕纜繩斷裂傷人的隱患，纜車附近嚴禁人員進入，而拖船駕駛臺無法觀察到卷筒底部纜繩松脫情況，亟需設置監(jiān)控報警裝置。

3)低溫等惡劣天氣。纜繩收放時必然與海水接觸，冬季低溫情況下會結(jié)冰而柔性較低，嚴重影響其在卷筒上的排布性能，極易發(fā)生跳動脫出的故障。

2 纜繩沖擊載荷計算

錨絞機工作時，卷筒上的纜繩自由端系故在貨船纜樁上，拖船向后航行的同時卷纜裝置同步放纜，若此時卷筒轉(zhuǎn)速與拖船航速不一致會導致纜繩突然繃緊現(xiàn)象，產(chǎn)生較大沖擊力，嚴重時會導致帶式制動器失效。纜繩的動態(tài)張力最大值隨著初始預張力、彈性模量的增大而增大[3]。拖船拖曳貨船時，纜繩會保持一定的預緊力而減小沖擊。

2.1 纜繩沖擊運動模型

纜繩突然繃緊過程的受力較為復雜，為了方便計算該運動過程中沖擊力的數(shù)值，在工程上做以下簡化假設。

1)假設纜繩始終處于彈性范圍內(nèi)，且在沖擊過程中沒有其他形式的能量轉(zhuǎn)換。

2)纜繩由松弛到繃緊狀態(tài)，拖船航行距離很短，拖船的動能損失極小，因此忽略船舶航行阻力的影響。

3)由于貨船重量遠大于拖船，可假定其沖擊前后二者速度為零。并假設纜繩處于彈性范圍內(nèi)。

4)由于錨絞機高度遠小于拖船長度且安裝位置貼近水平面，此時貨船纜繩固定點、錨絞機纜繩受力點和拖船重心可近似視為在一條直線上且與水面平行，見圖2。

圖2 拖船受力示意

(1)

T=98kD2

(2)

式中：D為纜繩直徑；k為系數(shù)(丙綸長絲k取值范圍為0.74～0.85)；

2.2 纜繩沖擊力計算

黃驊港某拖船滿載量為6.04×105kg，卷筒配備纜繩(丙綸長絲)彈性模量為3.8×109N/m，作業(yè)時纜繩長度為75 m。根據(jù)式(2)可得纜繩的破斷力為784 kN，拖曳試驗記錄中錨絞機制動機構(gòu)的支持負載最大為686.5 kN，取二者較小值。然后，根據(jù)式(1)可得制動器抗沖擊能力為拖船航速0～1.6 m/s。計算結(jié)果顯示，纜繩繃緊產(chǎn)生的沖擊力較大，錨絞機制動力明顯儲備不足。

3 鍵加螺栓聯(lián)接結(jié)構(gòu)強度校核

錨絞機的額定載荷由機械結(jié)構(gòu)強度和液壓馬達的額定能力共同決定。其傳動軸采用分段設計，通過端面鍵聯(lián)接，并在周向用6根螺栓固定，見圖3～4。根據(jù)《機械設計手冊》對鍵加螺栓聯(lián)接結(jié)構(gòu)許用轉(zhuǎn)矩采用設計理論校核方法計算，驗證結(jié)構(gòu)強度和液壓馬達的額定載荷的匹配性。

圖3 傳動軸Ⅰ簡化模型

圖4 傳動軸Ⅱ簡化模型

3.1 鍵聯(lián)接傳遞轉(zhuǎn)矩能力計算

在端面鍵聯(lián)接中，其主要的可能失效形式有鍵的切斷和較弱件工作面被壓潰，需要校核許用剪切應力和許用擠壓應力。

據(jù)許用剪力核算，鍵聯(lián)接傳遞的許用轉(zhuǎn)矩為

(6)

根據(jù)工作面許用擠壓力核算，鍵聯(lián)接傳遞的許用轉(zhuǎn)矩為

[M]2=D·h·L(1-L/D)2·σpp

(7)

式中：D為軸的直徑；h為鍵的厚度；σpp為許用擠壓應力。

鍵材料的許用剪切應力和許用擠壓應力與聯(lián)接所承受的載荷性質(zhì)有關(guān)，取值見表1。

表1 剪切許用應力取值

鍵聯(lián)接傳遞的許用轉(zhuǎn)矩值取上述兩種核算值的較小者，即

[M]j=min([M]1+[M]2)

(8)

3.2 螺栓聯(lián)接傳遞轉(zhuǎn)矩能力計算

普通螺栓組傳遞轉(zhuǎn)矩時，摩擦力矩平衡外轉(zhuǎn)矩，螺栓的失效形式為螺栓拉斷和被聯(lián)件的滑移。根據(jù)螺栓不拉斷的強度核算確定最大預緊力。

最大螺栓預緊力為

(9)

據(jù)被聯(lián)件不滑移核算，螺栓傳遞許用轉(zhuǎn)矩為

(10)

式中：Qp為螺栓預緊力；z為螺栓數(shù)量；f為摩擦系數(shù)；Kf為可靠性系數(shù)，取1.1～1.3；ri為螺栓中心到軸中心的距離。

3.3 鍵加螺栓聯(lián)接結(jié)構(gòu)許用轉(zhuǎn)矩計算

從上述推導中得出鍵加螺栓傳遞許用轉(zhuǎn)矩等于鍵聯(lián)接傳遞許用轉(zhuǎn)矩與螺栓傳遞許用轉(zhuǎn)矩之和，即

[M]=[M]j+[M]l

(11)

本例中，端面鍵的長度L=140 mm，鍵厚度為25 mm。螺栓規(guī)格M22×2.5，性能等級8.8，預緊力Qp=94.14 kN。螺栓數(shù)量z=6，中心距軸中心距離ri=70 mm。鋼-鋼表面摩擦系數(shù)f=0.11。根據(jù)式(6)～(11)計算可得鍵加螺栓聯(lián)接傳遞許用轉(zhuǎn)矩[M]=18.32 kN·m。

錨絞機的驅(qū)動馬達型號為MRH-750，額定壓為力20.6 MPa，功率P=89.52 kW，額定轉(zhuǎn)速n=400 r/min，減速比為9.15，根據(jù)轉(zhuǎn)矩公式T=9 550×P/n，可得額定轉(zhuǎn)矩T=19.56 kN·m。計算結(jié)果顯示，在未考慮安全系數(shù)的情況下，額定使用轉(zhuǎn)矩已超過鍵加螺栓聯(lián)接的許用轉(zhuǎn)矩，該設計不滿足強度要求。

4 卷纜裝置的改進方案及要點

4.1 棘輪式防沖擊卷筒設計

為提高卷纜裝置的抗沖擊性能，設計一種棘輪式防沖擊卷筒。根據(jù)《機械設計手冊》，在傳統(tǒng)帶式制動器的對稱側(cè)設置棘輪式制動機構(gòu)。該裝置既能夠?qū)崿F(xiàn)帶式制動器打滑時逆止保護功能，既能提高錨絞機的抗沖擊性能，又能改善卷筒受力不對稱問題，見圖5。

圖5 棘輪式防沖擊卷筒示意

帶式制動器采用彈簧力抱死，液壓系統(tǒng)控制打開的工作模式，卷筒正反轉(zhuǎn)動作前提前打開；棘輪制動優(yōu)選采用電動推桿控制制動棘爪的動作，獨立控制。拖曳貨船工況時，卷筒的帶式制動器和棘輪制動同時制動，即制動棘爪處于嚙合狀態(tài)，棘輪制動側(cè)起到制動和逆止保護的雙重功能，此時卷筒只允許收纜，同時可以在帶式制動器摩擦片打滑或失效時起到逆止保護的作用。拖曳作業(yè)完畢后，可快速收纜。

卷筒兩側(cè)對稱布置制動器，可以減小單側(cè)制動力，避免機構(gòu)的應力集中；卷筒采用電氣和液壓兩種制動方式，互為備用，更為安全可靠；帶式制動器的摩擦片在海水侵入、冬季結(jié)冰或過度磨損情況下打滑時，棘輪制動側(cè)可以起到即時逆止安全保護的作用。

4.2 傳動軸聯(lián)接裝置改進

為了增加鍵加螺栓聯(lián)接強度，制定取消鍵和螺栓聯(lián)接的一體通軸設計方案，并進行CAE仿真計算。對軸類結(jié)構(gòu)進行CAE仿真計算技術(shù)較為成熟[4]，本節(jié)對傳動軸進行建模和裝配體仿真計算，確定其受力規(guī)律，進而驗證方案的可行性。

為了提高網(wǎng)格劃分質(zhì)量和計算效率，對該軸明顯不影響結(jié)果的細節(jié)進行簡化處理。軸的材質(zhì)為45#鋼，屈服強度355 MPa。將模型沿軸向根據(jù)直徑不同分段劃分，然后通過“面面粘連”命令合為一體，采用四面體網(wǎng)格，總數(shù)量為250 778，網(wǎng)格檢查無錯誤。傳動軸與卷筒間的傳動通過齒嵌式離合裝置實現(xiàn)，在該段軸的離合器安裝處添加固定約束。傳動軸與減速齒輪采用過盈聯(lián)接方式，在軸齒輪安裝處施加轉(zhuǎn)矩載荷19.56 kN·m。

該方案通軸最大應力出現(xiàn)在傳動齒輪安裝處，其值為132.29 MPa，遠小于材料許用應力。原分段軸連接處的應力值顯著降低，安全系數(shù)大幅提高。

4.3 纜繩防松脫裝置設計

由纜繩松脫原因的分析可知，纜繩松脫防范重點在卷筒底部區(qū)域。據(jù)此設計制作纜繩防松脫報警裝置，結(jié)構(gòu)見圖6。

圖6 纜繩防脫防松裝置結(jié)構(gòu)

該裝置安裝于卷筒底部中心位置，兩擋板圓弧與卷筒的擋板配合防止纜繩從底部脫出。在擋板中部設置監(jiān)測桿，兩端安裝在感應圓盤上，圓盤通過彈簧在擋板上固定，當纜繩松垂到設定位置時，監(jiān)測桿會動作而偏離初始位置，觸發(fā)開關(guān)報警。當監(jiān)測桿不動作時，桿在彈簧拉力作用下卡阻圓槽內(nèi)，避免隨船晃動引起誤報警。該設計使卷筒與甲板的間隙極小，避免了纜繩從底部脫出的隱患，同時能將纜繩松弛脫垂的情況及時反映給駕駛員，便于及時規(guī)范收纜。