潘良高，柏祥華

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

船用絞車排繩裝置的設(shè)計(jì)計(jì)算方法

潘良高，柏祥華

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

結(jié)合船用絞車在船上的實(shí)際應(yīng)用情況，介紹了船用絞車使用的排繩裝置設(shè)計(jì)計(jì)算方法及主要計(jì)算公式的推導(dǎo)過程，以供甲板機(jī)械設(shè)計(jì)人員參考。

螺旋副；梯形螺母；計(jì)算比壓；臨界載荷；穩(wěn)定性；導(dǎo)程

0 引言

排繩裝置包括滑動(dòng)螺旋副、導(dǎo)向桿、鏈輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)支承座四部分組成；在作螺旋副強(qiáng)度計(jì)算時(shí)按卷筒負(fù)載進(jìn)行疲勞計(jì)算，對(duì)于支持負(fù)載只需要對(duì)螺桿和導(dǎo)向螺桿彎曲強(qiáng)度作靜強(qiáng)度計(jì)算，與螺旋副強(qiáng)度計(jì)算無關(guān)。本文只討論受力最復(fù)雜的梯形滑動(dòng)螺旋副的設(shè)計(jì)計(jì)算方法、公式的推導(dǎo)過程及傳動(dòng)部分的設(shè)計(jì)計(jì)算。由于梯形螺桿的彎曲強(qiáng)度與船上的布置、導(dǎo)向桿的數(shù)量、導(dǎo)向桿與梯形螺桿的相對(duì)位置有關(guān)，故本文暫不介紹。

1 總體受力分析

總體受力如圖1所示，圖1中：Q為螺桿的側(cè)向力，N；Q=Q1+Q2；Q1=F×sinθ，N；Q2=2×F×sin(a/2)×f，N；Q1為鋼絲繩產(chǎn)生的側(cè)向力；Q2為鋼絲繩對(duì)導(dǎo)向輪正壓力產(chǎn)生的摩擦阻力；θ為鋼絲繩在卷筒側(cè)板邊與卷筒中間平面的最大夾角；α為鋼絲繩與水平方向的夾角；F為鋼絲繩的拉力N；f為銅套與梯形螺桿的摩擦系數(shù)，鋼－青銅，潤滑不良取f=0.15。

圖1 總體受力圖

2 螺桿端部結(jié)構(gòu)的選擇

由于梯形螺桿兩端支承的距離遠(yuǎn)大于卷筒長度，而梯形螺桿根園直徑較小，所以螺桿的穩(wěn)定性計(jì)算是首先考慮的因素。穩(wěn)定性計(jì)算值與螺桿的固定方式關(guān)系極大。目前的設(shè)計(jì)一般都是一端固定一端自由的形式；從螺桿的穩(wěn)定性計(jì)算公式(參閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第 5篇第2章)可看出：長度系數(shù)μ越大，其許用的臨界載荷越小，據(jù)統(tǒng)計(jì)，一般都是采用一端固定一端自由的結(jié)構(gòu)，因此其μ值取最大值2，其他結(jié)構(gòu)形式的μ值都小于2，所以本計(jì)算按μ=2，是合理和偏于安全的。

3 μLCi螺桿端部結(jié)構(gòu)的選擇

4 根據(jù)穩(wěn)定性要求,計(jì)算螺桿的根徑d1值

1）安全系數(shù)的確定：按設(shè)計(jì)手冊(cè) P15-9，F(xiàn)C/F≥2.5～4，由于排繩裝置的梯形螺紋是雙向的，螺紋為不連續(xù)，與標(biāo)準(zhǔn)梯形螺紋相比，強(qiáng)度削弱要大，加之螺牙高度只有標(biāo)準(zhǔn)螺紋的1/2，其加強(qiáng)部分比標(biāo)準(zhǔn)螺紋要小，所以其安全系數(shù)應(yīng)取大一些，現(xiàn)取安全系數(shù)為4.5，即計(jì)算載荷取4.5Q。

5 梯形螺母的許用比壓的選取

螺母磨損的快慢取決于計(jì)算比壓，可用控制工作壓強(qiáng)的方法來保證其耐磨性，為此許用比壓的設(shè)定至關(guān)重要，其具體取值分析比較如下：

1）《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》的推薦值

表1是《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》推薦的經(jīng)驗(yàn)和試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

表1 滑動(dòng)螺旋副材料的許用壓強(qiáng)

2）南京中船南京中船綠洲的設(shè)計(jì)及使用情況

南京中船綠洲公司有著豐富的設(shè)計(jì)和使用經(jīng)驗(yàn)，現(xiàn)以使用最頻繁、工作條件最惡劣的工程船起重絞車為例，進(jìn)行分析：

確定其滑動(dòng)速度范圍：

假設(shè)卷筒直徑450mm；起升速度45m/min；

卷筒轉(zhuǎn)速Nj=31.8r/min；

鏈輪傳動(dòng)比：i=2.5；

梯形螺桿轉(zhuǎn)速NT= nj/i=12.73r/min；

假設(shè)梯形螺桿直徑為200mm；

滑動(dòng)速度 v=7.998m/min，螺桿材料－鋼，螺母材料－青銅。

如按表1可取[P]=7～10MPa，但是根據(jù)4條93m打樁船吊錘絞車的幾年來的實(shí)際使用情況就不盡相同了，現(xiàn)介紹如下：

設(shè)計(jì)滑動(dòng)速度 v=2.3m/min，螺桿材料－鋼；螺母材料－青銅，“機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)”推薦許用比壓為11～18 MPa，計(jì)算書的實(shí)際計(jì)算比壓為3.75 MPa，根據(jù)對(duì)船上的調(diào)查，基本上每隔3～4個(gè)月要更換一個(gè)活令，比預(yù)期壽命要短得多，分析其原因之一。首先是按裝活令時(shí)不能保證螺牙的頂隙，一般都是頂隙偏大，使齒面接觸高度減少，從式(6)可看出，頂隙加大，會(huì)使工作比壓提高。另一方面，活令經(jīng)手工修挫后齒型角不能保證，特別是為了保證活令的轉(zhuǎn)向方便，活令的兩端修挫較大，實(shí)際上使螺母的工作圈數(shù)遠(yuǎn)小于1/3圈，加之連續(xù)工作造成潤滑不良。鑒于上述情況，許用比壓不能按表 1的理想狀態(tài)去選用，根據(jù)多年設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)，使用頻繁的設(shè)備如工程船用的起重絞車按[P]=3～4 MPa選取，對(duì)使用頻率不高的如拖纜機(jī)之類的設(shè)備按[P]=4～6 MPa選取。

6 根據(jù)螺母的耐磨性要求及許用工作比壓確定螺桿的導(dǎo)程S值

工作比壓：

式中，h為螺牙高度；由于排繩裝置不要求自鎖，導(dǎo)程要比GB/T5796.1-86標(biāo)準(zhǔn)值大得多，為提高根徑的穩(wěn)定性取h=0.25S；(GB/T5796.1-86標(biāo)準(zhǔn)值是h=0.5S)。

d2為螺紋中徑(mm)；

d2=d1+h= d1+0.25S+2(2為螺牙頂隙)；

Z為螺母螺牙得圈數(shù)，取Z=1/3圈。

當(dāng)取P=[P]時(shí)，將用上述數(shù)據(jù)代入(6)式，得到

得出0.0625π[P]S2+(0.25πd1+0.5π) [P]S-3Q=0 的方程。

S為未知數(shù)，求解關(guān)于S的1元2次方程：

利用一元二次方程解的公式：

另一根為負(fù)數(shù)，舍去。

當(dāng)[P]=4時(shí)，得到螺桿的導(dǎo)程設(shè)計(jì)計(jì)算公式：

根據(jù)計(jì)算值再進(jìn)行圓整。

7 螺母剪切強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度校核

排繩裝置使用的梯形螺桿傳動(dòng)，與一般的動(dòng)力傳動(dòng)在結(jié)構(gòu)上有較大的區(qū)別，螺母只有1/3牙，所以在螺旋副中，螺桿牙的強(qiáng)度有較大余量，無需計(jì)算。在一般情況下，當(dāng)耐磨性和穩(wěn)定性計(jì)算合格后，螺母的剪切和彎曲強(qiáng)度有足夠余量，只需校核計(jì)算。

在進(jìn)行螺母的強(qiáng)度校核之前，首先必須求出螺母牙底寬度b之值。b值的計(jì)算見圖2。

在△ABC中： AC=0.25S/2=0.125 S；∠BAC=15°；BC=AC×tan15°=0.0335S；b=0.5S+2BC=0.56698S，考慮側(cè)隙的減薄，取b=0.55S。

圖2 b值計(jì)算圖

剪切強(qiáng)度校核：

式(9)中，d為螺桿的外徑(mm)，d=d1+0.5S-2；對(duì)于青銅取[τ]=30 MPa。

彎曲強(qiáng)度校核：

對(duì)于青銅取[σ]b=40MPa。

8 排繩裝置傳動(dòng)部分的計(jì)算

式中，ds為鋼絲繩直徑(mm)；a為鋼絲繩的制造平均偏差。

根據(jù)GB/T 8918-1996的規(guī)定，金屬絲股芯鋼絲繩的允許偏差為0～6%，帶纖維股芯的

鋼絲繩允許偏差為 0～7%，取其平均值：a=0.035ds。

2）梯形螺桿的有效長度

式中，n為卷筒每層繞的圈數(shù)，由卷筒計(jì)算提供。

3）卷筒工作部分長度

9 排繩裝置的功率消耗計(jì)算

1）梯形螺紋的幾何尺寸計(jì)算

d1為螺桿底徑(由第四部分求得的結(jié)果，圓整而得)；

S為螺紋導(dǎo)程(由第六部分求得的結(jié)果，圓整而得)；

d2為螺紋中徑；d2=d1+0.25S

α為梯形螺紋的牙型角；α=30°；

f為鋼對(duì)青銅的摩擦系數(shù)；f=0.15；代入(15)得：

2）梯形螺桿的螺紋力矩

3）功率消耗

式中，nl為螺桿的轉(zhuǎn)速；η1為螺旋副的效率。

η2為鏈輪的傳動(dòng)效率，一級(jí)傳動(dòng)取η2=0.96，二級(jí)傳動(dòng)取 η2=0.962；

η3為螺桿兩支承的傳動(dòng)效率；滾動(dòng)軸承η3=0.98；

η4為導(dǎo)向輪支承與螺桿及導(dǎo)向軸之間的傳動(dòng)效率，η4=0.96。

[1] 中國機(jī)械工程學(xué)院.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M]. 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社, 2004.

[2] 紀(jì)名剛. 機(jī)械設(shè)計(jì)[M]. 北京: 高等教育出版社,1999.

[3] 劉鴻文. 材料力學(xué)[M]. 北京: 高等教育出版社,2000.

Design and Calculation of Rope Device of Marine Winch

PAN Liang-gao, BAI Xiang-hua
(Navy Representative Office of Aerospace Mechanical and Electrical System in Nanjing District, Nanjing 210006, China)

Based on practical situation of Marine winches in the ship, this article introduces the method of calculation and the process of the formulas of the main design calculation of marine winch rope device, which can be used for referencs as the designer of deck machinery.

helical pair; trapezoidal nut; calculation of pressure ratio; calculated ratio of pressure;critical load; stability; helical pitch

TB132

A

10.16443/j.cnki.31-1420.2015.02.014

潘良高（1965-），男，高級(jí)工程師；研究方向?yàn)榕灤瑱C(jī)電設(shè)備監(jiān)造及發(fā)展研究。