金 鋒，閆曉青

(長江三峽通航管理局，湖北 宜昌 443000)

三峽升船機是三峽水利樞紐永久通航設(shè)施之一，于2016年9月投入試通航。通航運行期間，運維單位對上下閘首工作門進行例行排干檢查時發(fā)現(xiàn)上下閘首臥倒門啟閉油缸支座螺栓均發(fā)生了不同程度的松動，且下閘首有2根斷裂。通過螺栓強度復(fù)核計算將原A2-70不銹鋼螺栓更換為10.9級高強螺栓，螺栓仍出現(xiàn)部分松動現(xiàn)象。為了弄清螺栓松動原因，并制定相應(yīng)維護修理對策，建立上下閘首臥倒門及其啟閉油缸幾何模型，計算分析了啟閉油缸支座連接螺栓的力學(xué)性能，并在實驗室對單個螺栓進行往復(fù)加載試驗[1-3]。根據(jù)計算與試驗情況，得出臥倒門啟閉油缸支座螺栓松動機理及影響因素；并結(jié)合螺栓不同松動情況，對閘首臥倒門安全運行性能進行評價；最后提出適用于三峽升船機閘首臥倒門啟閉油缸支座螺栓的預(yù)緊力檢測方法與螺栓松動后的處置對策，為閘首臥倒門維護修理提供科學(xué)依據(jù)。

1 數(shù)值計算模擬

1.1 幾何模型建立

三峽升船機上下閘首工作門是升船機正常通航時的上下游擋水設(shè)備，臥倒門通過底部的兩個支鉸與閘首工作門的U形門體結(jié)構(gòu)連接。上下閘首臥倒門均由液壓啟閉機操作，啟閉油缸活塞桿吊頭與臥倒門連接，油缸缸體通過軸承座支撐在工作門門體結(jié)構(gòu)上。升船機船廂與上閘首對接時，上游臥倒門與船廂門同時開啟，船廂水域上游航道連通，形成過船通道，上游臥倒門關(guān)閉時用于攔擋上游航道水，下游亦然，臥倒門啟閉機布置見圖1。

圖1 臥倒門啟閉機布置

上閘首臥倒門啟閉油缸支座采用10.9級M24高強螺栓，下閘首采用10.9級M20高強螺栓。通過分析，臥倒門有水關(guān)終時啟閉油缸輸出最大推力，有水開啟初始時輸出最大拉力。啟閉油缸輸出最大拉力工況，即臥倒門有水開啟初始時，油缸支座受豎直向上的拉力及指向臥倒門的水平推力，此工況下油缸支座螺栓群處于卸荷狀態(tài)；啟閉油缸輸出最大推力工況，即臥倒門有水關(guān)終時，油缸支座受豎直向下的推力及背向臥倒門的水平推力，此工況下油缸支座螺栓群不受繞B點翻轉(zhuǎn)的力矩作用，因此不做螺栓復(fù)核計算。臥倒門開關(guān)門時油缸支座受力見圖2，油缸支座螺栓群受力見圖3，油缸支座螺栓分布見圖4。

圖2 臥倒門開關(guān)時油缸支座受力

圖3 油缸支座螺栓群受力

上閘首臥倒門由2×1 500 kN液壓啟閉機操作，下閘首臥倒門由2×1 000 kN液壓啟閉機操作。由上下閘首臥倒門開啟過程中液壓啟閉機的系統(tǒng)壓力數(shù)據(jù)可知，臥倒門開啟瞬間，有桿腔的壓力為缸旁溢流閥的溢流壓力，即上閘首臥倒門啟閉油缸有桿腔壓力約為14 MPa，油缸內(nèi)徑380 mm，活塞桿直徑200 mm；下閘首臥倒門啟閉油缸有桿腔壓力約為12.5 MPa，下閘首臥倒門啟閉油缸內(nèi)徑300 mm，活塞桿直徑160 mm。

當(dāng)臥倒門兩側(cè)水位相同時，臥倒門開啟瞬間，繞支鉸點轉(zhuǎn)動，閘門僅受液壓缸拉力、自重和支鉸點力的作用，油缸拉力F的方向與水平夾角較大，使得豎直方向Fy的分力較大，對臥倒門啟閉油缸支座的螺栓受力影響較大。單個啟閉油缸支座上拉力F分解為水平方向Fx(背向臥倒門)與豎直方向Fy(豎直向下)，計算結(jié)果見表1。

表1 螺栓群受力及對應(yīng)力臂值

1.2 螺栓群受力分析

上下閘首臥倒門啟閉油缸支座均采用10.9級高強螺栓，其屈服強度為900 MPa，抗拉強度為1 000 MPa，油缸支座連接螺栓群承受的偏心彎矩M為：

M=Fxly+(Fy-G)lx

(1)

式中：M為螺栓群承受的偏心彎矩；Fx為開門時油缸拉力水平方向分力；Fy為開門時油缸拉力豎直方向分力；G為單只啟閉油缸重力；lx、ly為各應(yīng)力對應(yīng)的力臂，具體數(shù)值見表1。

根據(jù)受力分析，可判斷圖4中5#螺栓受力最大，螺栓拉力為：

(2)

式中：N5為5#螺栓承受的最大拉力；M為螺栓群承受的偏心彎矩；yi為螺栓群的慣性積。

對于10.9級的高強螺栓，上閘首M24螺栓有效截面積為352 mm2，下閘首M20螺栓有效截面積為245 mm2，螺栓的預(yù)緊力為：

P0=0.6σsA

(3)

式中：P0為螺栓預(yù)緊力；σs為螺栓屈服強度；A為螺栓有效截面積。

則5#螺栓最大拉應(yīng)力為：

(4)

計算得到上閘首5#螺栓最大拉應(yīng)力為σ=724 MPa，下閘首5#螺栓最大拉應(yīng)力為σ=686 MPa。對于10.9級高強度螺栓，其屈服強度σs=900 MPa、抗拉強度σb=1 000 MPa，螺栓最大拉應(yīng)力已接近屈服值，上閘首螺栓最大拉應(yīng)力已達到屈服強度的80.4%。因此初次使用10.9級高強螺栓并未被拉斷，但升船機閘首臥倒門頻繁啟閉運行，螺栓在交變應(yīng)力的作用下將發(fā)生自行松動直至失效，存在很大安全風(fēng)險。

1.3 螺栓疲勞強度數(shù)值模擬

以上閘首臥倒門啟閉油缸支座連接螺栓為例，分析可知螺栓最大受力為螺栓預(yù)緊力與啟閉油缸拉力的疊加工況，其最大應(yīng)力值σmax=724 MPa；螺栓最小受力為螺栓預(yù)緊力工況，其最小應(yīng)力σmin=540 MPa。在運行過程中，螺栓應(yīng)力在540～724 MPa呈現(xiàn)周期性變化，因此采用最小應(yīng)力保持不變的原則計算螺栓的疲勞強度[4-6]：

(5)

計算得na=0.375<[n](=1.2～2.0)，上閘首螺栓為10.9級M24的螺栓，計算安全系數(shù)小于允許安全系數(shù)，螺栓存在疲勞破壞風(fēng)險。根據(jù)以上分析可知，影響螺栓使用壽命的因素，除了螺栓本身制造、加工缺陷等，螺栓承受的油缸拉力和預(yù)緊力對其使用壽命影響也較大。預(yù)緊力即為螺栓承受的最小應(yīng)力；油缸拉力即為交變應(yīng)力，為螺栓最小應(yīng)力幅值的2倍。因此優(yōu)化油缸開門時拉力的大小，可有效提高螺栓的使用壽命。

1.3.1油缸安裝位置參數(shù)化

1.3.2螺栓預(yù)緊力參數(shù)化

1.3.3螺栓疲勞強度公式

1.3.4參數(shù)的邊界條件

查機械設(shè)計手冊可知，螺栓預(yù)緊力系數(shù)η∈[0.3，0.6]。開門瞬間啟閉油缸活塞桿與豎直方向的夾角與油缸的安裝位置有關(guān)，由圖1、2可知，閘首工作大門主梁腹板開有孔洞，便于啟閉油缸活塞桿伸出，而該孔的下游側(cè)設(shè)有通長布置的工字鋼。為不影響工字鋼的焊接強度，主梁腹板開孔的邊緣應(yīng)距工字鋼的邊緣100 mm以上，因此油缸布置位置受到限制，啟閉油缸活塞桿與豎直方向的夾角λ∈[8°，12.7°]。

由此，螺栓疲勞優(yōu)化分析轉(zhuǎn)變成參數(shù)λ、η在定義域內(nèi)求解na最大值的數(shù)學(xué)問題，即：

(6)

1.3.5求解分析

式(6)為非線性函數(shù)，要求得極值點，可采用直接求導(dǎo)法和等步迭代求解法。

偏導(dǎo)數(shù)求解較為復(fù)雜，因此采用等步迭代求解法。利用matlab工具，在實數(shù)域內(nèi)繪制該函數(shù)的圖形，可直觀分析該函數(shù)的特性，得到實數(shù)域范圍內(nèi)的函數(shù)曲線，見圖5。由圖5可知，該非線性函數(shù)為周期函數(shù)，在自定義區(qū)間內(nèi)有最大值，對函數(shù)施加自變量約束，可得到添加自變量約束范圍的函數(shù)曲線，見圖6。

圖5 實數(shù)域范圍內(nèi)的函數(shù)曲線

圖6 添加自變量約束范圍的函數(shù)曲線

由圖6可知，該函數(shù)在兩個參數(shù)定義域范圍內(nèi)呈現(xiàn)遞減趨勢，即函數(shù)隨參數(shù)λ的增大而減小、函數(shù)隨η的增大也減小，該函數(shù)在兩個參數(shù)定義域范圍內(nèi)的最大值為1.249 782，此時λ=8，η=0.6。

因此，啟閉油缸位置不移動、螺栓預(yù)緊力減小至0.6σsA時，螺栓的安全系數(shù)達到最大為1.25，勉強可達到設(shè)計規(guī)范要求。在升船機通航運行時，閘首臥倒門頻繁啟閉，啟閉油缸支座螺栓在往復(fù)交變應(yīng)力作用下，仍會出現(xiàn)螺栓疲勞導(dǎo)致的塑性變形及螺紋接觸面間相對滑移導(dǎo)致連接螺栓松動的情況。

2 單個螺栓加載試驗

以三峽升船機上閘首臥倒門啟閉油缸支座螺栓連接為例，制作上閘首啟閉油缸支座物理模型。試驗油缸一端與支座吊耳連接，另一端與固定試驗臺連接，試驗油缸與豎直方向夾角為8°，試驗臺與支座板件采用閘首工作門用Q345a級低合金鋼，連接螺栓選用10.9級M24高強螺栓。如圖4所示，支座物理模型通過1#～4#及5#兩側(cè)螺栓與試驗臺連接，螺栓桿長175 mm；5#中間螺栓安裝壓力傳感器，螺栓桿長225 mm。

2.1 螺栓不同預(yù)緊力工況加載試驗

采用扭矩扳手先對油缸支座5#中間安裝壓力傳感器螺栓施加預(yù)緊力P0=40 kN，再根據(jù)扭矩扳手扭矩值對其它螺栓按要求施加預(yù)緊力P0=40 kN，采用試驗液壓系統(tǒng)對油缸緩慢加載，加載至油缸拉力F=500 kN時停機。按照以上流程分別對螺栓施加預(yù)緊力P0=240 kN，并對油缸緩慢加載F=0～500 kN，得到支座連接螺栓不同預(yù)緊力工況下螺栓彈性階段最大位移，見圖7、表2。

表2 不同預(yù)緊力工況下螺栓彈性階段最大位移

圖7 不同預(yù)緊力工況下螺栓荷載與位移曲線

由圖7、表2可知，在螺栓不同預(yù)緊力工況下，對螺栓施加由小到大的拉力時，螺栓F-Δ曲線均呈現(xiàn)出兩個階段，即螺栓彈性階段F-Δ曲線的線性上升段與螺栓塑性階段F-Δ的滑移段。在螺栓彈性階段，螺栓預(yù)緊力為P0=40 kN時最大位移為0.09 mm，螺栓預(yù)緊力為P0=240 kN時最大位移為0.52 mm。可以看出，螺栓預(yù)緊力越大，螺栓彈性階段線性上升長度越長，螺栓的承載能力越高。

2.2 螺栓往復(fù)加載試驗

根據(jù)三峽升船機轎廂運行次數(shù)及閘首臥倒門啟閉次數(shù)，模擬臥倒門啟閉油缸支座螺栓在交變應(yīng)力作用下的疲勞損傷，進而繪制P-N曲線分析螺栓使用性能，得到該預(yù)緊力工況下螺栓的使用壽命[7-8]。按照上述辦法對啟閉油缸支座螺栓施加P=240 kN預(yù)緊力，采用試驗油缸在閘首臥倒門額定啟閉荷載F=500 kN作用下，模擬臥倒門開關(guān)5 000次，得到5#螺栓P-N曲線，見圖8。將隨往復(fù)加載次數(shù)增加5#螺栓預(yù)緊力的上幅值繪制成趨勢線Ⅰ，將下幅值繪制成趨勢線Ⅱ?？梢钥闯?，趨勢線Ⅰ在循環(huán)加載0～500次左右時急劇下降，隨著循環(huán)加載次數(shù)增加趨于平緩呈現(xiàn)水平線；趨勢線Ⅱ在循環(huán)加載0～500次左右時也呈現(xiàn)急劇下降，隨著循環(huán)加載次數(shù)增加呈現(xiàn)線性下降趨勢。螺栓安裝初始階段，循環(huán)加載初期時螺栓彈性階段預(yù)緊力急劇下降，并且螺栓螺紋副間產(chǎn)生相對微滑移，由于承受拉力與壓力的交變荷載，螺栓螺紋副間產(chǎn)生相對微滑移也產(chǎn)生交替變化閾值ΔP；隨著循環(huán)加載次數(shù)增加，螺紋副間產(chǎn)生的相對微滑移量不斷疊加，螺栓預(yù)緊力閾值ΔP也不斷增加，螺栓的松動不斷加劇。

圖8 240 kN預(yù)緊力工況下螺栓P-N曲線

3 結(jié)論

1)受三峽升船機閘首臥倒門啟閉油缸安裝空間影響，啟閉油缸支座螺栓在進行緊固時，未達到JBT 5000.10規(guī)定預(yù)緊力，因而連接螺栓易發(fā)生塑性變形；同時，閘首臥倒門在交變荷載作用下頻繁啟閉，螺紋副間產(chǎn)生相對微滑動，兩者疊加共同造成螺栓松動。螺栓在超實際預(yù)緊力且接近屈服極限的脈動循環(huán)荷載作用下，產(chǎn)生低周疲勞失效，隨著閘首臥倒門運行次數(shù)增加，螺栓松動加劇，進而發(fā)生斷裂。

2)結(jié)合三峽升船機現(xiàn)場運維實際，定制了適應(yīng)狹小空間作業(yè)液壓扭矩扳手，采用液壓扭矩扳手按照JBT 5000.10規(guī)定預(yù)緊力進行螺栓預(yù)緊。運維單位每隔3～5個月對閘首臥倒門啟閉油缸支座螺栓的緊固情況進行檢查，采用超聲波檢測方法對螺栓預(yù)緊力進行檢測，若螺栓預(yù)緊力下降值小于初始預(yù)緊力的20%，則通過重新緊固方式進行處理；若螺栓預(yù)緊力降低值大于20%，則對螺栓進行整體換新。