船用絞車排繩裝置的設計計算方法

潘良高，柏祥華

（海軍駐南京地區航天機電系統軍事代表室，江蘇 南京 210006）

船用絞車排繩裝置的設計計算方法

潘良高，柏祥華

（海軍駐南京地區航天機電系統軍事代表室，江蘇 南京 210006）

結合船用絞車在船上的實際應用情況，介紹了船用絞車使用的排繩裝置設計計算方法及主要計算公式的推導過程，以供甲板機械設計人員參考。

螺旋副；梯形螺母；計算比壓；臨界載荷；穩定性；導程

0 引言

排繩裝置包括滑動螺旋副、導向桿、鏈輪傳動機構支承座四部分組成；在作螺旋副強度計算時按卷筒負載進行疲勞計算，對于支持負載只需要對螺桿和導向螺桿彎曲強度作靜強度計算，與螺旋副強度計算無關。本文只討論受力最復雜的梯形滑動螺旋副的設計計算方法、公式的推導過程及傳動部分的設計計算。由于梯形螺桿的彎曲強度與船上的布置、導向桿的數量、導向桿與梯形螺桿的相對位置有關，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為螺桿的側向力，N；Q=Q1+Q2；Q1=F×sinθ，N；Q2=2×F×sin(a/2)×f，N；Q1為鋼絲繩產生的側向力；Q2為鋼絲繩對導向輪正壓力產生的摩擦阻力；θ為鋼絲繩在卷筒側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，鋼－青銅，潤滑不良取f=0.15。

圖1 總體受力圖

2 螺桿端部結構的選擇

由于梯形螺桿兩端支承的距離遠大于卷筒長度，而梯形螺桿根園直徑較小，所以螺桿的穩定性計算是首先考慮的因素。穩定性計算值與螺桿的固定方式關系極大。目前的設計一般都是一端固定一端自由的形式；從螺桿的穩定性計算公式(參閱機械設計手冊第 5篇第2章)可看出：長度系數μ越大，其許用的臨界載荷越小，據統計，一般都是采用一端固定一端自由的結構，因此其μ值取最大值2，其他結構形式的μ值都小于2，所以本計算按μ=2，是合理和偏于安全的。

3 μLCi螺桿端部結構的選擇

4 根據穩定性要求,計算螺桿的根徑d1值

1）安全系數的確定：按設計手冊 P15-9，FC/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，與標準梯形螺紋相比，強度削弱要大，加之螺牙高度只有標準螺紋的1/2，其加強部分比標準螺紋要小，所以其安全系數應取大一些，現取安全系數為4.5，即計算載荷取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算比壓，可用控制工作壓強的方法來保證其耐磨性，為此許用比壓的設定至關重要，其具體取值分析比較如下：

1）《機械設計手冊》的推薦值

表1是《機械設計手冊》推薦的經驗和試驗數據。

表1 滑動螺旋副材料的許用壓強

2）南京中船南京中船綠洲的設計及使用情況

南京中船綠洲公司有著豐富的設計和使用經驗，現以使用最頻繁、工作條件最惡劣的工程船起重絞車為例，進行分析：

確定其滑動速度范圍：

假設卷筒直徑450mm；起升速度45m/min；

卷筒轉速Nj=31.8r/min；

鏈輪傳動比：i=2.5；

梯形螺桿轉速NT= nj/i=12.73r/min；

假設梯形螺桿直徑為200mm；

滑動速度 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4條93m打樁船吊錘絞車的幾年來的實際使用情況就不盡相同了，現介紹如下：

設計滑動速度 v=2.3m/min，螺桿材料－鋼；螺母材料－青銅，“機械設計手冊”推薦許用比壓為11～18 MPa，計算書的實際計算比壓為3.75 MPa，根據對船上的調查，基本上每隔3～4個月要更換一個活令，比預期壽命要短得多，分析其原因之一。首先是按裝活令時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，會使工作比壓提高。另一方面，活令經手工修挫后齒型角不能保證，特別是為了保證活令的轉向方便，活令的兩端修挫較大，實際上使螺母的工作圈數遠小于1/3圈，加之連續工作造成潤滑不良。鑒于上述情況，許用比壓不能按表 1的理想狀態去選用，根據多年設計的經驗，使用頻繁的設備如工程船用的起重絞車按[P]=3～4 MPa選取，對使用頻率不高的如拖纜機之類的設備按[P]=4～6 MPa選取。

6 根據螺母的耐磨性要求及許用工作比壓確定螺桿的導程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，導程要比GB/T5796.1-86標準值大得多，為提高根徑的穩定性取h=0.25S；(GB/T5796.1-86標準值是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，取Z=1/3圈。

當取P=[P]時，將用上述數據代入(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，求解關于S的1元2次方程：

利用一元二次方程解的公式：

另一根為負數，舍去。

當[P]=4時，得到螺桿的導程設計計算公式：

根據計算值再進行圓整。

7 螺母剪切強度和彎曲強度校核

排繩裝置使用的梯形螺桿傳動，與一般的動力傳動在結構上有較大的區別，螺母只有1/3牙，所以在螺旋副中，螺桿牙的強度有較大余量，無需計算。在一般情況下，當耐磨性和穩定性計算合格后，螺母的剪切和彎曲強度有足夠余量，只需校核計算。

在進行螺母的強度校核之前，首先必須求出螺母牙底寬度b之值。b值的計算見圖2。

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

圖2 b值計算圖

剪切強度校核：

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

彎曲強度校核：

對于青銅取[σ]b=40MPa。

8 排繩裝置傳動部分的計算

式中，ds為鋼絲繩直徑(mm)；a為鋼絲繩的制造平均偏差。

根據GB/T 8918-1996的規定，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，由卷筒計算提供。

3）卷筒工作部分長度

9 排繩裝置的功率消耗計算

1）梯形螺紋的幾何尺寸計算

d1為螺桿底徑(由第四部分求得的結果，圓整而得)；

S為螺紋導程(由第六部分求得的結果，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為鋼對青銅的摩擦系數；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為螺桿的轉速；η1為螺旋副的效率。

η2為鏈輪的傳動效率，一級傳動取η2=0.96，二級傳動取 η2=0.962；

η3為螺桿兩支承的傳動效率；滾動軸承η3=0.98；

η4為導向輪支承與螺桿及導向軸之間的傳動效率，η4=0.96。

[1] 中國機械工程學院.機械設計手冊[M]. 北京: 機械工業出版社, 2004.

[2] 紀名剛. 機械設計[M]. 北京: 高等教育出版社,1999.

[3] 劉鴻文. 材料力學[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，高級工程師；研究方向為艦船機電設備監造及發展研究。