艙口蓋滾輪騰空對艙口蓋中間鉸鏈和主鉸鏈的影響

辛黎明，王 帥，郭 瑞

（上海華潤大東船務(wù)工程有限公司，上海 202155）

艙口蓋滾輪騰空對艙口蓋中間鉸鏈和主鉸鏈的影響

辛黎明，王 帥，郭 瑞

（上海華潤大東船務(wù)工程有限公司，上海 202155）

文章就某船液壓油缸驅(qū)動折疊式艙口蓋滾輪騰空的現(xiàn)象，討論了其產(chǎn)生的原因，對艙口蓋鉸鏈和開艙液壓油缸進(jìn)行了力學(xué)計算，并對計算值作了一定的分析。

艙口蓋；滾輪；騰空；液壓油缸

0 引言

某貨船的折疊式艙口蓋[1]左前滾輪在開艙過程中發(fā)生了騰空現(xiàn)象，開啟過程中鉸鏈有響聲出現(xiàn)，進(jìn)一步檢查發(fā)現(xiàn)該輪在打開艙口蓋過程中，主鉸鏈與鉸鏈座的連接板伸長量不同，左側(cè)的主鉸鏈處連接板的孔呈橢圓形。

1 機(jī)構(gòu)的組成及結(jié)構(gòu)特點

該開艙機(jī)構(gòu)由下列零部件組成：后艙口蓋、前艙口蓋、中間鉸鏈、滾輪、主鉸鏈、連接板、開艙油缸、艙口蓋軌道等組成，如圖1中的實線所示。

圖1 艙口蓋示意圖

其結(jié)構(gòu)特點有：

1）前、后艙口蓋之間采用鉸鏈連接，前、后鉸鏈座分別與艙口蓋焊接而連接成一體，并通過鋼制銷軸和銅軸承的間隙配合進(jìn)行連接；

2）后艙口蓋通過中間連接板與船體甲板連接。它們的連接鉸鏈同樣是銷軸與鉸鏈孔。開艙油缸與后艙口蓋為鉸鏈連接，油缸的活塞桿連接頭和缸體的鉸鏈座均采用調(diào)心滾子軸承；

3）滾輪在前艙口蓋的前端左右兩側(cè)各一個，用于支撐艙口蓋的重量，并通過滾輪使得艙口蓋沿著軌道行走。

2 運動狀態(tài)分析

2.1 開艙系統(tǒng)及其運動分析

該系統(tǒng)的機(jī)構(gòu)運動簡圖如圖1實線可知，艙口蓋在開艙油缸活塞桿的作用下，將后艙口蓋頂起，使之繞連接板處的主鉸鏈轉(zhuǎn)動，同時通過中間鉸鏈帶動前艙口蓋一邊繞中間鉸鏈轉(zhuǎn)動，一邊拖著滾輪沿著軌道滾動，當(dāng)開艙油缸達(dá)到最大工作行程時，后艙口蓋呈豎直狀態(tài)，在中間鉸鏈的帶動下，前艙口蓋也近似達(dá)到豎直狀態(tài)，而且其前端的滾輪始終支撐在軌道上。

2.2 異常狀態(tài)時的運動狀態(tài)分析

當(dāng)艙口蓋一側(cè)的連接板孔距因異常磨損而發(fā)生變化后，艙口蓋將發(fā)生扭轉(zhuǎn)，如圖1虛線所示，此時左側(cè)的開艙油缸頂出距離因連接板孔距變化而比右側(cè)的多ΔL，這就造成后艙口蓋左側(cè)高于右側(cè)，由于左連接板伸長了ΔL，根據(jù)線性比例關(guān)系，左側(cè)的艙口蓋邊緣將比右側(cè)的高，又由于中間鉸鏈的間隙較小，所以使得后和前艙口蓋同樣出現(xiàn)左側(cè)的艙口蓋邊緣將比右側(cè)的高，整個艙口蓋發(fā)生了向右側(cè)傾斜，最后引起了左滾輪騰空現(xiàn)象，造成了前艙口蓋受力的不均勻。該艙口蓋組在滾輪騰空時為7點受力狀態(tài)，即后艙口蓋左和右主鉸鏈處的拉力、后艙口蓋左和右開艙油缸處的頂升力、右側(cè)前艙口蓋滾輪的支撐力，以及后和前艙口蓋的重量。根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作原理、特點和帕斯卡原理，“在密閉容器內(nèi)，施加于靜止液體上的壓力將以等值同時傳遞到液壓內(nèi)各點”。即系統(tǒng)內(nèi)的液壓壓力處處相等[2]，當(dāng)左右兩側(cè)的液壓油缸結(jié)構(gòu)完全一致時，油缸的推力相同。由于前艙口蓋的力分布不均勻，使得中間鉸鏈和主鉸鏈的受力出現(xiàn)不等。

3 受力計算

假設(shè)：1）前、后艙口蓋的結(jié)構(gòu)尺寸相同，重量也相同，均為2W；2）艙口蓋開啟一定角度后在水平方向上的投影長度也一致，為2L1；3）僅考慮液壓油缸垂直向上的推力；4）前、后艙口蓋在開啟過程中的轉(zhuǎn)動角度相同。

現(xiàn)對開艙時液壓油缸的頂升力、主鉸鏈所受的拉力、中間鉸鏈的相互作用力、滾輪的支撐力和艙口蓋重量作為受到的力進(jìn)行分析計算。

3.1 正常狀態(tài)下艙口蓋的受力情況

根據(jù)結(jié)構(gòu)分析可知，艙口蓋的左右為對稱結(jié)構(gòu)，故左右單側(cè)的前、后艙口蓋、滾輪、頂升油缸和主鉸鏈的受力狀態(tài)簡化如圖2所示。

圖2 艙口蓋受力示意圖

根據(jù)結(jié)構(gòu)力學(xué)[3]對于鉸接而成的構(gòu)件組分析計算，其平衡條件可得：

1）對前艙口蓋

解得：RA=W/2，R1=W/2

2）對于后艙口蓋

式中：RA為A點處滾輪的支反力；2W為前艙口蓋或后艙口蓋的重量；R1為D點處后艙口蓋對前艙口蓋的支反力；R2為D點處前艙口蓋對后艙口蓋的支反力；T0為C點處開艙油缸的頂升力；P0為B點處主鉸鏈所受的拉力。

3.2 連接板孔距變化引起的艙口蓋受力情況

當(dāng)艙口蓋主鉸鏈的連接板孔距變大后，造成了左前滾輪的騰空，前、后艙口蓋在開艙時的滾動軌跡發(fā)生變化，而且其各個連接部位的受力狀態(tài)將隨之改變。

1）前艙口蓋受力示意分析：因后、前艙口蓋的重量均為2W，則根據(jù)結(jié)構(gòu)分析，前艙口蓋、滾輪和中間鉸鏈的受力狀況如下圖3中的實線所示（此處僅對前艙口蓋），并建立以右前滾輪為基點的直角坐標(biāo)系。

圖3 前艙口蓋受力示意圖

根據(jù)結(jié)構(gòu)力學(xué)[3]的平衡條件可得：

對于前艙口蓋：

式中：RZ為前艙口蓋滾輪處的支反力；2W為前艙口蓋或后艙口蓋的重量；R3為右側(cè)中間鉸鏈處后艙口蓋對前艙口蓋的支反力；R4為左側(cè)中間鉸鏈處后艙口蓋對前艙口蓋的支反力；B1為右側(cè)艙口蓋邊緣至中間鉸鏈的距離；B2為兩個中間鉸鏈之間的距離；

2）后艙口蓋受力示意分析：因前后艙口蓋的重量仍均為2W，則根據(jù)結(jié)構(gòu)分析，中間鉸鏈，后艙口蓋，頂升油缸和主鉸鏈的受力如下圖4實線所示。

圖4 后艙口蓋受力示意圖

并建立以后艙口蓋的右前點為基點的直角坐標(biāo)系。根據(jù)結(jié)構(gòu)力學(xué)[3]的平衡條件可得：

式中：T為C點處開艙油缸的頂升力；P1為右側(cè)主鉸鏈所受的拉力；P2為左側(cè)主鉸鏈所受的拉力；R5為右側(cè)中間鉸鏈處前艙口蓋對后艙口蓋的支反力，其值等于R3，方向向上；R6為左側(cè)中間鉸鏈處前艙口蓋對后艙口蓋的支反力，其值等于R4，方向向下；C1為右側(cè)艙口蓋邊緣至主鉸鏈的距離；C2為兩個主鉸鏈之間的距離。

4 受力分析

從艙口蓋的結(jié)構(gòu)可知，兩個中間鉸鏈間的距離B2大于右側(cè)艙口蓋邊緣至中間鉸鏈的距離 B1，且B2與兩個頂升油缸之間的距離C2相近，而B1與右側(cè)艙口蓋邊緣至主鉸鏈的距離 C1也相近。所以認(rèn)為：C1≈B1，C2≈B2。

1）主鉸鏈處的拉力P1和P2均可簡化為：

在正常狀態(tài)下，主鉸鏈所受到的拉力為：

因而，上式的P1和P2可寫成：

2）中間鉸鏈處的力R5和R6可與理想狀態(tài)下的力R2在數(shù)值變化為：

所以，當(dāng)本文所討論的開艙機(jī)構(gòu)的左側(cè)主鉸鏈的連接板因孔中心距變大而引起整個艙口蓋發(fā)生側(cè)傾，并進(jìn)而導(dǎo)致了主鉸鏈和中間鉸鏈等處的受力狀態(tài)發(fā)生了變化，其變化如下：

5 實例分析

某輪的艙口蓋尺寸為：前、后艙口蓋長度：5238mm，總寬度18300mm，C1=3600；C2=11100，B1=C1，B2=C2，后艙口蓋邊到頂升油缸中心的距離為 400mm，頂升油缸中心到主鉸鏈的距離為800mm。設(shè)某一時刻艙口蓋的開啟角度為θ°。

1）對于主鉸鏈

（1）理想狀態(tài)下主鉸鏈的受力為：

（2）艙口蓋發(fā)生騰空后力的變化值為：

（3）左側(cè)主鉸鏈所受的力變化百分比為：

對于中間鉸鏈：

（1）理想狀態(tài)下主鉸鏈的受力為：R1=R2=0.5W

（2）艙口蓋發(fā)生騰空后受力的變化值為：

Influence of Rolling Wheel Empty out on Intermediate Hinge and Main Hinge

Xin Li-ming,Wang Shuai,Guo Rui

(Shanghai Huarun Dadong Dockyard Co.,Ltd.,Shanghai 202155,China)

Based on the rolling wheel emptying out of the hatch cover of hydraulic driven folding type,the paper discusses the cause and makes the mechanical calculation for the hatch cover hinge and the hydraulic cylinder.The analysis is made for the calculation result.

hatch cover; rolling wheel; empty out; hydraulic cylinder

U661.4

A

10.14141/j.31-1981.2015.06.013

辛黎明（1965-），男，高級工程師，研究方向：船舶輪機(jī)修理。