CN115730487B - 一种下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元计算方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元计算方法，包括：建立卷筒组结构系统的整体有限元模型；确定卷筒结构‑卷筒轴‑制动盘的边界条件和连接条件；根据升船机运行特征，确定载荷工况及相应的计算性能参数、钢丝绳载荷；在所述整体有限元模型上施加卷筒结构‑卷筒轴‑制动盘的边界条件和连接条件，并根据载荷工况，在所述整体有限元模型上施加对应的钢丝绳载荷，采用有限元方法对所述整体有限元模型进行计算，根据有限元计算结果，校核卷筒组结构系统的强度和刚度。本发明可准确地反映卷筒结构的强度和刚度，以确定各部件的合理板厚，有效控制卷筒结构自重，降低卷筒组结构的制造和安装难度，提高升船机的安全性能。

Description

一种下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元 计算方法

技术领域

本发明涉及水利水电工程领域，具体是一种下水式升船机主提升机大型卷筒强度和刚度的计算方法。

背景技术

升船机作为一种内河通航设施，具有提升高度大、过船时间短、基本不耗水、运行费用较低的优点。自20世纪90年代以来，随着我国水电建设事业的迅速发展，特别是对西部河流大规模的梯级开发，升船机在我国的水电工程上得到了越来越广泛的应用，升船机的设计和研究工作也愈显重要。

钢丝绳卷扬式垂直升船机在我国的发展已比较成熟，它是以主提升机作为承船厢驱动设备，驱使承船厢沿塔柱升降运行，主要有全平衡式垂直升船机和下水式垂直升船机两种类型，其中下水式升船机能更好地解决机组调峰时引起的下游航道水位变幅大、变率快的问题，在水利水电通航建筑物中得到越来越广泛的应用。对于下水式升船机，主提升机卷筒为关键设备，其安全可靠性对于保障升船机正常运行至关重要。相较于一般起重机机构上应用的卷筒，下水式升船机主提升机上的卷筒具有如下特点：①卷筒设备规模较大，目前国内最大主提升机卷筒名义直径达到4.6m；②卷筒通过其上缠绕的提升钢丝绳和转矩平衡绳与承船厢与平衡重系统形成复杂的整体系统，钢丝绳数量较多，且荷载大；③卷筒组由筒体结构、制动盘和卷筒轴等零件组成，筒体为壳体、板梁和轮毂块体组合结构组成，筒体轮毂与卷筒轴的机械配合轴段以及卷筒轴与轴承的机械轴段为接触连接面，边界条件和子结构连接条件较为复杂；④卷筒上均装设制动盘，为了保证装设在制动盘上安全制动器的良好受力条件和制动可靠性，对制动盘的轴向变形有较高的要求；⑤卷筒筒体采用厚钢板卷制后，采用纵向焊缝和环向焊缝焊接而成，相较于水利水电工程其他金属结构与设备，主提升机卷筒运转频繁，且船厢在空中和水中交替运行导致卷筒上的荷载变化较大，由载荷的变化和筒体的旋转产生交变应力，疲劳问题不可忽视。为避免升船机断航导致的巨大经济损失，要求设备可靠性高。为了保证其安全可靠的工作性能，规范及相关技术文件对卷筒结构的静力强度、刚度和疲劳强度均有较高要求。

卷筒结构设计计算常用的方法为解析算法，该方法无法考虑卷筒结构、卷筒轴、制动盘等部件之间的相互影响作用，计算结果偏于保守，导致各部件的板厚和自重偏大，设计冗余度过高，不仅欠缺经济合理性和技术先进性，还容易带来卷筒组结构的制造和安装难度等问题。虽有部分学者采用有限元法对升船机卷筒进行过分析，但模型仅限于卷筒结构，将卷筒与轴的连接部位作为固结部位处理，人为加大了卷筒的支承刚度，所得出的结果偏于不安全。由于未考虑与其他部件的共同作用，钢丝绳荷载和边界条件均过分简化，无法精确地反映卷筒结构的强度和刚度，亦无法计算制动盘变形。同时对于卷筒结构的疲劳强度评估问题，虽有部分学者做过一些卷筒结构的疲劳强度分析，但仅限于筒体与轮辐结构突变引起的应力集中对疲劳强度的影响，且因采用解析法，模型过于简化，均没有涉及卷筒结构焊缝的疲劳强度研究。

综上所述，有必要在有限元的框架下，针对下水式钢丝绳卷扬式升船机运行工况和结构特点，结合已建工程卷筒组性能参数现场测量数据，提出下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度有限元计算的综合计算方法和技术。

发明内容

本发明针对下水式升船机的运行工况以及卷筒组结构与载荷特点以及目前普通卷筒结构强度和刚度计算方法的不足，提供一种下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元计算方法。

一种下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元计算方法，包括如下步骤：

根据下水式升船机主提升机卷筒组各部件的连接特征，建立卷筒组结构系统的整体有限元模型；

根据卷筒组设备结构和装配的特点，采用综合考虑结构特征与力学原理并结合现场实测数据的方式，确定卷筒结构-卷筒轴-制动盘的边界条件和连接条件；

根据升船机运行特征，确定载荷工况及相应的计算性能参数、钢丝绳载荷；

在所述整体有限元模型上施加卷筒结构-卷筒轴-制动盘的边界条件和连接条件，并根据载荷工况，在所述整体有限元模型上施加对应的钢丝绳载荷，采用有限元方法对所述整体有限元模型进行计算，根据有限元计算结果，校核卷筒组结构系统的强度和刚度。

进一步的，所述卷筒组结构系统的整体有限元模型是将卷筒结构-卷筒轴和制动盘作为一个有机整体考虑，建立卷筒组结构系统的整体有限元模型，有限元模型包含下水式升船机主提升机卷筒组中的卷筒结构、卷筒轴、制动盘、花键套和剪力销，其中筒体由带绳槽的壳体、板梁和轮毂块体结构组合而成，制动盘为圆环形薄壁结构，卷筒轴为阶梯型圆柱实体结构，花键套和剪力销均为连接件，所有部件都采用三维实体进行模拟，网格采用六面体网格。

进一步的，所述卷筒结构-卷筒轴-制动盘的边界条件和连接条件是根据卷筒组设备结构和装配的特点，采用综合考虑结构特征与力学原理并结合现场实测数据的方式，确定如下：

①边界条件：定义靠近制动盘侧的轴端与轴承中面的交截面的下半部分周线为固定约束周线，规定固定约束周线X、Y、Z三向位移为零，其中下半部分周线包括下半圆周和水平中线；定义靠近减速器侧的轴端与轴承中面的交截面的下半部分周线为接触约束周线，规定接触约束周线X、Z三向位移为零，其中下半部分周线包括下半圆周和水平轴线；

②卷筒与卷筒轴连接条件：靠近制动盘侧的卷筒轮毂内孔与对应轴段的配合圆柱表面为把绑定连接，该配合圆柱面满足筒体轮毂和配合轴段位移连续条件；靠近减速器侧的卷筒轮毂内孔与对应轴段的配合圆柱表面为接触连接，该配合圆柱面可发生相对位移；

③卷筒与制动盘的连接条件为绑定连接。

进一步的，所述载荷工况及相应的计算性能参数与下水式钢丝绳卷扬式升船机运行特点相符合：①正常升降工况LC1下卷筒组静强度、卷筒轴挠度、制动盘轴向弹性位移分布计算：船厢正常升降且考虑最大允许误载水深，船厢处于最高位置；②正常升降工况LC1和LC2下卷筒焊缝疲劳强度计算：船厢正常升降且考虑最大允许误载水深，船厢处于最高位置和最低位置，分别计算卷筒应力分布，并确定一个工作循环应力最大变化范围发生的部位和最大应力变化范围值；③事故工况LC3卷筒组静强度计算：船厢对接时水体充满船厢，船厢在空气中处于最高位置，计算卷筒组各部件最大应力。

进一步的，所述钢丝绳载荷的大小和位置根据钢丝绳的缠绕方式和具体工况下的受载情况确定，并细分为工作圈、安全圈和出绳圈荷载，工作圈和安全圈在卷筒上整圈分布，出绳圈在卷筒上半圈分布，采用欧拉公式计算钢丝绳载荷，工作圈上的面荷载按照式(1)计算，第n个安全圈上的面荷载按照式(2)计算，出绳圈上的面荷载按照式(3)计算：

q_θ＝q_we^-2nπμ (2)

式中，T_w为单根提升绳或转矩平衡绳的张力；R_d为卷筒名义半径，b_r为单根钢丝绳承载宽度，μ为卷筒安全圈钢丝绳与卷筒绳槽之间的摩擦系数。

进一步的，采用最大应力幅法计算卷筒结构焊缝疲劳强度，具体计算方法为：通过船厢在最高位置和最低位置两个典型位置卷筒应力的计算，确定卷筒结构焊缝的应力最大变化范围△σ及其发生部位；根据欧洲3规范按公式(4)计算卷筒结构焊缝的疲劳强度容许值：

式中，△σ_c为焊缝部位的疲劳抗力值；γ_Mf为安全系数；N为升船机整个服役期间卷筒的设计转动总次数；m为疲劳抗力曲线梯度，当N<5×10⁶时，m＝3；当N>5×10⁶时，m＝5；

根据焊缝疲劳强度校核条件△σ≤△σ_Rd校核卷筒的疲劳强度。

本发明采用卷筒组结构系统的整体有限元模型，真实地反映了卷筒各部件的共同作用，并根据卷筒组设备结构和装配特点，确定部件之间的连接条件，并基于力学原理和现场实测数据的反复验证，得到卷筒轴端部的边界条件，并根据下水式升船机的运行特点和升船机运行对主提升机卷筒组的安全性及可靠性要求，选取升船机一次正常升降工况循环中船厢位于最高位LC1和船厢位于最低位LC2及对接水满厢事故工况LC3，充分考虑钢丝绳实际作用情况，采用欧拉公式精确地确定钢丝绳在卷筒上的载荷分布，并采用有限元方法计算所得的卷筒结构应力、卷筒轴挠度和制动盘变形具有较高的精度，能确定各部件的合理板厚，有效控制卷筒结构自重，降低卷筒组结构的制造和安装难度；同时基于欧洲3规范方法，对卷筒结构焊缝的疲劳强度进行评估，提高升船机的安全性能。

附图说明

图1是主提升机卷筒组结构三维模型；

图2是主提升机卷筒组结构有限元模型；

图3是船厢最高位时钢丝绳缠绕示意图；

图4是船厢最低位时钢丝绳缠绕示意图；

图5是钢丝绳在卷筒体上工作圈、安全圈的面载荷分布图；

图6是钢丝绳在卷筒体上出绳圈的面载荷分布图；

图7是主提升机卷筒组结构的约束和加载示意图；

图8是卷筒筒体结构现场应力应变测试布点方案图；

图9是卷筒轴现场挠度测试布点方案图；

图10是制动盘现场轴向变形测试布点方案图；

图中附图标记分述如下：1—制动盘，2—卷筒轴，3—剪力销，4—卷筒筒体，5—花键套。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施方式，进一步阐明本发明。应理解下述具体实施方式仅用于说明本发明而不用于限制本发明的范围。

本发明实施例提出一种下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元计算方法，包括如下步骤：

根据下水式升船机主提升机卷筒组各部件的连接特征，将卷筒结构-卷筒轴和制动盘作为一个有机整体考虑，建立卷筒组结构系统的整体有限元模型，有限元模型包含了下水式升船机主提升机卷筒组中的卷筒结构、卷筒轴、制动盘、花键套和剪力销等零部件，其中筒体由带绳槽的壳体、板梁和轮毂块体结构组合而成，制动盘为圆环形薄壁结构，卷筒轴为阶梯型圆柱实体结构，花键套和剪力销均为连接件，所有部件都采用三维实体进行模拟，网格采用六面体网格。

在该整体有限元模型中分析卷筒组静强度和疲劳强度，能有效避免轮毂处不合理的约束假定，并综合考虑了卷筒结构、卷筒轴和制动盘的相互作用，是计算制动盘变形、提高计算结果精确性、确定各部件合理板厚和有效控制卷筒结构自重的基础。

根据卷筒组设备结构和装配的特点，综合考虑结构特征与力学原理并结合现场实测数据的方式，对卷筒结构-卷筒-制动盘有限元计算模型的边界条件和连接条件作了如下处理：

①靠近制动盘侧的轴端轴段与滚动轴承内孔为过盈配合以避免卷筒轴向位移影响制动盘与制动器间隙；靠近减速器侧的轴端轴段与滚动轴承内孔为过渡配合以便允许卷筒轴在温变条件下的自由伸长；同时考虑到设计所采用的球面滚动轴承结构允许轴端偏转，因此边界条件确定如下：靠近制动盘侧的轴端与轴承中面的交截面的下半部分的周线(包括下半圆周和水平中线)为固定约束周线，规定固定约束周线X、Y、Z三向位移为零；定义靠近减速器侧的轴端与轴承中面的交截面的下半部分的周线(包括下半圆周和水平轴线)为接触约束周线，规定接触约束周线X、Z三向位移为零。

②卷筒与卷筒轴连接条件：靠近制动盘侧的卷筒轮毂内孔与对应轴段的配合圆柱表面为把绑定连接，该配合圆柱面满足筒体轮毂和配合轴段位移连续条件；靠近减速器侧的卷筒轮毂内孔与对应轴段的配合圆柱表面为接触连接，该配合圆柱面可发生相对位移。

③卷筒与制动盘的连接条件为绑定连接。

根据下水式全平衡钢丝绳卷扬式垂直升船机的运行特点和升船机运行对主提升机卷筒组的安全性及可靠性要求，提出了载荷工况及相应的计算性能参数如下：

①正常升降工况LC1下卷筒组静强度、卷筒轴挠度、制动盘轴向弹性位移分布计算：船厢正常升降且考虑最大允许误载水深，船厢处于最高位置(空气中)，正常工况静强度和挠度遵循《升船机设计规范》(GB50017-2016)相关规定，制动盘相对于未变形状态的最大轴向位移应满足安全制动器与制动盘间隙的容许偏差范围；

②正常升降工况LC1和LC2下卷筒焊缝疲劳强度计算：船厢正常升降且考虑最大允许误载水深，船厢处于最高位置(空气中)和最低位置(水中)，分别计算卷筒应力分布，并确定一个工作循环应力最大变化范围发生的部位和最大应力变化范围值；

③事故工况LC3卷筒组静强度计算：船厢对接时水体充满船厢，船厢在空气中处于最高位置，计算卷筒组各部件最大应力，事故工况静强度遵循《升船机设计规范》(GB50017-2016)相关规定。

钢丝绳载荷的大小和位置根据钢丝绳的缠绕方式和具体工况下的受载情况确定。对于下水式升船机主提升机卷筒，船厢在最高位时，船厢在空中，单根提升绳的张力按照式(1)确定，单根平衡绳的张力按式(2)确定；船厢在最低位时，船厢在水中，需考虑浮力的影响，单根提升绳的张力按照式(3)确定，而此时转矩平衡重在最高位，单根平衡绳的张力按式(4)确定。

T_L ＝(W_c+W_d+W_w+ΔW_w+ f₁+f₂+f₃ )/n (1)

T_q ＝(W_q+ΔW_s)/m (2)

T_L ＝(W_c-W_f+W_d+ f₁+f₂+f₃ )/n (3)

T_q ＝W_q/m (4)

式中，T_L为提升绳张力，T_q为平衡绳张力，W_c为船厢结构重量，W_d为船厢设备重量，W_w为船厢内标准水深重量，ΔW_w为误载水深重量，f₁为摩阻力，f₂为惯性力，f₃为钢丝绳僵性阻力，W_q为转矩平衡重重量，ΔW_s为钢丝绳不平衡重量，W_f为船厢结构水下部分所受浮力，n为提升绳根数，m为平衡绳根数。

钢丝绳载荷均通过面荷载施加在钢丝绳与卷筒的接触面上，该面荷载根据钢丝绳的缠绕方式变化，细分为工作圈、安全圈和出绳圈荷载，工作圈和安全圈在卷筒上整圈分布，如图5所示，出绳圈在卷筒上半圈分布，如图6所示，采用欧拉公式计算钢丝绳载荷，工作圈上的面荷载按照式(5)计算，第n个安全圈上的面荷载按照式(6)计算。

q_θ＝q_we^-2nπμ (6)

式中，T_w为单根提升绳或转矩平衡绳的张力；R_d为卷筒名义半径，b_r为单根钢丝绳承载宽度，μ为卷筒安全圈钢丝绳与卷筒绳槽之间的摩擦系数。

为便于分析假定提升绳和平衡绳作用在同一绳槽，均布面压力作用于卷筒外壁宽度为b_r圆环的上半圆周。故出绳圈上的面荷载按照式(7)计算。

式中T_L和T_q分别表示提升绳和转矩平衡绳的张力。该部分面载荷产生的合力即为竖直向下的载荷T_L+T_q，即出绳圈分布载荷竖直方向合力为：

采用最大应力幅法计算卷筒结构焊缝疲劳强度，具体计算方法为：

①采用有限元法计算船厢在最高位置(空气中)以及船厢在最低位置(水中)时卷筒结构的应力；

②确定两个位置中卷筒结构焊缝部位最大应力和最小应力以及对应的应力差值(即应力变化范围)；

③在卷筒所有焊缝部位中，找出最大应力变化范围△σ及其发生部位。

④根据最大应力变化范围发生部位的焊缝结构型式，根据“欧洲3规范”确定焊缝部位的疲劳抗力值△σ_c；

⑤按以下公式计算卷筒结构焊缝的疲劳强度容许值△σ_Rd：

式中，△σ_c为焊缝部位的疲劳抗力值；γ_Mf为安全系数；N为升船机整个服役期间卷筒的设计转动总次数；m为疲劳抗力曲线梯度，当N<5×10⁶时，m＝3；当N>5×10⁶时，m＝5。

⑥根据以下条件校核焊缝疲劳强度：

△σ≤△σ_Rd (10)

基于整体有限元模型，采用“卷筒结构--卷筒轴-制动盘的边界条件和连接条件”的确定方法，在模型上施加边界条件和连接条件，并根据载荷工况，在模型上施加对应的钢丝绳载荷。采用有限元方法，对上述有限元模型进行计算，可校核卷筒组结构系统的强度和刚度。

针对构皮滩第一级下水式升船机主提升机大型卷筒，根据其结构参数和以上计算方法计算卷筒结构应力、卷筒轴挠度、制动盘变形与升船机主提升机卷筒结构现场实测数据进行对比，以验证方法的正确性。

下面以具体实例(构皮滩第一级下水式升船机主提升机大型卷筒)来说明本发明的技术方案：

建立构皮滩第一级下水式升船机主提升机大型卷筒组结构系统的整体有限元模型，包括卷筒筒体4、制动盘1、卷筒轴2、花键套5和剪力销3，其中卷筒筒体4由带绳槽的壳体、板梁和轮毂块体结构组合而成，制动盘1为圆环形薄壁结构，卷筒轴2为阶梯型圆柱实体结构，花键套5和剪力销3均为连接件，所有部件都采用三维实体进行模拟，网格采用采用六面体网格。卷筒组结构系统的整体有限元模型如图1所示，有限元模型如图2所示。

根据构皮滩第一级下水式升船机主提升机卷筒组设备结构和装配的特点对卷筒结构-卷筒-制动盘有限元计算模型的边界条件和连接条件作了如下处理：

①边界条件：定义靠近制动盘侧的轴端与轴承中面的交截面的下半部分周线(包括下半圆周和水平中线)为固定约束周线，规定固定约束周线X、Y、Z三向位移为零；定义靠近减速器侧的轴端与轴承中面的交截面的下半部分周线(包括下半圆周和水平轴线)为接触约束周线，规定接触约束周线X、Z三向位移为零。

②卷筒与卷筒轴连接条件：靠近制动盘侧的卷筒轮毂内孔与对应轴段的配合圆柱表面为把绑定连接，该配合圆柱面满足筒体轮毂和配合轴段位移连续条件；靠近减速器侧的卷筒轮毂内孔与对应轴段的配合圆柱表面为接触连接，该配合圆柱面可发生相对位移。

③卷筒与制动盘的连接条件为绑定连接。

根据构皮滩第一级下水式升船机的运行特点和升船机运行对主提升机卷筒组的安全性及可靠性要求，提出了载荷工况及相应的计算性能参数如下：①正常升降工况LC1下卷筒组静强度、卷筒轴挠度、制动盘轴向弹性位移分布计算：船厢正常升降且考虑最大允许误载水深，船厢处于最高位置(空气中)，正常工况静强度和挠度遵循《升船机设计规范》(GB50017-2016)相关规定，制动盘相对于未变形状态的最大轴向位移应满足安全制动器与制动盘间隙的容许偏差范围；②正常升降工况LC1和LC2下卷筒焊缝疲劳强度计算：船厢正常升降且考虑最大允许误载水深，船厢处于最高位置(空气中)和最低位置(水中)，分别计算卷筒应力分布，并确定一个工作循环应力最大变化范围发生的部位和最大应力变化范围值；③事故工况LC3卷筒组静强度计算：船厢对接时水体充满船厢，船厢在空气中处于最高位置，计算卷筒组各部件最大应力，事故工况静强度遵循《升船机设计规范》(GB50017-2016)相关规定。

在船厢位于最高位(空中)LC1和LC3工况下，提升钢丝绳完全缠绕卷筒，钢丝绳缠绕示意如图3所示；在船厢位于最低位(水中)LC2工况下，转矩平衡钢丝绳完全缠绕卷筒，钢丝绳缠绕示意如图4所示。此时图3中所有提升钢丝绳和转矩平衡绳的出绳点向左移动n_s个节距，n_s为卷筒上单根钢丝绳的工作圈，n_s＝3.5。

根据构皮滩第一级下水式升船机主提升机上的载荷特点，按式(1)—式(5)计算可得：LC1工况下，单根钢丝绳上的张力为T_L＝528kN，T_q＝493kN；LC2工况下，单根钢丝绳上的张力为T_L＝150kN，T_q＝479kN，由于LC2工况，船厢入水，水对船厢的浮力作用导致提升绳张力与LC1工况相比变化显著，此为卷筒结构焊缝疲劳强度的最不利影响；LC3工况下，单根钢丝绳上的张力为T_L＝608kN，T_q＝493kN。钢丝绳直径为Φ72mm，单根钢丝绳与卷筒接触宽度按50mm考虑，结合式(5)式(7)，计算所得各工况下提升绳和平衡绳对应工作圈、安全圈和出绳圈的分布面载荷列于表1。

表1提升绳和平衡绳对应工作圈、安全圈和出绳圈的分布面载荷

基于上述整体有限元模型，并在模型上施加上述边界条件和连接条件，分别对应LC1、LC2、LC3工况，在模型上施加钢丝绳载荷。采用有限元方法，对已施加边界条件、连接条件和钢丝绳载荷的有限元模型进行计算，并根据卷筒组结构现场测点布置和测试内容输出相应的计算结果。现场测试结果仅对应LC1工况，卷筒结构焊缝的疲劳强度校核仅对应LC1和LC2工况。

卷筒筒体结构现场测试内容为筒体结构应力，使用应力应变传感器或表面应变计，按图8所示方式布设A1-D3共12个测点。各截面应力取3个测点的应力平均值，结果列于表2。

表2卷筒现场测试应力结果

测试截面	测试点1	测试点2	测试点3	平均值
					A	83.6	85.0	85.5	84.7
B	84.2	85.3	86.0	85.2
					C	83.1	84.6	85.1	84.3
D	84.3	85.8	86.4	85.5

卷筒轴挠度的测定采用激光测距传感器，传感器按图9所示方式布设E1、E2共2个测点，卷筒轴的测试挠度为2个测点挠度值的平均值。E1测点的挠度值为0.8mm，E2测点的挠度值为0.9mm，卷筒轴的测试挠度值为0.85mm。

制动盘轴向变形的测定采用电涡流位移传感器，传感器按图10所示方式布设F1、F2共2个测点，制动盘的位移为两个测点位移的平均值。F1测点的位移值为0.7mm，F2测点的位移值为0.8mm，制动盘的测试位移值为0.75mm。

对应卷筒筒体结构现场测试点，输出各测点综合应力的有限元计算结果，可得截面A的平均应力为91.42MPa，截面B的平均应力为91.28MPa，截面C的平均应力为91.18MPa，截面D的平均应力为91.50MPa。与表1的测试结果相比，各截面应力的计算值略大于测试值，且变化趋势一致，应力值相差约7％。

卷筒轴对应挠度测试点E1处计算变形值为0.77mm，测试点E2处的计算变形值为0.85mm，跨中计算变形值为1.57mm，故跨中相对测试点的挠度值为0.76mm，略小于测试值，误差约为10.5％。

制动盘对应测试点F1处计算变形值为0.68mm，测试点F2处的计算变形值为0.66mm，故平均变形值为0.67mm，略小于测试值，误差约为12％。

根据以上对比分析，卷筒组的有限元计算结果与现场测试结果虽存在一定误差，但变化规律一致，精度也在可接受范围内，不会实质性地影响结构强度和刚度的判定。

根据有限元计算结果，获取卷筒薄弱部位在不同工况下的最大应力差值作为疲劳分析中的应力变化幅值。一般情况下，疲劳计算所选取的应力为各方向的拉压应力值，即应力差为同一卷筒环向焊缝处LC1和LC2综合考虑下，最大应力与最小应力的差值。两种载荷时的应力同为拉或压时，应力绝对值相减；应力一拉一压时，应力绝对值相加。根据本主提升机卷筒的受载特点，卷筒上各部位的各主应力在LC1和LC2工况下方向一致，故采用Mises综合应力作为应力幅值计算基础。在LC1和LC2工况下，各选取钢丝绳缠绕工作圈中荷载相差较大的4个典型断面作为卷筒环形焊缝圈，将各断面的应力最大和最小值列于表3。

表3典型断面应力差值计算表

卷筒结构焊缝的疲劳许用应力按式(9)计算。根据构皮滩升船机的设计条件，升船机每年运行325天，每天双向运行12次。根据《钢结构设计规范》规定，机械设备的设计寿命为35年，主提升机卷筒工作圈为3.5圈，在升船机单次单向运行中，卷筒转动3.5圈，故其载荷作用总次数N＝955500次。

对于主提升机卷筒结构，主要分析的环向焊缝为对接焊缝，疲劳细节类别参数为K125，即对应于循环次数2×10⁶下该焊缝部位的疲劳抗力值△σ_c＝125MPa；当应力循环次数小于5×10⁶次时，疲劳抗力曲线梯度m＝3。

将以上计算参数带入式(9)可得：主提升机卷筒结构焊缝的疲劳强度容许值△σ_Rd＝118.4MPa，卷筒结构环向焊缝：Δσ＝66.6MPa＜△σ_Rd＝118.4MP，对应的疲劳强度安全系数S₁＝△σ_Rd/Δσ＝1.78，卷筒结构环向焊缝的疲劳强度满足要求。

综上所述，本发明针对目前存在的升船机主提升机卷筒组结构分析技术上的不足，给出的下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度有限元计算的综合计算方法和技术，经过工程实例验证是可行可靠的，计算的详细方案可直接指导卷筒结构设计。

以上所述，仅为本发明的具体实施方式，但本发明的保护范围并不局限于此，任何属于本技术领域的技术人员在本发明揭露的技术范围内，可轻易想到的变化或替换，都应涵盖在本发明的保护范围之内。因此，本发明的保护范围应该以权利要求的保护范围为准。

Claims (5)

1.一种下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元计算方法，其特征在于，包括如下步骤：

根据下水式升船机主提升机卷筒组各部件的连接特征，建立卷筒组结构系统的整体有限元模型；

根据卷筒组设备结构和装配的特点，采用综合考虑结构特征与力学原理并结合现场实测数据的方式，确定卷筒结构-卷筒轴-制动盘的边界条件和连接条件；

根据升船机运行特征，确定载荷工况及相应的计算性能参数、钢丝绳载荷；

在所述整体有限元模型上施加卷筒结构-卷筒轴-制动盘的边界条件和连接条件，并根据载荷工况，在所述整体有限元模型上施加对应的钢丝绳载荷，采用有限元方法对所述整体有限元模型进行计算，根据有限元计算结果，校核卷筒组结构系统的强度和刚度；

所述卷筒结构-卷筒轴-制动盘的边界条件和连接条件是根据卷筒组设备结构和装配的特点，采用综合考虑结构特征与力学原理并结合现场实测数据的方式，确定如下：

①边界条件：定义靠近制动盘侧的轴端与轴承中面的交截面的下半部分周线为固定约束周线，规定固定约束周线X、Y、Z三向位移为零，其中下半部分周线包括下半圆周和水平中线；定义靠近减速器侧的轴端与轴承中面的交截面的下半部分周线为接触约束周线，规定接触约束周线X、Z三向位移为零，其中下半部分周线包括下半圆周和水平轴线；

②卷筒与卷筒轴连接条件：靠近制动盘侧的卷筒轮毂内孔与对应轴段的配合圆柱表面为把绑定连接，该配合圆柱面满足筒体轮毂和配合轴段位移连续条件；靠近减速器侧的卷筒轮毂内孔与对应轴段的配合圆柱表面为接触连接，该配合圆柱面可发生相对位移；

③卷筒与制动盘的连接条件为绑定连接。

2.根据权利要求1所述的下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元计算方法，其特征在于：所述卷筒组结构系统的整体有限元模型是将卷筒结构-卷筒轴和制动盘作为一个有机整体考虑，建立卷筒组结构系统的整体有限元模型，有限元模型包含下水式升船机主提升机卷筒组中的卷筒结构、卷筒轴、制动盘、花键套和剪力销，其中筒体由带绳槽的壳体、板梁和轮毂块体结构组合而成，制动盘为圆环形薄壁结构，卷筒轴为阶梯型圆柱实体结构，花键套和剪力销均为连接件，所有部件都采用三维实体进行模拟，网格采用六面体网格。

3.根据权利要求1所述的下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元计算方法，其特征在于：所述载荷工况及相应的计算性能参数与下水式钢丝绳卷扬式升船机运行特点相符合，选取升船机一次正常升降工况循环中船厢位于最高位LC1和船厢位于最低位LC2及对接水满厢事故工况LC3：①正常升降工况LC1下卷筒组静强度、卷筒轴挠度、制动盘轴向弹性位移分布计算：船厢正常升降且考虑最大允许误载水深，船厢处于最高位置；②正常升降工况LC1和LC2下卷筒焊缝疲劳强度计算：船厢正常升降且考虑最大允许误载水深，船厢处于最高位置和最低位置，分别计算卷筒应力分布，并确定一个工作循环应力最大变化范围发生的部位和最大应力变化范围值；③事故工况LC3卷筒组静强度计算：船厢对接时水体充满船厢，船厢在空气中处于最高位置，计算卷筒组各部件最大应力。

4.根据权利要求1所述的下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元计算方法，其特征在于：所述钢丝绳载荷的大小和位置根据钢丝绳的缠绕方式和具体工况下的受载情况确定，并细分为工作圈、安全圈和出绳圈荷载，工作圈和安全圈在卷筒上整圈分布，出绳圈在卷筒上半圈分布，采用欧拉公式计算钢丝绳载荷，工作圈上的面荷载按照式(1)计算，第n个安全圈上的面荷载按照式(2)计算，出绳圈上的面荷载按照式(3)计算：

q_θ＝q_we^-2μπμ (2)

式中，T_w为单根提升绳或转矩平衡绳的张力；R_d为卷筒名义半径，b_r为单根钢丝绳承载宽度，μ为卷筒安全圈钢丝绳与卷筒绳槽之间的摩擦系数，T_L为提升绳的张力，T_q为转矩平衡绳的张力。

5.根据权利要求1所述的下水式升船机主提升机大型卷筒组强度和刚度的有限元计算方法，其特征在于：采用最大应力幅法计算卷筒结构焊缝疲劳强度，具体计算方法为：通过船厢在最高位置和最低位置两个典型位置卷筒应力的计算，确定卷筒结构焊缝的应力最大变化范围△σ及其发生部位；根据欧洲3规范按公式(4)计算卷筒结构焊缝的疲劳强度容许值：

式中，△σ_c为焊缝部位的疲劳抗力值；γ_Mf为安全系数；N为升船机整个服役期间卷筒的设计转动总次数；m为疲劳抗力曲线梯度，当N<5×10⁶时，m＝3；当N>5×10⁶时，m＝5；

根据焊缝疲劳强度校核条件△σ≤△σ_Rd校核卷筒的疲劳强度。