劉順華， 魏軍， 雒興剛

（哈爾濱汽輪機(jī)廠有限公司，哈爾濱 150046）

卷筒受力計(jì)算方法

劉順華， 魏軍， 雒興剛

（哈爾濱汽輪機(jī)廠有限公司，哈爾濱 150046）

對(duì)卷筒結(jié)構(gòu)進(jìn)行了載荷分析，并通過有限元法對(duì)卷筒的強(qiáng)度進(jìn)行校核，校核表明，卷筒滿足在設(shè)計(jì)載荷下的強(qiáng)度要求。

卷筒；載荷；有限元

0 引 言

卷筒裝置是電動(dòng)絞車的主要承載部件，其作用是纏繞鋼絲繩，提供牽引力，完成對(duì)鋼絲繩的纏繞，其可靠性影響著整個(gè)絞車的使用壽命，對(duì)起吊設(shè)備的安全至關(guān)重要，因此需要對(duì)卷筒進(jìn)行精準(zhǔn)的強(qiáng)度計(jì)算分析，已達(dá)到滿足設(shè)計(jì)使用要求的目標(biāo)。

1 卷筒結(jié)構(gòu)

卷筒纏繞鋼索的水平距離為C=122 mm，卷筒最內(nèi)側(cè)半徑132.3 mm，繩子直徑d=4.76 mm，根據(jù)纏繞鋼索的長(zhǎng)度可知，鋼索能夠在卷筒上纏繞8圈，其中第8圈未纏滿，纏繞的第8圈時(shí)鋼索輸出端的纏繞直徑是197.08 mm。

2 卷筒結(jié)構(gòu)受載分析

卷筒轉(zhuǎn)動(dòng)的目的是升降鋼索，從而達(dá)到起吊或者降低起吊物的作用，鋼索輸出端的工作載荷根據(jù)文獻(xiàn)［1］確定，額定起吊重量272 kg（不考慮起吊用鋼索和吊鉤系統(tǒng)重量），考慮最嚴(yán)重的情況下垂直向下過載2.5倍進(jìn)行分析，輸出端載荷為272×2.5=680 kg，重力加速度g取9.8，計(jì)算時(shí)選取的鋼索的載荷為F=680×9.8=6664 N，在計(jì)算時(shí)以此載荷為輸入載荷進(jìn)行計(jì)算。

由于卷筒采用鋼索多層纏繞，卷筒受力情況比較復(fù)雜，主要受力形式如下：1）輸出端鋼索拉力對(duì)卷筒筒體扭矩產(chǎn)生的應(yīng)力；2）輸出端鋼索拉力對(duì)卷筒筒體彎矩產(chǎn)生的應(yīng)力；3）卷筒與鍵鏈接位置的擠壓力；4）卷筒表面受到鋼索的壓力作用；5）卷筒側(cè)板受到擠壓力的作用。

2.1 鋼索輸出端拉力對(duì)卷筒體轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的應(yīng)力

同層鋼索對(duì)滾筒的轉(zhuǎn)矩值為定值，見式（1）：

式中：Dmax為鋼索纏繞后最外層直徑；D外為卷筒的最外層半徑；D內(nèi)為卷筒的內(nèi)層最小半徑。

隨著纏繞層數(shù)的增加，轉(zhuǎn)矩越來越大，纏繞到第8層時(shí)的轉(zhuǎn)矩值最大，卷筒抗扭截面模量最小位置在最外側(cè)圓環(huán)位置，為一恒值，該位置受到的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力最大，詳見表2各層的計(jì)算結(jié)果。

2.2 鋼索輸出端拉力對(duì)卷筒體彎矩產(chǎn)生的應(yīng)力

卷筒中間位置通過鍵與花鍵軸聯(lián)接，鋼索在卷筒不同位置處對(duì)卷筒的彎矩不同，在卷筒中間位置時(shí)最小，在卷筒端部位置時(shí)彎矩最大。

式中：Lmax是卷筒纏繞鋼索的有效長(zhǎng)度；彎矩產(chǎn)生的應(yīng)力與纏繞的層數(shù)無關(guān)，與鋼索的纏繞位置有關(guān)，假設(shè)卷筒受載最嚴(yán)重的的剖面是圓環(huán)，通過計(jì)算得出彎矩產(chǎn)生的應(yīng)力為8.66 MPa。

2.3 卷筒與鍵連接的擠壓力

卷筒是通過鍵與花鍵軸連接后再進(jìn)行運(yùn)轉(zhuǎn)的，建模型時(shí)在鍵槽位置進(jìn)行約束，在計(jì)算鍵時(shí)進(jìn)行詳細(xì)考慮，該位置的應(yīng)力通過有限元計(jì)算結(jié)果給出。

2.4 卷筒受到繩槽的擠壓力

其中假設(shè)：同一層中的鋼索的拉力為常數(shù)，壓力均勻分布在卷筒容繩寬度上，略去鋼索與卷筒之間的摩擦，受力圖如圖1所示。

圖1 卷筒繩槽受到的擠壓力示意圖

圖2 卷筒側(cè)板受載示意圖

卷筒受到的鋼索表面壓載荷，其計(jì)算公式為：

式中：Pi為鋼索纏繞到i層時(shí)，卷筒表面所承受的壓力，MPa；Ai為鋼索第 i層纏繞經(jīng)驗(yàn)系數(shù)［2］，纏繞系數(shù)隨著層數(shù)的增加其增量逐漸減少，值見表1；F為卷筒鋼索的外力，N；Di為卷筒的外徑，mm；S 為卷筒繩槽間距，mm；繩槽的直徑2.49 mm，間距約為4.98 mm。

各層纏繞鋼索后對(duì)卷筒的壓力見表2匯總。

2.5 卷筒側(cè)板載荷

卷筒在纏繞第一層鋼索時(shí)，卷筒的側(cè)板是不受到載荷作用的。當(dāng)纏繞到n（n≥2）層鋼索時(shí)，卷筒側(cè)板受到的載荷［3］：

卷筒本身的在鋼索下擠壓力作用下變形協(xié)調(diào)變形（考慮卷筒剖面是環(huán)形）。

式中：F為鋼索拉力；E為鋼索彈性模量；Di為第二層纏繞后卷筒第i層纏繞時(shí)的直徑，A為鋼索剖面面積；D為鋼索直徑；ui卷筒在i層鋼索下的受到擠壓力的協(xié)調(diào)變形，其計(jì)算公式如下：

3 建模計(jì)算與計(jì)算結(jié)果

利用MSC.Patran對(duì)卷筒進(jìn)行建模，建模時(shí)，取卷筒的1/2進(jìn)行計(jì)算，模型采用TET10單元，見圖3。約束按對(duì)稱進(jìn)行約束，其中載荷取表2中卷筒受載最嚴(yán)重工況，即鋼索纏繞到第8層時(shí)對(duì)卷筒進(jìn)行計(jì)算，將纏繞到第8層時(shí)所有的載荷都加到建立好的有限元模型中，根據(jù)結(jié)構(gòu)的對(duì)稱對(duì)有限元模型進(jìn)行約束，計(jì)算結(jié)果如圖4所示。最大Von Mises應(yīng)力位于剖面1和剖面2交界位置、剖面2和剖面3的交界位置及鍵與卷筒的固定位置，如箭頭所指位置，卷筒的最大應(yīng)力為375 MPa。

表1 卷筒的多層纏繞系數(shù)

圖3 卷筒的有限元模型圖

圖4 纏繞到第8層時(shí)的卷筒Von Mises應(yīng)力云圖

表2 鋼索纏繞不同層數(shù)對(duì)卷筒的作用力

從卷筒的受力受力形式和產(chǎn)生應(yīng)力的最大位置可知，產(chǎn)生最大應(yīng)力位置除與鍵連接位置外，其余位置均是受到彎曲產(chǎn)生的應(yīng)力，考慮到卷筒的圓環(huán)的每一個(gè)小剖面都近似看成一個(gè)小的矩形剖面，因此，極限載荷用塑性修正系數(shù)1.5［4］進(jìn)行修正。

4 結(jié) 論

1）通過對(duì)卷筒的受載分析可知，卷筒主要受到的是繩對(duì)卷筒的壓力和側(cè)面擋板的推力以及用于固定卷筒的連接鍵的擠壓力，對(duì)于鋼索拉力對(duì)卷筒所產(chǎn)生的彎矩和扭矩，可以忽略不計(jì)；2）通過利用有限元方法對(duì)卷筒強(qiáng)度分析，能夠確定卷筒受載最嚴(yán)重點(diǎn)，為卷筒的改進(jìn)設(shè)計(jì)和日常的維護(hù)提供了重要的參考依據(jù)；3）計(jì)算中所有考慮的是受載最嚴(yán)重的極端情況，通過計(jì)算結(jié)果表明，卷筒在使用過程中不會(huì)造成破壞。

［1］中國民用航空規(guī)章：CCAR-29－R1［S］.

［2］賴笑輝，牟新明，李鵬.絞車滾筒的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析［J］.現(xiàn)代制造技術(shù)與裝備 2009（2）：70-72.

［3］孫君立，劉儉，陳小偉，等.滾筒的受力分析計(jì)算［J］.機(jī)械工程師，2005（9）：111-113.

［4］劉鴻文.材料力學(xué)［M］.北京：高等教育出版社，2004.

［5］《飛機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)》編委會(huì).飛機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)：第9分冊(cè)［M］.北京：航空工業(yè)出版社，2004.

（編輯 昊 天）

U664.44

A

1002-2333（2015）08-0092-03

劉順華（1980—），男，工程師，主要從事汽輪機(jī)本體結(jié)構(gòu)和系統(tǒng)設(shè)計(jì)工作。

2015-03-12