锚机和绞车地脚螺栓强度校核计算分析

潘良高，柏祥华

· （海军驻南京地区航天机电系统军事代表室，江苏 南京210006）

锚机和绞车地脚螺栓强度校核计算分析

潘良高，柏祥华

· （海军驻南京地区航天机电系统军事代表室，江苏 南京210006）

为满足CRS规范对甲板机械地脚螺栓受力的要求，本文介绍了地脚螺栓连接方法的选择，并讨论了上浪载荷和支持负载在不同工况下锚机和绞车地脚螺栓的轴向载荷和横向载荷的计算方法。

CRS规范；预紧力；上浪载荷；支持负载；当量摩擦系数；刚度比

0 引言

当前不同的甲板机械企业在锚机和绞车地脚螺栓强度计算内容和方法上差异较大，因此其计算结果也大相径庭，这严重影响了产品的安全性。尤其在“CRS规范”实施后，为使该计算方法更加统一和严密，本文介绍了主要计算公式的推导过程和部分系数的选择。

1 企业的习惯计算方法存在的问题

(1)没有考虑除各种工作负荷以外的附加负荷。如CB/T3877-2005“甲板机械一般要求”3.2条明确规定：“甲板机械的所有零部件应能承受船上使用条件下所特有的载荷和应力，如船的运动、振动、倾斜、摇摆、以及波浪冲击等引起的额外载荷”。又如IACS“国际船级社”编写的CSR“共同结构规范”(下文简称为CRS规范)要求考虑上浪载荷对螺栓强度的影响。

(2)在锚机和绞车的左右侧和后方没有安装止推块，由工作载荷以外的附加载荷产生的剪切力只能靠螺栓预紧力产生的摩擦力承担，但图纸上没有规定地脚螺栓的预紧力和预紧力矩，计算书中摩擦力没有考虑由螺栓轴向力产生的螺栓伸长对摩擦力的减小值，实际上采用的是“松连接”的计算方法。

(3)螺栓强度安全系数许用值、螺栓的预紧力、结合面摩擦系数的取值都没有对应标准，取值比较混乱。

(4)CRS规范规定结合面摩擦系数为0.5与实际情况不符，有待讨论。

2 锚机和绞车地脚螺栓连接方法的选择

在锚机和绞车地脚螺栓连接方式可以有以下4种方法可供选择：

(1)松连接方式

这种螺栓在连接装配时，螺母不需拧紧，在承受工作载荷之前，螺栓不受力。这种螺栓使用在拉杆、起重钓钩等场合，对于锚机和绞车显然是不合适的。

(2)不控制预紧力的连接方式

这种连接安装时要预紧，但图纸或技术资料没有规定预紧力的数值，安装操作控制不严，由于螺栓承载能力与预紧力的大小关系极大，对于重要的受力零件是不合适的。我们的传统设计，大部分是采用这种设计，而且螺栓的许用拉伸应力是按松连接方式选取，显然是不合理的。

(3)控制预紧力的连接方式

螺栓一般选用高强度螺栓，螺栓可同时承受轴向力和横向剪力，整体性能好，抗疲劳能力强，在起重机机构中广泛应用。这种连接方式的关键是如何施加预紧力。在GB/T 16823.2-1997“螺纹紧固件紧固通则”中提出了3种拧紧方法：第一种方法是扭矩法，只对紧固扭矩进行控制，操作简便，但是，由于紧固扭矩的90%左右被螺纹和和支承面所消耗，由于摩擦系数与螺栓的材料、加工精度、润滑情况、支承面的光洁度或垫片材料等多种因素有关，因此离散度较大，预紧力控制不准。第二种方法是转角法，将螺栓与螺母相对回转角度作为指标进行控制，该方法由于转角的计算误差较大转角大小的测量也较困难。第三种方法是扭矩斜率法，该方法对初始预紧力的控制和螺栓的屈服点要控制很严，紧固工具较复杂。根据我们跟国外合作生产的经验，采用液压拉力扳手应是预紧力最准确操作、最简单的一种方法，其原理是先把螺栓拉伸变形(拉伸力等于预紧力)，再把螺母旋紧，该工具市场有售。

(4)利用止推快或铰制孔螺栓连接

用止推快或铰制孔螺栓来承受波浪产生的横向剪力。

随着连接方法的不同，螺栓连接的安全系数相差很大，具体见表1，所以连接方法的确定是螺栓强度计算的前提，同时不同的连接方式对可靠性和经济性都至关重要。

表1 螺纹连接的安全系数[SL]

表1中：[SL]为拉伸强度安全系数；[ST]为剪切强度安全系数；[SP]为挤压强度安全系数；[SLa]为疲劳计算拉伸强度安全系数。

碳钢螺栓是指强度等级在6.8级以下的普通螺栓，合金钢螺栓是指高于或等于8.8级的高强度螺栓。

3 地脚螺栓轴向力的计算

锚机和绞车地脚螺栓轴向力的计算除了要考虑各种使用工况外，还要考虑制动器紧边拉板的固定方式。具体有以下几种因素要加以考虑。

A.绞车额定工况和锚机的超载工况强度计算

锚机和绞车在一定拉力下工作时，对于地脚螺钉来说，根据r=Pmax/Pmin=1，即其应力特性既不是对称循环也不是脉动循环，而是静力，故不需要进行疲劳计算。

B.支持负载作用下的静强度计算。由于绞车的出绳方向是任意的，只有通过计算才能判断是支持负载和额定工况哪种情况螺栓受力最大。

C.CRS规范规定的上浪冲击引起的倾覆力矩静强度计算。

根据具体结构和产品功能，具体计算内容要求如表2所示。

表2 螺栓轴的产品功能、具体结构以及计算项目

4 上浪载荷作用下螺栓轴向力的计算

CRS规范只是对由波浪所产生的轴向力和剪切力大小提供了单项计算方法，没有对选择螺栓总体计算提出方法和要求，如采用哪一种连接方式，螺栓总拉力如何计算，预紧力要求、安全系数的选择等，设计者必须自己创建数学模型。

在上浪载荷作用下，单个螺栓轴向力计算方法如下：

船首来浪作用下单个螺栓的轴向力Rxi

船侧来浪作用下单个螺栓的轴向力RYi

锚机或绞车自重对螺栓轴向力的减小值RSi

上浪载荷工况单个螺栓轴向力之和Ri

Ri是一组数据大小不等，取Ri的最大值Rimax进行强度较核。

式(1)、(2)、(3)、(4)中：Px(kN)为船首来浪作用力；PY(kN)为船侧来浪作用力；h(cm)为锚机轴线离安装平面的高度(中心高)；A(cm2)为单个螺栓的横剖面面积；Ix(cm4）为各螺栓横剖面面积对Y轴的惯性距之和；IY(cm4)为各螺栓横剖面面积对X轴的惯性距之和；RSi(kN)为由锚机重量作用在单个螺栓上的静反力；W(T)为锚机或绞车的自重；N为螺栓的总数量；X(1-i)为螺栓编号为i的X坐标；Y(1-i)为螺栓编号为i的Y坐标。

在式(1)、(2)计算前，首先要确定如何建立平面坐表体系，对于锚机“CRS规范”已有示例，坐标以锚链轮中心平面俯视投影为X轴；以链轮轴的俯视投影为Y，与施加力的方向相反的方向为正。对于绞车或组合机，“CRS规范”没有示例，情况比较复杂分别讨论如下：

① 在作上浪载荷计算时，对于同轴式起锚/系泊组合机可作为整体考虑，以最外侧两组螺栓轴线的中间平分线为X轴，以链轮轴(卷筒轴)的俯视投影为Y轴。对于非同轴式起锚/系泊组合机，应将锚机和绞车部分单独计算。

② 在作上浪载荷计算时，对于绞车以最外侧两组螺栓轴线的中间平分线为X轴，以卷筒轴的俯视投影为Y轴。

③ 在作支持负载计算时，对于起锚/系泊组合机要用两种程序分别对起锚和系泊两种工况分别计算。

螺栓在预紧力和上浪载荷产生的轴向拉力的共同作用下，由于螺栓和被连接件的弹性变形，螺栓所受的总拉力并不等于二者之和，其具体数值要按(5)式来计算。

考虑预紧力后，上浪载荷工况下螺栓的总拉力FBL：

式(5)中：F0(kN)为螺栓的预紧力，在本地脚螺栓计算程序的附录中查找，该附录中的数据是本公司企业标准。

K为螺栓和被连接件的相对刚度。

K值的大小见表3，为机械设计推荐值。

表3 K值的大小

从式(5)、(6)可以看出，增加底座的刚度K值减小，螺栓的总拉力FBL将减小，但是底座的刚度增加会提高制造成本。预紧力F0减小螺栓的总拉力F2也将减小，但预紧力F0减小，摩擦力承受剪力的能力会减少，所以如果使用止推快承受剪力，预紧力可选小值。从式(5)还可说明，如不控制预紧力，螺栓的强度是无法进行计算的。上浪载荷工况下螺栓轴向拉伸载荷安全系数SBL：

式(7)中：F1为螺栓的保证载荷，从GB/T 3098.1-2000中选取

[SL]为轴向拉伸许用安全系数。从表1可看出：[SL]的大小与连接方式有很大关系。

5 紧边拉板焊接在锚机底座上承受支持负载时螺栓轴向力的计算

由于支持负载数值很大，几乎所有的设计都是靠锚机或绞车前方的止推快来承受剪切力，此时只用对螺栓的拉应力进行计算。由于支持负载与上浪载荷的方向相反，故必须重新设定坐标系，X轴方向与前相反。

支持负载力的作用点距安装平面的高度h1

式(8)、(9)中：d为锚链直径(mm)；dS为绳索直径(mm)；Z为锚链轮齿数；DT为卷筒直径(mm)；C为出绳方向代号，上出绳C=+1；下出绳C=-1；支持负载X方向水平分力PmZX

支持负载垂直分力PmZZ

式(10)、(11)中：PmZ为支持负载(kN)，γ为锚链或绳索与水平面的夹角(度)，当出绳方向在水平面以上时γ取负值，水平面以下时γ取正值。

支持负载水平分力产生的单个螺栓轴向力RZXi

支持负载垂直分力产生的单个螺栓轴向力RZZi

式(13)中：N为地脚螺栓的总数

支持负载时单个螺栓的轴向外力合力的最大值RZimax

式(14)中RxiZmax为支持负载X方向水平分力产生的单个螺栓轴向力RxiZ的最大值。

考虑预紧力后，支持负载时螺栓的总拉力FZZ

支持负载时螺栓轴向载荷计算的安全系数SZZ

对于制动器紧边拉板焊在船体上的支持负载、卷筒负载和锚机的超载工况螺栓强度计算计算方法与上相似，这里不再介绍。

6 关于上浪载荷横向力与螺栓预紧力产生的摩擦力关系

在传统的地脚螺栓强度计算中，没有考虑上浪载荷产生的切向力，在CRS规范的螺栓强度计算方法中，只是将波浪载荷分解为螺栓的轴向载荷及水平方向的剪切力，提出“按这些要求计算的轴向拉力和压力以及横向力，也在支撑结构的设计中考虑”，在支撑结构的设计中，横向力可由铰制孔螺栓、止推块或者由螺栓的预紧力产生的摩擦力来承受横向力都是可以的。

到底能不能用螺栓的预紧力产生的摩擦力来承受剪切力，分析如下：

在船用回转起重机与机座的连接中基本都是靠预紧力产生的摩擦力来承受横向载荷的，但是必须经过认真的计算和严格控制安装预紧力。

锚机和绞车在没有采用CRS规范要求的考虑横向力计算以前，也是极少发现锚机和绞车掉到海里去的，这说明采用高强度螺栓控制预紧力的方法是可行的。

普通螺栓由于强度不高，在外载荷轴向力的作用下，伸长变形量大，使锚机底座和船上安装底座之间易产生间隙，随着正压力的减小，摩擦力梯减速度很快，所以靠摩擦力来承受横向力的连接，必须采用8.8级以上的高强度螺栓。

控制预紧力的高强度螺栓连接剪切力计算方法如下：

上浪载荷作用在第i个螺栓上X方向剪力Fxi

上浪载荷作用在第i个螺栓上Y方向剪力FYi

式(17)、(18)中：α为摩擦系数；g为重力加速度摩擦系数α的大小对摩擦力的影响极大，取值多少各种标准和资料不一致，为便于分析介绍如下：

GB 3811-2008“起重机设计规范”要求按表4选取。

“机械设计”西北工业大学推荐按表5选取。

CRS规范取摩擦系数为0.5。

表4 “起重机设计规范”连接结合面的摩擦系数

表5 “机械设计”连接结合面的摩擦系数

分析意见：

根据CB/T 4000-2005“中国造船质量标准”3.4.2的规定：船上安装必须用厚度大于12mm的钢垫片，钢垫片的表面粗糙度在0.0063～0.0125mm，垫片与基座间间隙在0.06～0.10mm,因此摩擦系数的取值按表4中“干燥的加工表面”来选取，摩擦系数最大为0.16，CRS规范取0.5显然不安全。用α=0.16，g=9.81代入式(17)、(18)得：

单个螺栓上浪载荷产生的合成剪力Fi

在上浪载荷和预紧力作用下对单个螺栓对底座产生的正压力F3，可计算如下。

由于上浪载荷产生的轴向力Rimax作用在底座上，使螺栓的拉力增大，螺栓在预紧力伸长的基础上再伸长一个数值，使锚机或绞车底痤与船上底座的正压力减小，其减小量除与Rimax有关外，还与螺栓和底座的刚度比β有关。根据有关资料介绍，β一般为0.8～0.9，但考虑到由于压力减少，接触面上的当量摩擦系数也可能变小，(实验表明，高强度螺栓的抗剪能力主要是由于压紧面粗糙不平的相嵌产生的)，故将β值适当放大，常取1.25～1.4，本计算程序取β＝1.3，于是得到：

摩擦力抵剪力的强度条件：

[SZ]根据表1取1.3。

7 结论

对锚机和绞车地脚受力进行计算，必须对计算结果分析后确定连接型式；当螺栓的轴向拉力安全系数[SZ]合格，而剪切强度安全系数[SL]不合格时，必须考虑用止推快来承受上浪载荷的横向力；如果轴向拉力安全系数[SZ]不合格，则必须增加螺栓的数量或加大螺栓的直径。不管采用何种连接方法连接，设备总图上都必须标出螺栓的预紧力，其大小必须符合计算采用的数值。

[1]濮良贵,纪名刚.机械设计[M].北京:高等教育出版社,

[2]刘鸿文.材料力学[M].北京:高等教育出版社,

[3]GB 3811-2008 起重机设计规范[S].

[4]“钢质海船入级规范”第10篇 散货船结构(CSR).

[5]CCS《钢质海船入级规范》[M].北京:人民交通出版社,2012.

[6]CB/T 3877-2005 甲板机械一般要求[S].

[7]CB/T 4000-2005 中国造船质量标准[S].

Strength Check Calculation and Analysis of Base Bolts of Anchor Windlass and Mooring Winch

PAN Liang-gao,BO Xiang-hua
(Navy Representative at Space Mechanical and Electrical,Nanjing 210006,China)

For the deck machinery,in order to meet the requirements of the CRS specification with the force of the base bolts,this article introduces the selection of the joined methods.The calculation method of the axial load and the horizontal load of base bolts under different working conditions with the waves load and the holding load are discussed.

CRS specification; pre-tightening force; wind and waves load; holding load; equivalent coefficient of friction; stiffness ratio

U662

A

潘良高（1965-），男，高级工程师，研究方向：舰船机电设备监造及发展研究。