升船机液气弹簧装置设计与研究

廖乐康

摘要：全平衡齿轮齿条爬升式垂直升船机具有在承船厢失衡事故工况下将承船厢锁定的安全功能。液气弹簧装置是船厢在升降工况中将支承由驱动机构开式齿轮-齿条传动副向安全机构旋转螺杆-螺母柱螺纹接触副转换，从而实现船厢超载锁定的关键设备。详细阐述了全平衡齿轮齿条爬升式升船机液气弹簧装置的功能特点、结构组成和工作原理，介绍了液气弹簧极限载荷、液气弹簧油缸最大行程和蓄能器初始容积等设计参数的计算方法，并推导出了液气弹簧载荷位移非线性特性函数的精确表达式和以幂多项式表示的近似表达式。

研究表明：在相同的位移下，液气弹簧的作用载荷不大于按线性弹簧计算得出的载荷值，且当蓄能器的气体初始容积取值大于按照等温过程波义耳定律计算的初始容积值时，液气弹簧以及齿轮的极限载荷值略小于对应的按线性刚度计算的液气弹簧以及齿轮的极限载荷设计值。

研究成果可供齿轮齿条爬升式升船机设计人员和升船机动力学研究人员参考。

关 键 词：齿轮齿条爬升式升船机; 液气弹簧装置; 齿轮托架; 机械特性曲线

中图法分类号：
U642

文献标志码：
A

DOI：10.16232/j.cnki.1001-4179.2021.12.020

0 引 言

全平衡齿轮齿条爬升式垂直升船机，由于其高安全性而成为特大型升船机和以客船为服务对象的升船机的优选型式，如三峡3 000 t级垂直升船机[1-3]和向家坝1 000 t级垂直升船机[4-5]。该升船机的特点在于驱动设备采用齿轮齿条啮合形式，即通过装设在船厢上的齿轮与装设在塔柱承载结构上的齿条啮合，克服由误载水重载荷、转向滑轮轴承摩阻力、安全机构摩阻力、启动和停机过程船厢和平衡重惯性力和驱动系统惯性力矩等载荷分量形成的驱动载荷，驱动船厢竖直升降运动。同时通过设置螺杆螺母式安全机构，以便驱动机构或对接锁定机构超载时承受超出的船厢不平衡载荷，保证升船机在船厢失衡极端事故工况（如船厢水漏空、船厢水满厢等）下升船机设备和人员的安全。

在船厢升降运行过程中，厢内水体重量的变化将直接改变驱动齿轮的载荷。当发生船厢大量漏水事故时，由于承船厢总重量减少，承船厢和平衡重悬吊系统的不平衡力随漏水量增加而加大，从而使驱动齿轮的载荷不断增加。当齿轮载荷达到设定的警戒值时，装设在驱动机构齿轮托架机构上的载荷检测装置发出讯号，使驱动电机停机，随后驱动机构制动器上闸，开式齿轮停止与齿条的啮合转动。随着载荷的继续增加，齿轮载荷达到“液气弹簧动作载荷”时，齿轮托架机构中的液气弹簧装置的双作用油缸将产生位移，从而使齿轮托架机构形态发生改变。图1显示了齿轮托架机构的结构组成以及承船厢失衡事故工况下的机构形态。从图1（b）和图1（c）可以看出，在船厢超载和欠载工况下机构形态改变导致了船厢高度位置相对于齿轮和齿条啮合点位置的改变。将齿轮和齿条啮合点作为塔柱固定结构的参考点，由于该点相对于螺母柱各点的位置不变，且旋转螺杆固定于船厢结构上，因此，船厢高度位置相对于齿轮和齿条啮合点位置的改变即等于旋转螺杆和螺母柱之间螺纹间隙的改变。通过船厢相对于齿轮与齿条啮合点高度位置的改变，造成安全机构螺纹副一侧间隙减小。当安全机构旋转螺杆和螺母柱的螺纹副间隙完全消失后，开式齿轮载荷达到最大值。由于液气弹簧刚度远低于安全机构的刚度，安全机构在载荷作用下所产生的船厢结构位移对于液气弹簧装置的外载变化非常小，因此继续增加的船厢不平衡载荷便经安全机构螺杆传递到螺母柱上。因此船厢支承转换的过程实际上是齿轮托架机构形态改变、安全机构螺纹副螺纹间隙减小并最终消失的过程。

从图1可以反映出在船厢支承转换过程中起关键作用的液气弹簧装置油缸的运动以及齿轮托架机构形态的改变。关于齿轮齿条爬升式升船机齿轮托架的工作原理、船厢在失衡工况支承转换的机理和设备动作程序，相关学者已有论述[1-3]，但对于液气弹簧在失衡工况支承转换过程中的作用以及结构原理没有进行详细的论述。金泉林的团队建立了包括液气弹簧在内的三峡升船机驱动系统小齿轮托架运動学仿真数学模型[6]，其中针对液气弹簧的建模提出了3种方案，即摩擦单元加线性弹簧单元模型、预应力线性弹簧模型和液气弹簧油缸模型，但这些模型距实际系统尚有一定距离。彭惠等对三峡升船机齿轮托架机构的载荷、结构强度、结构固有特性和动态响应进行了研究[7];Chen等建立了小齿轮托架的正向运动学与逆向运动学模型[8]，论证了其能够自动适应传动轴位置误差以及能够在液压系统的作用下自动调整工作状态的能力;陈涛对三峡升船机包括驱动系统和安全机构在内的核心设备进行了动力学仿真[9]，对驱动机构和安全机构在船厢失衡事故工况下的动力学行为进行了分析，其中液气弹簧的功能以非线性弹簧描述，但该特性曲线是一条假定性的通过坐标原点的曲线，这与升船机液气弹簧在“液气弹簧动作载荷”时开始变形的设计要求和实际功能是不符的。液气弹簧装置在齿轮爬升式垂直升船机中发挥着核心的作用，但目前有关齿轮爬升式全平衡垂直升船机液气弹簧装置的结构机理、动作原理和设计方法的研究尚未见文献报道。液气弹簧装置的机械特性，对于齿轮齿条爬升式升船机在升降工况发生事故时支承转换的平稳性和确定驱动机构极限载荷方面具有决定性作用。目前在工程设计中均将液气弹簧视作预变形双向线性弹簧，即假设弹性系数为常数，采用线性载荷位移特性曲线。然而，从机械动力学的观点来看，通过蓄能器气体空间压缩导致系统油压增加所呈现的液气弹簧机械特性曲线本质上是非线性的[10]。液气弹簧实际机械特性的研究对于确定真实的液气弹簧和齿轮的极限载荷，从而对现有设计方法的安全性进行评价至关重要。

1 液气弹簧装置的功能和结构

在升船机正常升降运行工况中，液气弹簧装置作为开式齿轮在船厢上支承系统的组成部分，参与船厢不平衡载荷向塔柱结构的载荷传递;在船厢失衡事故工况下，通过液气弹簧装置超载产生的蓄能器空气压缩以及由此产生的双活塞杆油缸两端活塞杆移动，使双活塞油缸的载荷和位移呈现弹簧的机械特性。液气弹簧具有如下功能特点：

（1） 液气弹簧装置承受并传递双向载荷，其产生的位移与载荷在大小和方向上相对应，即机械特性曲线位于载荷-位移坐标系的第一、三象限。

（2） 在载荷绝对值不大于“液气弹簧动作载荷”时，弹簧不产生位移;当载荷大于“液气弹簧动作载荷”时，液气弹簧装置按照预设的机械特性曲线产生位移，即液气弹簧装置为具有初始载荷的双向弹簧。

（3） 由两个方向导致的液气弹簧位移均导致该机构底部连接轴的位置变化，从而使齿轮托架机构产生图1（b）和图1（c）所示的机构形态。其中由船厢欠载引起的向上的船厢不平衡载荷，导致液气弹簧装置底部连接轴产生向上的轴向位移;由船厢超载引起的向下的不平衡载荷，导致液气弹簧装置底部连接轴产生向下的轴向位移。

如图2所示，液气弹簧装置主要由液气弹簧油缸组件和液压控制系统组成。液气弹簧油缸组件由液气弹簧油缸、支架、自润滑轴承、拉杆、上法兰、下法兰、滑动套筒、导向轴套、测量轴及其轴承等零部件组成。液气弹簧油缸结构采用双活塞杆形式（见图3），在正常工况下，油缸两端活塞的环形端面分别与油缸缸体两端的上端盖和下端盖接触，并通过中部油腔的油压力顶紧。油缸中部的铰轴通过自润滑轴承支承于支架，支架通过螺栓与船厢结构相连。油缸上部活塞杆的端部与法兰之间通过螺纹连接，油缸下部活塞杆通过导向轴套与下法兰的安装孔以间隙配合装配（见图4）。下法兰底部开有铰轴孔，通过自调心滚动轴承、测量轴、轴端挡板以及连接构件与齿轮托架底梁端部铰接。上、下法兰通过拉杆相连，上法兰拉杆安装孔安装了带法兰的自润滑轴套，拉杆上端空套于带法兰的自润滑轴套内孔，顶部以螺母定位，拉杆下端则通过上、下螺母固定于下法兰（见图5）。

液气弹簧油缸与液压泵站的气囊式蓄能器连通，液气弹簧预紧力由蓄能器的油压确定，并可根据需要调整。油缸与蓄能器组成的液气弹簧具有预压缩线性弹簧的位移载荷特性：当齿轮载荷小于由蓄能器油压确定的预紧载荷时，两活塞被油压力顶靠在油缸两端，液气弹簧保持初始位置;当齿轮负荷超过预紧载荷时，双活塞杆液气弹簧油缸无杆腔的油压超过初始值，并壓缩蓄能器气囊的气体使其容积缩小，油缸内的油液进入蓄能器，使液气弹簧油缸的受压活塞产生轴向位移。

根据拉杆及活塞杆头部的结构型式，当船厢液气弹簧装置在测量轴部位承受小齿轮托架底梁传递的竖直向下载荷时，该载荷经过下法兰盘、带螺纹拉杆、上法兰盘传递至上部活塞杆，形成上部活塞对液气弹簧油缸无杆腔的压力。当该载荷小于由蓄能器设定的液气弹簧油缸无杆腔油液对上部活塞杆的初始油压力时，上部活塞杆保持不动;当该载荷大于液气弹簧油缸无杆腔油液初始设定值时，所产生的油杆腔油液压缩蓄能器的气囊，从而使上部活塞杆向下移动，造成油缸无杆腔的压力进一步增大，蓄能器的气囊被进一步压缩，从而使系统呈现弹簧特性。与此同时，下法兰在向下的外部载荷作用下亦同时向下位移，与下活塞杆底端螺纹连接的导向轴套相对于下法兰内孔相对滑动，从而使下活塞杆不受外载荷作用，并相对于液气弹簧油缸缸体保持静止。下法兰及其测量轴向下的运动导致小齿轮托架机构产生图1（b）所示的机构运动，从而使船厢产生向下的位移，导致安全机构旋转螺杆和螺母柱的下部螺纹间隙减小直至消失。

同理，当船厢液气弹簧装置在测量轴部位承受小齿轮托架底梁传递的竖直向上载荷时，该载荷通过下法兰和滑动轴套传递至下部活塞杆，形成下部活塞对液气弹簧油缸无杆腔的压力。当该载荷小于由蓄能器设定的液气弹簧油缸无杆腔油液对上部活塞杆的初始油压力时，下部活塞杆保持不动;当该载荷大于液气弹簧油缸无杆腔油液初始设定值时，所产生的油杆腔油液压缩蓄能器的气囊，从而使下部活塞杆向上移动，导致油缸无杆腔的压力进一步增大，蓄能器的气囊被进一步压缩。测量轴向上的运动导致小齿轮托架机构产生图1（c）所示的机构运动，从而使船厢产生向上的位移，导致安全机构旋转螺杆和螺母柱的上部螺纹间隙减小直至消失。

2 液气弹簧重要参数的确定

2.1 液气弹簧载荷

根据图1（a）中小齿轮托架的结构布置以及底梁的力矩平衡条件，单个液气弹簧承受的载荷为

Ps=Fpλ （1）

式中：Fp为单个齿轮承受的驱动机构竖直方向载荷;λ为齿轮托架机构底梁的杠杆比，即齿轮托架底梁支承跨距L1与底梁支铰至小齿轮中心的水平距离L2之比。

单个齿轮承受的驱动机构竖直方向的正常工况设计载荷Fpd可按下式计算[11-12]：

Fpd=kd4（Few+Fa+Ff+Fs）（2）

式中：Few为由于实际水深与设计水深的差值引起的水体重力载荷，一般按规定的误载水深进行计算;Fa为由船厢质量和平衡重质量引起的正常起制动过程中的惯性力;Ff为平衡滑轮轴承摩阻力;Fs为钢丝绳僵性阻力;kd为载荷不均匀系数。

船厢失衡事故是指由于船厢漏水等原因造成的实际水深与设计水深之间差值超过设计规定值的情况。液气弹簧设计所需的载荷包括液气弹簧动作初始载荷和液气弹簧极限载荷值。液气弹簧动作初始载荷Psp为

Psp=Fspλ=Fpd+ΔFλ（3）

式中：Fsp为液气弹簧动作时刻齿轮的载荷，在此载荷之下驱动系统已经停机。ΔF为液气弹簧动作时刻齿轮的载荷与齿轮设计载荷的差值，主要考虑齿轮载荷超过设计载荷后驱动系统停机过程中船厢不平衡载荷的增加，一般由设计者确定。

液气弹簧极限载荷Plim为

Plim=Flimλ=Fspλ+k0fs（4）

式中：Flim为齿轮极限载荷;k0为将液气弹簧作为线性弹簧考虑时弹簧的弹性系数，由设计者根据经验确定;fs为液气弹簧油缸的最大行程，该参数的取值在下节将会详细讨论。

液气弹簧的实际载荷可由装设在底部与底梁连接的测量轴测量。当齿轮载荷超过设计载荷Fpd时，由测量轴测得的液气弹簧载荷Ps超过与齿轮设计载荷对应的液气弹簧载荷Fpd/λ，监测系统发出信号，驱动系统实施停机。当齿轮载荷继续增加，液气弹簧实际载荷达到Psp时，液气弹簧开始发生位移，在位移逐渐增加过程中液气弹簧载荷也逐渐增加，直至安全机构旋转螺杆与螺母柱的螺纹副间隙消失。由于液气弹簧极限载荷是按液气弹簧最大行程和弹性系数计算，而液气弹簧的实际行程由失衡事故发生时安全机构螺纹副实际间隙决定。为了保证升船机的安全，液气弹簧实际行程是不可能达到液气弹簧油缸最大行程的，因此，液气弹簧的最大载荷也不可能超过其极限载荷。但为安全起见，设计中液气弹簧油缸的强度和液压系统的最大压力依然按液气弹簧的极限载荷计算。本文亦按照液气弹簧动作终了时刻其行程达到最大行程的假定进行分析。

2.2 液气弹簧油缸最大行程

液气弹簧油缸的最大行程是液气弹簧装置较为重要的参数，油缸的最大行程必须保证安全机构螺纹间隙消失后液气弹簧油缸尚保留一定的富裕行程，以避免安全机构螺纹间隙尚未消失而油缸行程已用尽，此时安全机构螺纹副无法接触，从而无法提供支承。为此，螺纹间隙应尽量考虑较大值，即上下螺纹间隙不相等而偏向一侧时的较大间隙值，同时应考虑安全机构和驱动机构所在船厢结构在发生失衡事故时的变位差值[13]。对于大中型齿轮齿条爬升式升船机，液气弹簧油缸最大行程可按下式计算：

fs=λ（2dsb+df+dm）（5）

式中：fs为液气弹簧油缸最大行程;dsb为安全机构理论螺纹间隙（即上下螺纹副间隙相等时的螺纹间隙值）;df为安全机构和驱动机构所在船厢结构在船厢发生失衡事故时的变位差值;dm为油缸行程的裕度。式（5）中单边间隙2dsb表示上下螺纹副间隙全部集中至螺牙的一侧的情形，亦即发生了螺母柱和螺杆的螺牙反向相互接触的情况，这无疑是最不利的极端情况。

2.3 蓄能器的初始气体容积

蓄能器内气体的压强p和容积V满足波义耳定律[14]：

pVn=C（6）

式中：C为常数，n为指数。对于等温热力学过程，n=1;而对于绝热热力学过程，n=1.4。升船机升降运行中的船厢失衡事故一般是由船厢漏水引起。三峡升船机和向家坝升船机的现场试验表明，由船厢漏水事故引起的液气弹簧动作相对较缓，因此液气弹簧蓄能器设计可按等温过程考虑。液气弹簧蓄能器设计的基本方程为

p0V0=p1V1=p2V2=C（7）

式中：p0为蓄能器充气后的初始压强;V0为初始容积，亦即蓄能器总容积;p1为液气弹簧开始动作初始时刻的蓄能器压强;V1为该时刻的蓄能器容积;p2为液气弹簧动作终了时刻的蓄能器压强，V2為该时刻的蓄能器容积。其中：

p1=4PspπDi2=4FspπλDi2（8）

p2=4PlimπDi2=4FlimπλDi2（9）

式中：Di为液气弹簧油缸的内径。

蓄能器的有效容积Vw为液气弹簧油缸活塞全行程移动所排出的液压油体积：

Vw=V1-V2=πDi2fs4（10）

根据式（7）～（10），可求得蓄能器总容积为

V0=FlimFspfsλp0（Flim-Fsp）（11）

需要指出的是，由于等温过程是理想的热力学过程，液气弹簧动作过程中系统温度不可避免地会发生变化，特别是当船厢升降过程发生卡阻或大量漏水而导致小齿轮载荷快速增加时，蓄能器实际热力学过程与等温过程会有一定的偏差，按等温过程进行的计算使蓄能器总容积偏小，因此按式（11）计算的蓄能器总容积应视为最小值，在确定蓄能器总容积设计值时，应考虑适度的裕量。

3 液气弹簧的弹性系数函数和机械特性函数

在液气弹簧动作过程中，与液气弹簧活塞杆位移x相对应的蓄能器气体容积V（x）为

V（x）=V1-Sx（12）

式中：S=πDi2/4，为液气弹簧油缸无杆腔面积。

假定液气弹簧活塞移动过程中蓄能器的压强为p（x）。根据等温过程的波义耳定律：

p（x）V（x）=C（13）

对式（13）两边微分，得：

V（x）dp（x）+p（x）dV（x）=0（14）

将式（12）～（13）代入式（14）得：

dp（x）dx=p（x）SV1-Sx=SC（V1-Sx）2（15）

将C=p1V1以及式（8）代入式（15），得：

dp（x）dx=Sp1V1（V1-Sx）2=PspV1（V1-Sx）2（16）

液气弹簧油缸动作过程中的轴向载荷P（x）为

P（x）=p（x）S（17）

将式（17）代入式（16），得液气弹簧的弹性系数函数为

ks（x）=dP（x）dx=Sdp（x）dx=PspV1S（V1-Sx）2（18）

从式（18）可看出，液气弹簧的弹性系数函数为位移的正值非线性函数。对式（18）积分写成如下形式可求得液气弹簧的机械特性曲线：

dP（x）=ks（x）dx=PspV1S（V1-Sx）2dx（19）

对式（19）两边积分可得：

P（x）-Psp=∫x0PspV1S（V1-Sx）2dx=PspV1V1-Sx-Psp（20）

液气弹簧的机械特性曲线精确表达式为

P（x）=PspV1V1-Sx（21）

令x0=V1/S，式（21）可写为

P（x）=Psp1-xx0（22）

为便于升船机系统动力学分析和控制，也可将式（22）写成如下幂多项式级数形式：

P（x）=SymboleB@i=0Pspxx0i（23）

由于x/x01，该级数是收敛的，因此，可以略去n>3的项，得：

P（x）≈Psp（1+xx0+x2x02+x3x03）（24）

很明显，该液气弹簧为动作初始载荷为Psp、预压缩量为x0的预压缩非线性弹簧。需要注意的是，式（22）和式（24）式对应的是P（x）和x均为正数的情况，即对应于x-P（x）坐标平面第一象限的情况。由于液气弹簧可承受双向载荷，式（22）和（24）对应的机械特性曲线相对于x-P（x）坐标原点反对称。

在三峡升船机液气弹簧设计中，齿轮托架机构底梁的杠杆比为λ=2，安全机构螺纹副设计间隙为60 mm，根据式（5）求得液气弹簧最大行程为380 mm[15]。将相关技术参数Fsp=1 650 kN，Flim=2 200 kN代入式（4），求得线性弹簧的弹性系数为0.723 7 kN/mm，则按线性弹簧确定的液气弹簧机械特性曲线为

P（x）=825+0.7237x（25）

上式及此后的公式中，P（x）单位为kN，x单位为mm。

蓄能器初始压强p0确定为8 MPa。根据式（11）计算出蓄能器初始容积V0值为0.158 5 m3，根据式（22）以及式（7）求得的液气弹簧非线性机械特性曲线为

P（x）=8251-0.000654x（26）

设计中初始容积实际取值为0.2 m3，求得对应的的液气弹簧非线性机械特性曲线为

P（x）=8251-0.000503x（27）

与式（27）对应的幂多项式形式为

P（x）=825+0.415x+2.087×10-4x2+1.05×10-7x3（28）

求得的液氣弹簧机械特性曲线如图6所示。

从图6可以看出：精确的非线性机械特性曲线位于设计中所使用的线性机械特性曲线的下方，说明弹簧机械特性整体上较线性特性曲线软。增加蓄能器容积后的实际机械特性曲线位于最底部，说明增加蓄能器的初始容积增加使液气弹簧刚度变小。根据式（27）和式（28）计算出的液气弹簧极限载荷值分别为1 020 kN和1 019 kN，对应的齿轮极限载荷值为2 040 kN和2 038 kN，较设计值2 200 kN略微降低，这样的设计处理，在不降低液气弹簧失衡事故缓冲功能的条件下，使齿轮乃至整个驱动机构的安全裕度略有提高，对于保证驱动机构设备安全是有益的。

4 结 语

本文详细阐述了齿轮齿条爬升式垂直升船机液气弹簧装置的功能要求、结构组成、动作原理以及液气弹簧装置设计载荷、油缸最大位移和蓄能器初始位移的计算方法。根据等温过程的波义耳定律，推导出了由液气弹簧蓄能器产生的液气弹簧弹性系数函数的表达式、液气弹簧非线性载荷位移特性函数精确表达式以及幂多项式近似表达式。研究表明：在相同的位移下，液气弹簧的作用载荷不大于按线性弹簧计算得出的载荷值，且当蓄能器的气体初始容积取值大于按照等温过程波义耳定律计算的初始容积值时，液气弹簧以及齿轮的极限载荷值略小于对应的按线性刚度计算的液气弹簧以及齿轮的极限载荷设计值。

参考文献：

[1] 钮新强，覃利明，于庆奎.三峡工程齿轮齿条爬升式升船机设计[J].中国工程科学，2011，13（7）：96-103.

[2] 朱虹，邓润兴.三峡升船机总体布置设计[J].人民长江，2009，40（23）：48-50，92.

[3] AKKERMANN J，RUNTE T，KREBS D.Ship lift at Three Gorges Dam，China-design of steel structures[J].Steel Construction，2009，2（2）：61-71.

[4] 林太举，朱翼挺.金沙江向家坝高坝垂直升船机[J].水力发电，2014，40（1）66-68.

[5] LIAO L，ZHU H，ZHANG R.Research and design of the main equipments and Structure of Xiangjiaba Shiplift[J].Engineering，2014，12（5）：81-89.

[6] 金泉林.小齿轮托架机构运动仿真数学模型研究技术报告[R].北京：机械科学研究总院先进制造技术研究中心，2017.

[7] 彭惠，石端伟，王可，等.三峡升船机小齿轮托架机构动力学分析[J].机械设计与制造，2016（1）：253-257.

[8] CHEN X，XIONG C，XIONG Y.Kinematics modeling and simulation of a passive four—bar linkage[C]∥2009 IEEE International Conference on Mechatronics and Automation，ICMA，2009：4139-4144.

[9] 陈涛.三峡升船机传动系统虚拟样机设计[D].大连：大连理工大学，2005.

[10] DEAN C，DONALD L，RONALD C.System dynamics-modeling，simulation，and control of mechatronic systems[M].New Jersey：John Wiley & Sons.Inc.，2012.

[11] 钮新强，宋维邦.船闸与升船机设计[M].北京：中国水利水电出版社，2007.

[12] 国家能源局.升船机设计规范：GB 51177-2016[S].北京：中国计划出版社，2016.

[13] SHI D W，CHENG S X，ZHAO T Z，et al.Safety analysis for thread pair clearance of safety mechanism of Three Gorges Project ship lift[J].Journal of Natural Science，2014，9（6）：535-543.

[14] 王靖岳，杨芳，王浩天.两级压力式油气弹簧的非线性建模及其性能分析[J].噪声与振动控制，2020，40（4）：27-31，62.

[15] 钮新强.长江三峡水利枢纽升船机总体设计报告[R].武汉：长江勘测规划设计研究院，2007.

（编辑：胡旭东）

Research and design of hydro-pneumatic spring device in ship lift

LIAO Lekang

（Changjiang Survey Planning Design and Research Co.，Ltd.，Wuhan 430010，China）

Abstract：

The full balanced gear-rack climbing type ship lift has the safety function of ship chamber lockage in case of ship chamber imbalance.The hydro-pneumatic spring device is the key equipment for the overload locking of the ship cabin，which converts the support from the open gear-rack transmission pair of the driving mechanism to the screw thread contact pair of the rotating screw-nut column of the safety mechanism in the lifting condition.In this paper，the functional characteristics，structural composition and working principle of the hydro-pneumatic spring device of the fully balanced gear-rack climbing type ship lift were described.The calculation methods of the design parameters such as the limit load of the hydro-pneumatic spring，the maximum stroke of the hydro-pneumatic spring cylinder and the initial volume of the accumulator were introduced.Furthermore，the accurate expression of the nonlinear characteristic function of the load and displacement of the hydro-pneumatic spring and the approximate expression expressed by the power polynomial were derived.The research showed that under the same displacement conditions，the action load of the liquid-gas spring was not greater than the load value calculated by the linear spring，and when the initial volume value of the gas of the accumulator was greater than the initial volume value calculated by the Boyers law of isothermal process，the ultimate load value of the liquid-gas spring and gear was slightly smaller than the corresponding design value calculated by the linear stiffness.The research results can provide reference for designers and dynamics researchers of gear-rack climbing ship lift.

Key words：

gear-rack climbing type ship lift;hydro-pneumatic spring device;gear carrier;mechanical characteristic curve

猜你喜欢托架油缸载荷无人直升机运输托架设计及仿真分析无人机(2020年1期)2020-07-20民用飞机机载设备载荷环境科技视界(2019年19期)2019-08-29轮胎式龙门起重机顶升油缸防坠落装置研发及应用集装箱化(2019年4期)2019-06-22平板载荷试验中载荷板尺寸对极限承载力的影响科学与技术(2018年5期)2018-11-15锦江特大桥68+128+68m连续梁0#块托架设计研究价值工程(2017年31期)2018-01-17KD426：机械锁油缸科技创新与品牌(2017年9期)2017-10-20平板屈曲与平板载荷、约束的关系科技视界(2017年6期)2017-07-01水下爆炸载荷作用下圆柱壳总体动态响应分析科技与创新(2016年17期)2016-11-04卡尔玛DCE型空箱堆高机转向油缸损坏原因及改造措施集装箱化(2016年8期)2016-10-20某造船厂屋面托架设计建筑工程技术与设计(2015年26期)2015-10-21 相关热词搜索： 装置 研究 设计