船闸与升船机设计机械设备

4.3.2.1 钢丝绳卷扬式垂直升船机

钢丝绳卷扬式垂直升船机是20世纪70年代以来发展起来的一种较为新型的升船机型式，有全平衡式升船机和下水式升船机两种。前者如比利时斯特勒比升船机、湖北清江隔河岩升船机、高坝洲升船机以及福建闽江水口升船机等；后者如广西红水河岩滩升船机。斯特勒比升船机、岩滩升船机和水口升船机已建成投产，隔河岩第一级升船机已完成现场调试，其第二级升船机与高坝洲升船机正在进行机、电设备安装。该型式的升船机无需复杂的机构即可通过钢丝绳的柔性适应塔柱和船厢的变位。其主提升机受力明确，工作条件好，提升能力加大的难度小，可较少依赖船厢可逆水泵系统对船厢水深的调节；对塔柱的结构变位和施工精度要求相对较低；设备的制造和安装调试难度相对较小。在三峡工程钢丝绳卷扬全平衡垂直升船机方案的设计研究中，通过我国的“七五”、“八五”和“九五”的科研攻关，对该型式升船机的布置、载荷条件、静动态特性，以及关键设备的制造和安装、运输等技术问题，进行了一系列综合物理模型试验研究和理论计算分析，为钢丝绳卷扬式垂直升船机在我国较快的发展积累了较为丰富的技术资料。图4-10为高坝洲升船机总布置图。

图4-10 高坝洲升船机总布置图

全平衡式升船机的船厢总重量与平衡重重量相等，因此，主机只需克服误载水重、系统摩阻力、惯性力及钢丝绳不平衡重量（如设平衡链则该载荷不存在）等，从而可减小主机规模，降低运行能耗。另外，船厢在无水的承船厢室运行，工作环境好，运行过程中主机载荷相对恒定，对主机设备的工作状态和寿命非常有利。但是，为了保证承船厢室的无水状态，必须设置上、下闸首及船厢与闸首的对接设备，对闸首的密封要求较为严格；同时升船机运行程序相对繁琐。另外，受主机布置条件的限制，转矩平衡重所占平衡重总重的比例难以提高，主提升机对“承船厢—平衡重”悬吊系统的制动能力受到限制；承船厢虽由重力平衡绳和提升绳悬吊，但只有提升绳可作为承船厢的弹性支座，承船厢支承刚度较弱，使升船机的整体静动态特性稍差。

下水式升船机的船厢室与下游水域相通，船舶可经下游航道直接驶入承船厢，无需设置下闸首，简化了升船机的设备布置和运行程序。另外，承船厢主要由提升绳悬吊，支承刚度大，升船机悬吊系统的动、静态特性较好；转矩平衡重所占比例大，主机安全制动系统具有很大的制动能力，对保障升船机的安全运行更为有利。下水式升船机的缺点是承船厢重量与平衡重重量不能相等，主机负荷和规模较大，运行能耗较高；船厢下水与出水时的受力状态较复杂，出入水运行时载荷的变化大，对船厢和主机设备的疲劳强度不利。另外，承船厢下水时承船厢上的电气设备存在防水问题。

鉴于两种型式升船机相应部分的机电设备较为类似，以下分别对钢丝绳卷扬全平衡式升船机的上、下闸首设备和主体设备进行介绍。

（1）上、下闸首设备。对于全平衡垂直升船机，上、下闸首设备的功能，一方面是阻挡上、下游水流，使承船厢室形成承船厢的无水运行空间；另一方面承船厢通过在正常通航水位条件下与其可靠对接，实现上、下游水域分别与承船厢水域的贯通，从而形成船只进出承船厢的条件。上、下闸首设备的设计既要安全可靠，又要运转灵活、操作简便。对于下水式升船机，下游水域与船厢室连通，省去了下闸首及相应的设备。

上、下闸首设备一般包括工作门和检修门（或辅助门）及其相应的启闭机设备，以及根据总体布置的需要设置的其他设备等。根据枢纽布置及上、下游通航水位变幅的大小，上、下闸首设备采用不同的布置方式和门体结构型式。

1）上闸首设备的布置。根据上游水位变化的大小，上闸首设备采用不同的布置方式。在水利枢纽应用的一级垂直升船机，或两级升船机的第一级升船机，其上游正常通航水位经常会出现较大的变幅。通常在上闸首沿水流方向布置一道辅助门和一道工作门，工作门由多节叠梁和一扇带卧倒小门的平板大门组成。卧倒小门能适应与一节叠梁高度的水位变化。辅助门布置在工作门上游，由多节叠梁和一扇平板大门组成。辅助门除作事故检修门外，当工作门不能适应上游通航水位条件而需通过增、减工作叠梁来调整工作大门门位时，用辅助门临时挡水，协助工作门在无压状态下完成对工作叠梁门的调节。图4-11 为适应大水位变幅的上闸首工作门两种不同的布置方案。

图4-11 上闸首适应大水位变幅设备布置剖面图

（a）同门槽叠梁加提升式平板门方案；（b）双门槽叠梁加下沉式平板门方案

同门槽叠梁加提升式平板门方案最大的优点是闸门的止水可靠。工作门和辅助门的止水均为常规型式，国内已有丰富的设计、制造和安装经验，止水的可靠性有充分的技术保证。另外，船厢密封框止水与工作大门对接位置相对稳定，止水面小，易于加工制造，止水效果也容易保证。该方案的缺点在于叠梁调节过程相对复杂，所需时间较长。三峡升船机和隔河岩第一级升船机上闸首的设备布置均采用这种方案。但三峡升船机上闸首的两道闸门各由一台单向桥机操作，而隔河岩升船机上闸首两道闸门由同一台双向桥机操作。

双门槽叠梁加下沉式平板门方案与同门槽叠梁加提升式平板门方案的不同之处是工作门由多节叠梁和一扇带卧倒小门的下沉式平板大门组成，平板大门与叠梁门不同槽，两者可在各自的门槽内升降。当水位变化超过一节叠梁的适应能力，需要增减工作叠梁时，仍需辅助门配合完成。本方案在更换叠梁时，只需将工作大门锁定，而不需将其吊出门槽，减少了操作环节，节省了操作时间。同样，船厢密封框只与工作大门对接，止水相对可靠。该方案的缺点是工作大门与叠梁和门槽间同时存在止水要求，三者间的止水处理技术较复杂，止水效果不容易保证。另外，工作大门需要做多级锁定。

在大多数梯级开发的渠化航道中，下级水利枢纽的上游或多级升船机第一级以下的升船机的上游，水位变幅一般较小。闸首设备布置和操作工艺较为简单。以高坝洲升船机上闸首的布置为例，上闸首顺水流方向依次布置有事故检修门及其启闭机、钢渡槽、工作门及其启闭机。事故检修门布置在挡水坝段的航槽内，采用露顶式平面门，启闭机为单向桥机，布置在坝顶排架上。升船机正常通航时，检修门存放在门库内，当需要对钢渡槽或工作门进行检修时，由单向桥式启闭机操作，将检修门关闭。

2）下闸首设备的布置。对于单级升船机或多级通航设施位于最下一级的升船机，下闸首设备的布置应同时考虑下游水位变幅大和变率快的情况。例如，高坝洲水利枢纽的下游临近长江，水位变幅和变率均较大。为适应下游的水位变幅，下闸首布置了一扇带卧倒小门的下沉式工作大门，工作大门由固定卷扬式启闭机操作。另外，下闸首还设有一道检修叠梁门，检修门由双向桥机操作。当下游水位变化在2m以内时，由卧倒小门适应水位变化，小门由液压启闭机启闭；当下游水位变幅超过2m时，通过固定卷扬式启闭机操作大门，调整门位，以适应变化后的水位。调整后工作大门由锁定机构锁定在门槽内。

（2）升船机主体设备

1）主体设备的总体布置。升船机主体设备包括主提升机、承船厢及其设备、平衡重系统及其辅助设备和埋件等。主提升机一般布置在塔柱顶部的机房内。承船厢为槽形钢结构，由钢丝绳悬吊，在由塔柱和上下闸首围成的承船厢室内作垂直升降运动，并按上、下游水位，分别与上、下闸首相对接。承船厢的平衡重系统由重力平衡重和转矩平衡重两部分组成，与承船厢一道由钢丝绳经滑轮悬挂在塔柱顶部，在塔柱的平衡重井内作垂直升降运动。重力平衡重钢丝绳绕过滑轮直接与承船厢相连，转矩平衡重钢丝绳则缠绕在主提升机的卷筒上，在卷筒上反向缠绕的提升绳与船厢相连，转矩平衡绳和提升绳在卷筒上相间缠绕，共用工作绳槽。对于全平衡升船机，船厢加水总重与平衡重总重相等，主提升机只需克服误载水深、系统摩阻力和惯性力等载荷，即可驱动升船机悬吊系统运动。对于下水式升船机，平衡重系统的重量小于承船厢加水的重量，一般为承船厢加水重量的80%左右。

2）主体设备总体技术参数的确定。

①船厢有效尺寸。船厢有效尺寸是衡量升船机通过能力和规模的最重要的总体技术参数之一，包括船厢的有效长度、有效宽度和标准水深。其中有效长度通常指承船厢两端防撞设施之间的净距，对全平衡升船机，应绝对避免船只撞击承船厢端头闸门；否则，导致承船厢漏水，危及升船机的安全。承船厢有效宽度指两侧护舷之间的净距。承船厢标准水深指设计规定的理论水深，该参数对于全平衡式升船机有非常重要的意义，所谓全平衡即指设计水深条件下的承船厢重量等于平衡重系统的总重。承船厢有效尺寸取决于所运载设计船只的外型尺寸（长×宽×吃水深），为设计船只的外型尺寸需加必要的富余。在确定承船厢的外形尺寸时，要处理好安全性和经济性的关系：既要注意留出足够的富余，以避免船只进出承船厢过程中撞击防撞梁、擦伤护舷，以及船底或螺旋桨触及承船厢底板，又要适当节省承船厢有效空间，以避免升船机规模不必要的加大，应尽可能减少承船厢荷载。根据经验承船厢的有效尺寸，一般只考虑通过单船，其富余通常参照相同规模的船闸适当减小的原则采用。承船厢的外形尺寸，一般指承船厢的总长、外宽和厢头高度。船厢的总长等于承船厢有效长度加上2倍的防撞设施至承船厢端头的距离。承船厢外宽一般指承船厢两侧主纵梁上翼缘外侧之间的距离。在承船厢有效宽度已经确定的基础上，根据承船厢受力条件和布置，合理确定承船厢上翼缘宽度和护舷宽度，即可确定承船厢的外宽尺寸。厢头是船厢高度最大的部位。厢头高度一般与船厢设备布置有关。与该参数有关的另外一个参数是干舷高度，是指承船厢主梁上表面至标准水深时承船厢水面之间的垂直距离，该参数对全平衡式升船机也是较为重要的，需综合安全性和经济性合理确定：干舷高度过小，则在进出承船厢过程中船只前方的水体从承船厢中溢出，而船只后方的水体得不到及时补充，造成船厢关门时厢内水体深度不足；干舷高度过大，则会不必要地增加承船厢的重量。

②平衡重重量和钢丝绳的数量。在承船厢有效尺寸和承船厢外形尺寸确定后，根据承船厢的受力条件和设备布置，估算承船厢连水一起的重量，并以此重量配置平衡重。分配重力平衡重和转矩平衡重的重量，是全平衡升船机主体设备布置设计的一个极为重要的环节，与此相关的问题包括钢丝绳数量、规格的确定，以及主提升机的布置等。从保证全平衡升船机的安全可靠性出发，应尽可能提高转矩平衡重的重量。以提高主提升机对升船机悬吊系统的控制能力。特别是考虑到承船厢漏水事故，增加转矩平衡重并相应地增加安全制动器的制动能力，对于提高升船机的安全性非常重要。目前已建此类全平衡升船机，转矩平衡重在平衡重总重中所占的比例如下：斯特勒比升船机为0.184；隔河岩升船机为0.223；高坝洲升船机为0.344；水口升船机为0.129，但该升船机除了重力平衡重和转矩平衡重之外，还设置了可控平衡重，该比例在实际上可上升到0.200。升船机的承船厢和平衡重系统组成了全平衡钢丝绳悬吊系统，承船厢重量中，水体占据了大部分，在悬吊承船厢的钢丝绳中，只有提升绳具有控制船厢的作用，升船机悬吊系统的全部惯性力，全部通过提升绳传至主提升机。相对于升船机悬吊系统的重量，主提升系统的提升力比较小。因此，全平衡钢丝绳卷扬升船机具有惯性大、支承弱的柔性特征和较为复杂的动态特性，这对于升船机的控制和稳定运行是较为不利的。为了改善升船机的动态特性和承船厢结构及主提升机的受力状况，应尽可能提高承船厢的支承刚度，即在悬吊钢丝绳总数中增加提升绳的数量，这主要通过提高转矩平衡重在全部平衡重所占的比例予以实现。提高转矩平衡重比例主要受到主提升机布置的制约，提升绳和转矩平衡绳数量的增加，使得卷筒总长度增加，主提升机在升船机轴向上的布置较为困难。因此，在确定重力平衡重和转矩平衡重的重量之前，需首先设定主提升机的结构型式。具体过程如下：

（a）根据主提升机结构型式，初定钢丝绳的总数量：重力平衡绳总数＝平衡滑轮绳槽数；提升绳数＝每个卷筒的提升绳数×卷筒数；转矩平衡绳数＝每个卷筒的提升绳数×卷筒数。

（b）根据平衡重总重、主提升机提升力和钢丝绳的安全系数，初定钢丝绳的破断拉力及规格型号。

（c）初定转矩平衡重的重量和重力平衡重的重量，使其满足如下关系：转矩平衡重≤（提升绳数量×钢丝绳破断拉力／提升绳安全系数）－提升力；重力平衡重≤重力平衡绳数量×钢丝绳破断拉力／重力平衡绳安全系数；转矩平衡重＋重力平衡重＝平衡重总重。

（d）根据确定的钢丝绳规格和数量，对主提升机低速级进行布置，验证所选钢丝绳及转矩平衡重和重力平衡重重量是否满足主机在机房的布置条件。

（e）根据需要对主机结构型式进行调整，并重复以上步骤，直到满意为止。

③提升高度。升船机的提升高度一般根据设计水头确定。

④提升速度。升船机的提升速度一般是根据设计通过能力和承船厢运行平稳的要求确定。对于两级升船机，可采用通过能力相等（即提升时间相等）的原则，分别确定两级升船机的提升速度。

⑤主提升机中心距。主机中心距是影响全平衡升船机总体性能的重要参数，与重力平衡重和转矩平衡重的重量分配有密切关系。主机中心距取决于主机与平衡重以及塔柱的布置，同时，因为主机中心距决定了船厢吊点的布置，因此对船厢的受力性能和船厢悬吊系统的纵倾稳定性有很大的影响。从提高船厢纵倾稳定性出发，应尽可能增大主机中心距，但主机中心距受主机布置条件的限制。另外，还要考虑优化船厢结构受力条件，便于平衡重系统及塔柱布置等因素。

3）全平衡钢丝绳卷扬升船机的稳定性分析。全平衡钢丝绳卷扬升船机的稳定性问题的提出，主要基于该升船机的如下力学特征：其一，船厢中的水体占据大部分船厢悬吊系统的质量，而且该水体在船厢的浅长区域内易于流动；其二，船厢支撑构件只有提升绳（重力平衡绳不能起到约束船厢的作用），相对悬吊系统具有巨大的质量，支承刚度较小，而且钢丝绳只能承受拉力，不能承受压力。实际上，当由于某种外界因素使承船厢有一初始的微倾斜时，虽然流动的水体会加剧承船厢的倾斜趋势，但悬吊承船厢的上下游提升钢丝绳也会由于变形的相对变化而构成抗倾覆力矩。如果转矩平衡重和上下游提升绳的中心距足够大，则由于钢丝绳处于弹性状态，构成的抗倾覆力矩是可以抵抗倾覆力矩保证承船厢稳定的。以下我们用数学模型的方法对此进行讨论。

①水体的运动方程及对承船厢的纵倾力矩。目前国外大型升船机的运行经验，以及国内有关升船机的物理试验表明：升船机在提升或下降过程中水面波动是很小的，倾覆力矩主要由承船厢的倾斜产生，波浪产生的倾覆力矩只占很小的一部分。针对升船机的这一特点，为便于解析研究，本文在研究承船厢中的水体运动时采用了豪斯纳尔关于刚性贮液容器的简化计算方法。该方法对解决刚性容器内流体的小幅度晃动的工程问题具有足够的精度。当承船厢以角加速度α¨作微幅纵倾振动时，其中的水体由于承船厢的纵倾运动而被激发作微幅晃动，由此在承船厢与水的接触面产生液动压力并形成倾覆力矩。因此承船厢的纵倾运动与水体的晃动是相互耦合的。由于承船厢的纵向长度一般都远大于水深，因此在分析计算中忽略承船厢两端受到的水动压力而形成的倾覆力矩，仅计算承船厢底部压力分布不均而形成的倾覆力矩。如的薄层水体（见图中阴影部分），其上下面为可以由水平面自由旋转的刚性薄膜。设水体在x、y 方向的速度分量为u.、v.。在不可压缩的条件下，水体关于上述约束应遵守如下方程：

图4-12 承船厢纵倾运动稳定性计算模型示意图

式中 ——深度处刚性薄膜的旋转角速度。

由此可导出与液体自由面应满足如下方程：

式中 I、K 是与容器几何形状有关的积分。

对于承船厢的立方体水域：

式中 l——承船厢水域的长度。

根据运动的连续性：

式中 h——承船厢的深度。

根据方程（4-3）及边界条件（4-6），可求得：

将式（4-7）代入式（4-4），得：

根据式对于大型升船机承船厢，因此，1，从而可将式（4-8）简化为：

将式（4-7）对时间求导，代入式（4-2），得：

根据欧拉方程：

式中 p——作用于承船厢的水动压力；

ρ——水体密度。

将式（4-10）对时间求导后代入式（4-11）并积分，利用边界条件：p|y＝0＝0，求得：

当y＝－h 时，可求得水体对承船厢的水动压力：

由于，所以，1－

因此

由水动压力引起的倾覆力矩为：

式中 B——承船厢有效水域宽度；

Js——Js＝（ρBhl）l3。

另外，由承船厢倾斜及水体自由面晃动造成的水深不均引起的倾覆力矩为：

式中 Cs——Cs＝112gρBl3；

g——重力加速度。

水体对承船厢的总力矩为：

②升船机耦合动力学模型及稳定性分析。由于平衡重系统与承船厢系统相平衡，因此，在建立升船机系统耦合动力学模型时，不考虑上述静力平衡系统，见图4-12。由此可建立承船厢纵倾运动、水体晃动与主轴扭振的耦合动力学方程：

式中 J1——升船机上游侧（或下游侧）主提升机系统转化到低速轴上的转动惯量；

J2——承船厢绕系统质心作纵倾运动的转动惯量；

c——沿纵向方向的单根同步轴转化到低速轴上的等效扭转刚度的2倍；

v1——主提升机扭转振动的阻尼系数，v1＝2ξ1J1ω1，ξ1 为主提升机扭转振动的阻尼比，ω1 为主提升机扭振的固有频率；

βc——主提升机电机至卷筒的传动轴转化到低速轴上的等效刚度；

k——上游（或下游）侧提升绳刚度之和，钢丝绳的悬挂长度以船厢处于底部位置计算，在该位置钢丝绳刚度最小，船厢的稳定性最弱；

R——卷筒半径；

v2——承船厢纵倾运动的阻尼系数，v2＝2ξ2J2ω2，ξ2 为承船厢纵倾运动的阻尼比，ω2 为承船厢纵倾运动的固有频率；

φ1、φ2——上、下游主提升机卷筒在低速轴上转过的角度；

α——承船厢纵倾角度；

yc——承船厢质心垂直位移；

a——主提升机提升绳纵向吊点中心距。

将式（4-12）代入式（4-15），令φ＝φ1－φ2，可将式（4-13）、式（4-14）、式（4-15）及式（4-9）简化为：

其中

令，则式（4-16）可化为一阶线性常微分方程的形式：

其中

矩阵A的特征方程为：

其中

根据齐次常线性微分方程组零解稳定性的胡尔维茨定理式（4-16）稳定的充分条件为：

③承船厢纵倾稳定的简化计算方法及分析。如果只研究船厢纵倾运动α和主机的扭振φ，而不考虑船厢中水体自由表面的倾角θ0（由于升船机在运转过程中实际厢内水面晃动很小，加之船厢有效水域较长，可认为水面的倾角为零），且不考虑系统的阻尼项（对稳定性计算来说，这是偏于安全的假设），即只考虑式（4-16）中的前两式，且在该两式中消去包含 的项，可求得升船机系统满足承船厢纵倾运动稳定性条件为：

稳定性条件可转化为：

式中 为主机对船厢纵倾稳定性影响的系数；

ac——临界吊点中心距；

a——实际吊点中心距。

如果主拖动系统采用双闭环调速系统，可以认为所有电机出力相等，此时电机拖动系统不具备抗船厢纵倾的功能，因此计算中取β值为零。从式（4-24）可以看出，随着承船厢长度的增加，稳定性将明显降低；增大钢丝绳的拉伸刚度和同步轴的抗扭刚度，可减小临界吊点间距a，从而提高系统的稳定性。当吊点中心距增加时，稳定性会显著提高。

当考虑船厢内水体的波浪作用以及厢内水体的非线性动力学和运动学边界条件时，承船厢悬吊系统的稳定性条件将更加严格和复杂。此外，还需考虑安装和运行造成的船厢偏斜等因素对纵倾稳定性的影响，有些问题尚待进一步研究。因此，在应用以上公式判别稳定性时应考虑充分的裕度或采用较大的安全系数。

4）主提升机设计要点。

①主提升机的布置。主提升机是升船机的关键设备，是升船机的传力构件，担负着驱动承船厢上、下运行的职能，升船机悬吊系统的重量全部通过主机滑轮组和卷筒支座经土建结构传至基础。主提升机布置于塔柱顶部的机房内，其布置必须满足重力平衡重、转矩平衡重布置的需要。主提升机包括卷扬提升机构、同步轴系统、滑轮组及其润滑系统等附属设备。根据承船厢吊点的位置，一般可将机房的主机设备，划分为4 个对称于承船厢纵、横轴线的区域，每个区域包括若干台卷扬提升机构和滑轮组。滑轮组通常布置于每一区域的两侧。同步轴系统将4 个区域的卷扬设备相连，形成封闭的内框式矩形传动轴系统。图4-13 为隔河岩第二级升船机主机的布置图。主提升机卷扬设备，有开式传动和闭式传动两种传动型式，以闭式传动应用居多。开式传动一般用于规模不大、提升高度较小的升船机，其特点是主机工程量较省，减速器制造及现场安装难度相对较小；缺点是开式齿轮工作条件相对较差，卷筒组单重较大，增加卷筒组制造、运输和现场安装难度；安全制动器向基础传递的载荷较为集中，增加埋件的设计难度。闭式传动省去了锥齿轮箱和开式齿轮，全部齿轮置于一台减速器箱体内，如隔河岩第二级、高坝洲、水口等升船机主机型式；或分设高速级减速器和低速级减速器，如岩滩升船机主机型式。每台减速器（或低速级减速器）的箱体支承并驱动对称布置于两侧的两台卷筒组，其低速级输出轴轴端与两台卷筒组转轴通过鼓形齿联轴器相连。同步轴的纵向轴段与减速器（或高速级减速器）的第二级输出轴通过鼓形齿联轴器相连，同步轴的横向轴段与处于外侧的4台减速器的锥齿轮出轴通过鼓形齿相连。闭式传动的优点是减速器工作条件好，安全制动器向基础传递的载荷相对较为分散，卷筒组制造难度较小，减速器在工厂组装，整体性好，降低了安装难度。但主机重量较开式传动大。

图4-13 隔河岩第二级升船机布置简图（1／4 部分）

1—滑轮组；2—安全制动器；3—电动机；4—工作制动器；5—卷筒组；6—同步轴系统7—减速器；8—减速器润滑站

②主提升机的载荷：

（a）主提升机提升力。主提升机既是升船机承船厢作垂直升降运行的驱动设备，同时又是将悬吊系统的重量传递到塔柱结构的传力构件。对于全平衡升船机，由于承船厢带水重量与平衡重系统基本平衡，主提升机作为驱动机构的负载因素主要包括承船厢误载水深（即船厢实际水深和理论水深的差值）、钢丝绳缠绕卷筒和滑轮的僵性阻力、卷筒和滑轮的轴承摩阻力、升船机悬吊系统和主提升机加、减速时的惯性力以及卷筒和滑轮两侧钢丝绳重量的差值（对于提升高度较大的升船机，一般在船厢底部和平衡重底部之间设平衡链，此时该差值被抵消）。对于平衡重总重的实际偏差，可在升船机调试阶段进行现场调配，因此可不予考虑。主提升机提升力即为上述载荷分量的绝对值之和。在设计中该载荷值用于主提升机电动机容量计算和齿轮传动设备、高速轴零部件及同步轴系统的疲劳强度计算。有关主提升机摩阻力和钢丝绳僵性阻力的计算可参照起重机的设计计算方法。

（b）升船机悬吊系统重量。主提升机的低速级不但传递主提升机的提升力，同时将升船机悬吊系统的重量传递至塔柱。其中，承船厢重量及与此等值的重力平衡重由滑轮组传递和转矩平衡重重量，通过卷筒组及减速器箱体传递。因此，低速级传递基础载荷的零部件（滑轮组、卷筒组、减速器箱体及机架等）强度一般根据钢丝绳的拉力计算。根据传力构件的受载性质，该载荷既作为部分构件静强度的设计计算载荷，如卷筒结构、滑轮结构、减速器箱体、机架等，又是部分构件的疲劳强度计算载荷，如卷筒轴、轴承等。

（c）安全制动系统的制动力。在正常情况下，升船机的启动加速度和制动减速度由主提升机电力拖动调速系统控制，其加速度绝对值约为0.01m／s2，因此，正常工况下的惯性力较小，且被计入主提升机提升力中。但在紧急制动工况下，升船机的制动由主提升机安全制动系统执行，有可能出现数倍于提升力的制动力。为此，在全平衡升船机安全制动系统设计中，紧急制动通常采用两级上闸的技术措施，以避免对主提升机和钢丝绳的过大冲击。尽管如此，在运行和调试过程中，仍有出现主机承受最大制动力的可能，这一点已为在建和已建升船机所证实。因此，主机安全制动系统的制动力应作为主机系统（包括机械传动系统）设计的校核载荷。单台工作制动器的制动力矩，一般取为单台电动机额定力矩的1.8～2倍。对全平衡升船机，安全制动器的制动力矩，一般取为转矩平衡重重量对卷筒轴负载力矩的1.25～1.75 倍。有时为了选用标准产品，工作制动器和安全制动器的实际制动力矩有可能超过该推荐值。作为主提升机校核载荷的安全制动系统载荷，应按事故制动的最不利情况确定。

（d）紧急制动时升船机的惯性力。当实施紧急制动时，船厢、平衡重系统，以及主提升机会产生很大的惯性力，这些惯性力都将传递给主提升机。根据隔河岩第一级升船机主机现场联调试验，在最不利情况下，制动减速度最大值超过0.3m／s2，因此，有必要分析紧急制动时升船机系统的动力学，确定主机各部件在该工况下的惯性冲击力，并以此作为主机各部件的校核载荷。

（e）承船厢水满厢载荷。对于全平衡升船机，在船只进出船厢工况，还应考虑船厢装满水体的工况，此时主机承受深度为干舷高的厢内水体附加载荷。不过由于安全制动器处于制动状态，该附加载荷仅作用于主机低速级零部件，不作用于减速箱、电动机及高速轴传动轴等主机机械传动系统。

③主提升机启动和制动的运行程序：

（a）主提升机的启动程序。对于全平衡升船机，由于悬吊系统不平衡载荷的大小与方向在每次运行中都是随机的，主提升机机械传动系统齿轮的接触及受力情况在每次运行时都会发生变化。因此，在启动过程中应避免由于齿轮接触状况的改变以及内力的突然释放所产生的对主提升机传动系统的冲击，启动前应消除传动系统的齿轮间隙，释放系统内力。现以隔河岩第一级升船机主机的启动程序为例加以说明：a）启动电机（电流环通电），按照前次运行结束时载荷的大小和方向，预加力矩；b）工作制动器松闸；c）重新调整电机预加力矩：根据本次运行的载荷的实际大小和方向，改变电机的预加力矩，使电机出力与外载平衡，同时消除机械传动系统的间隙；d）安全制动器松闸，同时闭合主拖动速度环，主提升机按照设定的速度曲线投入运转；e）“工作制动器松闸”和“安全制动器松闸”指令发出后，设在工作制动器和安全制动器上的检测装置将发出松闸成功的信号。如果松闸不成功，则发出“工作制动器上闸”和“安全制动器上闸”指令，终止松闸程序。水口升船机的主机运行程序在步骤“c）”之后增加工作制动器上闸动作，在步骤“d）”之后增加工作制动器松闸动作，虽然启动程序更加复杂一些，但可增加系统的安全性。（b）主提升机的正常制动程序。主提升机的正常制动由电气系统实施，安全制动系统的制动程序在主提升机完全停止运转后进行。隔河岩第一级升船机的正常上闸程序为：a）工作制动器全压上闸；b）延时数秒后，工作制动器全压上闸。在此过程中，如果上闸检测装置发出上闸成功的信号，主拖动系统将退出工作。否则，执行以下“紧急制动”程序。（c）紧急制动程序。电气系统出现故障，不能实施正常制动时，应立即实施安全制动系统的紧急制动程序。紧急制动程序由主机安全制动系统（即工作制动器和安全制动器）执行。考虑到升船机系统的巨大惯性，紧急制动需兼顾制动的安全性（快速性和有效性）和平稳性。为了保证制动的快速性，可采用工作制动器进行制动，制动的有效性则由制动器足够的制动力保证。为了避免制动的巨大冲击，紧急制动应采用两级上闸或调压上闸方式。隔河岩升船机和高坝洲升船机的紧急制动程序为：a）接到“紧急制动”指令后，工作制动器按照设定的压力曲线调压上闸。b）延时数秒后，安全制动器分级上闸。水口升船机紧急上闸程序基本相同，不同的是工作制动器为两级上闸。

（d）主提升机的事故运行条件。当升船机在升降过程中设备发生故障时，为安全起见需将承船厢升（降）至上（下）锁定位置。因此在主提升机的设计中，需考虑升船机的事故运行条件。例如高坝洲升船机招标文件中对主提升机的事故运行条件规定如下：a）在承船厢升降过程中，一套电气传动装置损坏，或一根同步轴断裂后，主机继续完成本次船厢的上升或下降运行；b）在承船厢升降过程中，一套电气传动装置损坏，同时一根同步轴断裂后，主机驱动承船厢向载荷轻的方向运行，将承船厢提升至上游或下降至下游，船只驶出承船厢后停机检修；c）承船厢升降过程中，两套电气传动装置损坏后，主机驱动承船厢向载荷轻的方向运行，将承船厢提升或下降至上游或下游，船只驶出承船厢后停机检修；d）承船厢升降过程中，一根钢丝绳破断，经处理后主机可在缺少一根钢丝绳的情况下，继续完成本次承船厢的上升或下降运行；e）承船厢升降过程中，发生少量失水时（总欠载量不大于100t），主机向上运行至上锁定位置；f）承船厢升降过程中，总失水量大于100t时，主机制动、承船厢夹紧装置夹紧，同时启动沿程补水装置向船厢补水，查明漏水原因并予以排除。

（e）主提升机主要设备的结构设计。a）升船机主提升机采用多电机驱动型式。目前国内钢丝绳卷扬垂直升船机所用的主机驱动电机均采用国外进口电机。近年来建造的升船机，主机均采用交流电机驱动。由于升船机主机电动机控制的特殊要求，如速度控制、位置控制、多电机力矩均衡等，主拖动系统一般采用双闭环（速度闭环和电流闭环）调速系统。有关升船机主拖动系统的内容，另见有关章节，本节介绍电动机驱动功率的计算。主提升机电机驱动功率计算是根据主提升机的提升力、提升速度和效率，计算出单台电机的平均计算功率，再根据升船机的运行条件以及载荷不均因素，乘以一个大于1 的系数。由于主提升机采用多电机驱动，采用机械轴刚性同步，提升钢丝绳载荷不均、电机特性差异等因素，电动机负载不均是难以避免的。采用双闭环调速，电动机负荷不均通常可控制在10%以内。确定电动机功率的另外因素是升船机的事故运行条件，即当主提升机一台或数台电机出现故障的情况下，其余电机应在一定条件下继续运行。对不同的升船机，由于电机数量不一样，其事故运行条件也不尽相同。例如，按照高坝洲升船机规定的主机事故运行条件，主机单台电机功率为单台电机平均计算功率乘以系数1.3。根据“七五”至“九五”期间国家科技攻关课题对三峡升船机物理模型和试验机的研究，主提升机的效率为0.85 左右。由于主提升机提升速度较小，低速级转速很低，为避免减速器传动比过大，主提升机电动机的转速应选用较低值。对于直流电机，转速取值一般为500rpm左右；对于交流电机，转速取值一般为600～700rpm左右。b）齿轮传动设备的设计。主提升机齿轮传动设备由于受布置限制，减速器多采用硬齿面齿轮，闭式齿轮精度一般为6 级，开式齿轮精度则为8级。对于闭式传动，主提升机减速器传动比较大，部分或全部减速器中包含锥齿轮传动，减速器低速级为双出轴。减速器箱体承受较大的竖直载荷。图4-14 为主提升机闭式传动减速器齿轮系统布置简图。减速器的承载能力计算根据国家标准和行业规范，主要考虑正常工况、过载工况和事故工况。正常工况指减速器承受正常提升力的工况。该工况作为减速器满足设计寿命所进行的疲劳强度计算工况，强度计算包括齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度。减速器低速级的额定计算载荷可以为规定的减速器额定输出扭矩值，该值大于根据提升力计算出的减速器平均负荷扭矩，该方法与实际受载情况较为接近，在主机轴向空间不足而要求限制减速器宽度的情况下，低速级传动件可采用该方法确定计算载荷，如高坝洲升船机；也可直接取电机额定功率对应的各级齿轮扭矩作为计算载荷，这种取法偏于安全，如隔河岩第一、二级升船机。对于减速器高速级的齿轮及传动件，根据SL41—93《水利水电工程启闭机设计规范》，其疲劳计算载荷应为电机额定力矩的1.3～1.4倍；其余各级齿轮及其他传动件的疲劳计算载荷可取为电机额定功率所对应的扭矩值。根据减速器考虑到减速器的重要性和现场检修的困难，减速器的设计寿命应等同于升船机的设计寿命。隔河岩、高坝洲升船机的设计一般寿命为35年，齿轮设计应符合国家齿轮设计的有关标准，如GB／T 3480—1997《渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法》。高坝洲升船机对正常工况减速箱齿轮的安全系数规定如下：齿根弯曲疲劳强度安全系数不小于1.5，齿面接触疲劳强度安全系数不小于1.25。另外，对正常工况下减速器的其他零部件也提出了相应的疲劳强度要求。如传动轴的疲劳安全系数在减速器额定载荷下不小于2。在主提升机减速器设计中，通常将过载工况规定为减速器承受1.8 倍正常提升力的情况。规定该工况主要是为了保证减速器在偶然超载情况下的承载能力，满足升船机的事故运行条件。在隔河岩升船机主提升机减速器技术要求中对减速器过载能力的计算作出如下规定：第一级齿轮付（包括轴、轴承、连接件）在1.8倍的额定功率下，设计寿命不小于10000h，齿轮齿根弯曲疲劳安全系数不小于1.5，齿面接触疲劳安全系数不小于1.25；其他各级齿轮在1.8倍额定功率下设计寿命为5000h，齿根弯曲疲劳安全系数不小于1.25，齿面接触疲劳安全系数不小于1.1。传动轴疲劳安全系数不小于1.5。在减速器正常工况和过载工况的疲劳强度计算中，规定载荷为双向且两方向出现几率相等。减速器的事故工况规定为减速器承受3.2倍的减速器额定载荷的情况。该工况的计算主要是保证减速器的静强度。对传动件、连接件及箱体进行静强度校核，许用应力的取值不应大于0.8σs 及0.5σb。主提升机减速器一般采用喷油强制润滑，即每一台减速器配备一台独立的稀油润滑站，对减速器齿轮齿面及轴承的等相对运动的接触表面进行喷油润滑。在减速器润滑系统中应附设压力检测、滤油器堵塞检测，以及油温油位检测、报警等装置。所有检测装置除有现场显示外，还应留有接口，以便主监控系统采样。c）卷筒组。卷筒组是主提升机的重要部件，主要承受所缠绕的钢丝绳的拉力。目前国内外钢丝绳卷扬式升船机，均采用整体式钢丝绳缠绕焊接结构型式。卷筒组主要由卷筒、转轴、制动盘、轴承、轴承座、压板及连接件等组成。若主机采用开式传动，则需在卷筒上安装开式大齿轮。与一般起重机相比，升船机主机卷筒组的特点是多个钢丝绳（包括提升绳和转矩平衡绳）在卷筒上缠绕，载荷较大。另外一个特点是卷筒筒体加工精度要求高。开式传动设备，由于一台减速器仅驱动一台卷筒，因此每台卷筒缠绕的钢丝绳数量较多，卷筒组的载荷和尺寸都较大。以隔河岩第一级升船机主提升机为例。每个卷筒上缠绕4 根提升绳和4 根转矩平衡绳。其中两根提升绳和两根转矩平衡绳位于卷筒中线一侧，在左旋绳槽上缠绕，而且提升绳和转矩平衡绳相邻布置，提升绳和转矩平衡绳共用工作圈；另两根提升绳和两根转矩平衡绳相对于卷筒中线对称布置，在右旋绳槽上缠绕。靠近制动盘一侧的提升绳绳头穿过筒体上的绳孔，用压板和螺栓固定在筒体内的钢环外表面，其余钢丝绳绳头用压板和双头螺柱固定在卷筒筒体外表面。每根提升绳或转矩平衡绳的工作圈为4 圈，提升绳安全圈为2.5～2.75 圈，转矩平衡绳安全圈为2.25 圈。卷筒直径为3.5m，筒体长度接近3.5m，槽底厚度65mm。每个卷筒组支承于两端的独立轴承座。卷筒轴不传递扭矩，轴与筒体轮毂在其轴肩定位一侧（靠近开式齿轮一侧）采用过盈配合，另外一侧采用过渡配合。筒体与制动盘之间、筒体与开式齿轮之间用剪力套及螺栓连接。隔河岩第二级升船机主提升机卷筒组装配示意图，见图4-15。

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图4-14 主提升机闭式传动减速器齿轮系统布置简图

图4-15 卷筒组装配示意图

1—鼓形齿联轴器；2—减速器箱体；3—滚动轴承；4—筒体；5—卷筒轴；6—制动盘；7—轴承座；8—高度显示器

每个卷筒组按同一旋向缠绕两根提升绳和转矩两根平衡绳，每个卷扬机的两台卷筒组绳槽旋向相反，且相对于减速器中心线对称布置钢丝绳。每根提升绳或转矩平衡绳的工作圈为7.5 圈，提升绳安全圈为2.5 圈，转矩平衡绳安全圈为2圈。钢丝绳绳头固定方式与第一级升船机相同。每台减速器驱动同一卷扬机的两个对称布置的卷筒，其箱体在低速轴两端部位设支座支承两卷筒轴的一端。卷筒的另一端支承在安装于机架上的轴承座上。转轴与减速器低速轴通过特制的鼓形齿联轴器相连。卷筒轴与筒体的轮毂采用过渡配合，并在靠近减速器一侧通过花键、剪力套及螺栓与筒体轮毂连接。卷筒结构是由圆筒、支轮、轮毂焊接成一体的组合结构，为控制筒体的重量，筒体和支轮材料通常采用Q345C钢，轮毂则采用优质碳素钢，圆筒由钢板卷制并焊接成整体圆筒，支轮与筒体的焊接采用单面U形坡口角焊缝。支轮与轮毂的连接采用双面坡口对接焊缝，卷筒焊接后进行热处理，以消除内应力。为保证船厢在运动过程中的水平，需严格控制主机各卷筒的相对直径偏差，如隔河岩升船机主机卷筒的绳槽底径公差为0.5mm，各卷筒绳槽底径相对差为0.3mm。卷筒组的设计计算包括正常工况的设计计算和事故工况的校核计算。正常工况指主机承受正常提升力的工况。卷筒组载荷主要是钢丝绳拉力及结构自重。主机提升力作为载荷的一部分已包含在提升绳的拉力中。在升船机运行初始，船厢经过初始调平基本满足设计水深下船厢水平和提升绳受力均衡。但是，由于船厢结构的超静定性质，船厢的误载水深载荷施加之后，并不能均匀分配至各提升绳，而且，各提升绳的拉力在船厢升降过程中将随着船厢支承刚度的变化而改变。在隔河岩和高坝洲升船机设计中，在计及提升绳受力不均因素时，是将提升力分配到各根提升绳时乘以载荷不均系数1.3。卷筒组的正常工况设计计算主要包括卷筒结构应力计算、卷筒轴的疲劳强度计算、卷筒轴的刚度计算、轴承额定动负荷等。计算方法及许用值见有关规范和设计手册，如SL41—93 《水利水电工程启闭机设计规范》、《起重机设计规范》、《机械设计手册》等。在隔河岩、高坝洲及三峡钢丝绳卷扬式升船机的设计中，通常将卷筒结构的应力控制在100MPa以内（除绳孔处应力集中外）；卷筒轴的疲劳安全系数不小于2；卷筒轴挠度控制在1／3500 以内。卷筒组校核计算的事故工况主要指船厢在停靠过程中水满厢的情况，此时提升钢丝绳张力最大。对于事故工况的计算载荷，隔河岩和高坝洲升船机设计中规定，将水满厢引起的不平衡负载（即深度为干舷高度的船厢水体重量），按1.1 的不均匀系数分配至各提升绳。事故工况的校核计算包括卷筒结构应力计算（许用应力较正常工况高）、钢丝绳压板螺栓计算和轴承静安全系数计算等，其中卷筒结构在事故状态的应力不大于140MPa，轴承静安全系数不小于2。d）安全制动系统。主提升机安全制动系统包括工作制动器、安全制动器及其动力和控制设备，是保证升船机安全稳定运行的重要设备。目前，除斯特勒比升船机主机安全制动系统采用传统的块式制动器之外，国内升船机主机安全制动系统均采用液压盘式制动器，由液压泵站集中控制。在此仅对国内升船机普遍采用的液压盘式制动器进行介绍。

（Ⅰ）液压盘式制动器的特点及性能要求。盘式制动器是随着液压技术的发展而兴起的一种新型制动装置，见图4-16。主要由碟形弹簧、制动头、摩擦片、油缸、活塞、制动器体等组成。其工作原理是依靠碟形弹簧产生上闸力，通过油压松闸。压力油进入油缸后，推动活塞压缩碟形弹簧，使摩擦片与制动盘脱离接触，制动器松闸；当油压下降时，弹簧的压力得到释放，制动力逐渐增加，油压下降到零时，制动器的制动力达到最大。盘式制动器具有以下特点：

——制动力矩的可调性好，可以实现无级调速；

——结构紧凑、便于布置，安装、调整方便；

——惯量小、动作快、灵敏度高，易于实现自动化；

——制动单元多，安全性高。由于升船机对安全制动系统的安全可靠性要求高，对制动加速度有严格的要求，因此采用液压盘式制动器较为适合升船机的特点与要求。基于升船机制动器特殊的使用条件和运行工况，与一般设备的盘式制动器相比，对其性能有着更高的要求。同类制动器上闸、松闸应有较高的同步性。安全制动器和工作制动器均有多对制动单元组成，为避免主提升机在制动或启动过程中不均匀受载，需确保同类制动器全部制动单元的上闸与松闸时间尽量一致。为此，隔河岩升船机采取了以下措施：要求同类制动器尤其是其中碟形弹簧的机械特性有较高的一致性；所有安全制动器和所有工作制动器均由同一套液压泵站集中控制；液压泵站布置在机房的中央；泵站至各制动单元之间的管路等长，以避免各制动单元压力油的沿程阻力有大的差异；要求设在制动器上的上闸、松闸到位检测装置具有良好的一致性。升船机设备的整体寿命要求比较长，为确保升船机运行的安全可靠性，制动器应具有足够的使用寿命。制动器的使用寿命主要取决于碟形弹簧的疲劳寿命。隔河岩升船机在连续运行条件下，要求碟形弹簧的疲劳寿命不低于50年。应能适应制动盘的各种误差及变形。卷筒上的制动盘不可避免地会存在制造、安装误差，并且在卷筒受载后将发生变形。制动器的结构对此应具有良好的适应能力，避免摩擦片承压不均。摩擦片的摩擦系数应稳定。一般而言，压力、温度、表面粗糙度等因素，对摩擦材料的摩擦系数都有一定的影响。升船机安全制动器主要是静止上闸，摩擦片与制动盘间没有相对滑动，制动盘表面会形成凝露和铁锈。要求摩擦片材料能适应升船机的实际运行条件，使制动器在各种运行工况下均有稳定的摩擦力。制动器应便于安装、调整。在制动盘与摩擦片间不同间隙的条件下，制动器的制动力是不同的。为保证各制动单元安装后的制动力一致，制动器的松闸间隙应便于调整，并且调整时不得影响碟形弹簧的预紧力。

图4-16 VMS／2—300 型液压盘式制动器结构示意图

1—摩擦片；2—制动头；3—蝶形弹簧；4—制动器体；5—缸体；6—活塞

（Ⅱ）工作制动器。工作制动器布置在电动机与减速器之间。制动器的制动载荷为电动机的输出力矩。由于负载扭矩较小，工作制动器的尺寸及数量都较小，制动速度相对较快，因此，工作制动器适合于紧急情况下（如升船机突然断电）的快速制动。为保证制动的可靠性，一般要求每套工作制动器制动能力不小于1.8～2 倍的电动机额定扭矩。对于全平衡升船机，由于主提升机载荷大小和方向的不确定性，当施加一定的制动力时，系统的制动加速度因载荷大小和方向不同而呈现很大的差别。因此应利用液压盘式制动器的技术特点，通过制动器液压控制系统的设计，确定合理的制动方式以控制系统的制动加速度，以减小冲击。水口升船机主机工作制动器的紧急制动采用较为简单的两级上闸方式，在隔河岩和高坝洲升船机中，工作制动器紧急制动时采用调压方式上闸，即在其液压控制系统的卸压回路中设置电磁比例溢流阀，通过预先设定的压力曲线逐渐增加工作制动器的压力，至主提升机完全停止运转后，工作制动器再全压上闸。预设的压力曲线以两级上闸为基本型式，但制动器正压力施加采用线性增加方式而非两级上闸中的突加方式。两级上闸的控制需合理确定第一级上闸力大小和持续时间。需考虑两个相互制约的因素：制动的可靠性和制动的平稳性。制动的可靠性的含义是第一级制动应保证足够的制动力，使得升船机在第一级制动过程中停止，且滑移的距离小于船厢的冲程。对于隔河岩和高坝洲升船机，该距离值为0.6m。制动的平稳性即控制由第一级制动力所确定的加速度。根据隔河岩第一级升船机的现场调试情况分析，该加速度的最大绝对值应控制在0.26m／s2 左右。考虑到在一级制动之后还有第二级制动，应该在保证制动可靠性的情况下，尽量降低第一级制动的加速度。对于下水式升船机，主提升机的方向是一定的，载荷大小的变化范围也不大。因此，紧急上闸时工作制动器不需采用两级上闸方式，只需合理确定制动力即可。在岩滩升船机设计中，紧急制动程序是由工作制动器和安全制动器共同完成的，即首先由工作制动器上闸，当主提升机速度接近零时安全制动器上闸。

（Ⅲ）安全制动器。安全制动器是有效持住船厢悬吊系统的最大不平衡载荷，系统的最大不平衡载荷发生在船厢漏水和水满船厢两种事故工况下。当船厢漏水时，主提升机卷筒上的最大不平衡载荷不会超过转矩平衡重的重量，因此当水满厢事故工况的不平衡载荷小于转矩平衡重的重量时，安全制动器的最大不平衡载荷即为转矩平衡重的重量，安全制动器制动力在此基础上乘以安全系数。这是国内现有钢丝绳卷扬升船机安全制动器制动力的通常确定方法，包括全平衡升船机和下水式升船机。考虑到事故工况出现的几率较小，安全系数不必取得太大，而且，一旦安全制动器过大的制动力在主机运转时突然施加，对主提升机设备同样造成损坏。由于液压盘式制动器选用标准产品，制动力的确定与选用的制动器型号有关，因此安全系数在某一范围取值，一般为1.25～1.75。安全制动器布置在卷筒组制动盘两侧。如果每个制动盘布置的液压盘式制动单元数目为偶数，则制动单元应相对制动盘竖直中心线对称布置，如隔河岩、水口升船机等；如果每个制动盘布置的液压盘式制动单元数目为奇数，则制动盘两侧的制动单元数目不相等，此时应将较多的制动单元布置在靠近平衡重一侧，将较少的制动单元布置在靠近船厢一侧，这样对制动器基础的受力较为有利。水口升船机除在卷扬提升机构的卷筒上布置了安全制动器外，还在独立卷筒（其作用与平衡滑轮类似）上设置了事故制动器，目的是增强升船机的事故制动能力，其布置、计算方法等与安全制动器基本相同。

（Ⅳ）液压控制系统。液压控制系统是实现安全制动功能的重要环节。对于钢丝绳卷扬垂直升船机，主机安全制动系统宜采用集中液压泵站控制，即所有工作制动器和安全制动器均由集中液压泵站控制，避免采用分区独立控制的方案。液压控制系统包括液压泵站和液压管道，其中液压泵站是核心部分，包括泵组（包括蓄能器）、安全制动器回路和工作制动器回路。安全制动器和工作制动器可由同一泵组控制，也可采用两个泵组分别控制工作制动器和安全制动器，后者因为工作制动器和安全制动器相对独立，控制系统相对简单，同时两者具有互为备份的功能，调试和维修也较为方便，但成本较高。安全制动器回路应包括松闸分支、正常上闸分支和两级上闸分支；工作制动器回路包括松闸分支、正常上闸分支和两级上闸（或调压上闸）分支。在升船机运行过程中，安全制动系统因液压系统故障而突然制动的制动力矩很大，主提升机对这样的冲击是难以承受的。因此，工作制动器和安全制动器松闸分支应具有很高的可靠性。为此，液压系统应采用两套泵组互为备用的方式，保证系统维持正常的工作油压。另外，考虑到制动器松闸过程是短时间输入压力油的过程，设置蓄能器是较为合理的。隔河岩升船机采用蓄能器维持系统油压，而由泵组维持蓄能器压力的方式，在松闸过程中蓄能器与泵组同时向系统输入压力油，以减小泵组的容量和运行时间，提高泵组的工作寿命。但必须保证泵组和蓄能器具有足够的容量，否则在松闸过程中有可能出现系统压力达不到设计值的情况。另外，为保证升船机运行过程中松闸回路畅通，可将该支路设计成并联回路。正常上闸时油缸中的压力油通过换向阀直接回油箱。紧急上闸时通常在两级上闸回路中设两个并联的溢流阀，分别控制两级上闸的油压。如果采用调压上闸，则在上闸回路设置电磁比例阀与溢流阀并联，由溢流阀控制制动器闸瓦与制动盘接触时的压力，再由电磁比例阀按给定规律提供上闸力曲线。对通电连通的换向阀可采用并联回路的方式备份，以保证上闸可靠性。在上闸过程结束后，应将液压系统的油压泄至零，或将制动头与压力油路断开，以防止升船机停止运行期间，液压系统的剩余压力将制动头顶开。隔河岩第一级升船机主提升机安全制动系统液压原理见图4-17。安全制动器和工作制动器由同一台液压泵站控制，两者共用油泵组和油箱，控制油路系统则相互独立。液压系统中的所有电磁换向阀均带阀芯位置反馈装置，检测信号输入PLC，监控系统根据检测信号可判断电磁阀的工作状态，降低液压系统的故障率。为提高液压控制系统的工作可靠性，系统中所有的电磁换向阀均采用双份热备方式，运行中某一电磁阀出现故障，将不会影响系统的正常运行。油泵电机组和蓄能器等重要元器件，亦按照双备份方式配置。制动器松闸时，由蓄能器提供压力油，将制动器打开。当蓄能器的压力降低至最低松闸压力后，油泵将自动向蓄能器充油，直至设定压力。e）同步轴系统由各轴段、支座、联轴器、扭矩传感器以及转向锥齿轮组成。同步轴系统的作用，一是保证主提升机各卷筒输出转速相等；二是当主提升机出现一台电机或两台电机失效时，其余电机可向失效电机所在的机械设备提供动力，从而保证主提升机在事故条件下能够继续运行。在理想情况下，由于主提升机各卷扬设备结构及载荷的对称性，同步轴系统不受外力。但在升船机实际运行中，各吊点区提升绳的张力不可能完全相等，各电机的输出力矩也会有差异，同步轴系统有扭矩存在，其值视升船机安装与调试情况不等。根据三峡升船机物理模型试验及岩滩、水口和隔河岩升船机的现场调试与试验机试验结果，正常情况下同步轴最大扭矩值为与单台电动机额定功率对应的扭矩值的10%～20%。同步轴系统是一闭合传动系统，与各卷扬机之间力的传递关系较为复杂。为了保证同步轴的安全，通常规定同步轴的扭矩为单台电动机额定功率对应的扭矩值，根据该扭矩值对同步轴的疲劳强度及其扭转刚度进行计算，以及进行联轴器的额定力矩计算。在同步轴系统的设计中，联轴器结构型式的选用是一个较为重要的问题。目前国内升船机同步轴系统采用两种不同的联轴器。隔河岩、高坝洲以及岩滩升船机主提升机同步轴系统采用鼓形齿联轴器；而水口升船机同步轴系统使用可以轴向伸长的万向节联轴器。联轴器型式的采用，除了经济性之外，主要是考虑传力的可靠性以及机械设备对不同型式土建结构变形的适应能力。f）滑轮组。主提升机滑轮组由多个滑轮组成，为了保证每个滑轮所缠绕的每根重力平衡绳的张力相等（等于所悬挂的平衡重块的重量），每片滑轮连同滑轮轴、轴承等相关零件应组成独立的安装单元，安装在滑轮组整体机架上的轴承座内。滑轮组的载荷状况较为简单明确，即重力平衡绳的张力。有关零部件强度的计算见《机械设计手册》和《起重机设计手册》。

图4-17 隔河岩第一级升船机主机安全制动系统液压原理简图

5）船厢结构及其设备。船厢是升船机运载船只的设备，是升船机主体设备的重要组成部分。目前国内外大、中型升船机，大多采用湿运的型式。船厢系统实际上是由槽形厢体和两端的闸门封闭形成的盛水容器；船厢与上（下）闸首对接后，船厢一侧的闸门开启，船厢的水域与上（下）游水域连通，船舶即可进、出船厢。钢丝绳卷扬式升船机的船厢由钢丝绳悬吊，并由主提升机驱动，在升船机塔柱间的船厢室内作垂直升降运行。船厢系统由船厢结构和船厢设备组成。船厢结构由主体结构和附属结构组成，船厢设备包括机械和电气控制及检测等设备。全平衡式和下水式两种不同型式升船机的船厢结构型式和设备布置有所不同。高坝洲升船机船厢结构及设备布置，见图4-18。

图4-18 高坝洲升船机船厢设备布置图

1—船厢结构；2—上游导向轮组；3—夹紧装置；4—顶紧装置；5—船厢防撞装置；6—厢头门；7—厢头门启闭机；8—充泄水装置；9—密封框机构；10—下游导向轮组

①船厢结构。

（a）结构组成。钢丝绳卷扬提升式升船机的船厢一般均采用整体焊接结构，由主体结构和附属结构组成。主体结构一般由主纵梁、主横梁、底铺板、次纵梁、小纵梁等组成。其中，主纵梁和主横梁等组成框架梁格体系，主纵梁的腹板（对箱形梁为内腹板）、底铺板与两端船厢门共同构成船厢的盛水结构。船厢附属结构包括护舷、系缆装置、厢头门门槽、防撞装置导向槽、交通通道及栏杆、上锁定结构、电控设备室、液压设备机房、夹紧支承结构、顶紧支承结构等。

（b）结构计算工况和载荷。a）设计工况。船厢在正常升降工况下，由提升绳和重力平衡绳悬吊，船厢主梁结构可简化为多支点弹性支承结构，提升绳对船厢结构的作用为弹性支承，船厢结构的外载包括船厢结构和设备自重、正常工况下船厢的水体重量（此时船厢的水体深度为理论水深加上设计误载水深）和重力平衡绳对船厢的拉力。正常对接工况，指船厢与上下闸首对接、沿程锁定机构锁定、船舶进出船厢的工况。船厢沿程锁定机构可作为固定支座，提升绳依然作为弹性支座。在此过程中，正常升降工况中的载荷依然存在。考虑到船厢水域与上、下游水域外部连通时，外部水域的水位变化、水面的长波，以及船厢进、出船厢产生的厢内水体增减，船厢水体重量载荷应较正常对接工况适当增加，简单地可假定增加的水体重量由沿程锁定机构承受。在此工况下，船厢还承受U形密封框封闭水域的侧向水压力，该水平推力经船厢顶紧机构传至塔柱。对于下水式升船机，在入水时，船厢还承受下水时的浮力。在出水时，船厢还承受水体对船厢的下吸力。b）校核工况。即水满厢锁定工况。该工况有可能发生在船厢对接过程。此时，船厢水深为设计水深加上干舷高。其计算模型与正常对接工况相同。船厢内沉船事故工况。在船厢与闸首对接期间，满载船只沉没于船厢水域，可造成船厢载荷的增加，所增加的重量保守计算可按设计船舶自重另加满载高容重的货物重。船只进入船厢时撞击防撞梁。该工况产生的撞击力作为防撞梁的设计载荷，对船厢结构特别是防撞梁支座的局部结构，可作为校核计算载荷。事故制动工况。在升船机调试和运行阶段，因各种原因实施紧急制动，会产生很大的系统加速度，从而可能激发船厢水体的晃荡，产生很大的冲击和振动载荷。需对船厢悬吊系统进行分析，确定所受到的动载，对船厢结构强度，特别是吊耳强度进行分析。船厢室进水船厢承受浮力。该工况发生在船厢停在下游、沿程锁定工作，但未与闸首对接的状态，下闸首闸门止水损坏或遇下游洪水，造成船厢室进水，使船厢结构及厢内水体失重，同时由于干舷高的缘故，使船厢承受浮力作用。空厢锁定工况。船厢内无水，全部钢丝绳卸载，每根主梁由两个锁定梁支承。该工况用于核算安装、检修时主纵梁强度。

（c）船厢主梁结构型式及强度、刚度条件。升船机船厢结构的强度、刚度及局部稳定性条件，可参照SL74—95《水利水电工程钢闸门设计规范》、GB50017—2003《钢结构设计规范》等确定。但由于升船机的特殊性，对船厢结构主梁的刚度要求较高。全平衡和下水式升船机的运行条件等存在着差别，船厢的结构型式和主梁的刚度条件也不相同。全平衡升船机，船厢提升绳的数量较少，船厢支承刚度相对较小，支座分布较为集中，提升绳容易产生张力分配不均的现象。为此，应控制主纵梁的挠度，保证船厢结构的纵向刚度。通常要求船厢主纵梁的挠度为1／2000～1／1500，主横梁的挠度为1／800。为提高扭转刚度，主纵梁采用箱形截面。在满足结构总体布置及刚度条件下，船厢结构的总体应力水平较低。但在局部区域，如船厢吊耳等位置，应力仍可能出现较大值。船厢应力的控制采用许用应力法。许用应力值可参照《水工钢闸门设计规范》确定。主纵梁和横梁材料的许用应力需分别考虑0.9 和0.95 的折减系数。下水式升船机的提升绳数量较多，分布较全平衡式为有利。主纵梁挠度一般为1／1500。确定下水式升船机主纵梁和主横梁截面型式的因素是船厢在水中和出入水过程的水力学条件，应尽量使出入水过程平缓，减少船厢承受的浮力和下吸力。为此，应尽量避免采用封闭结构空间，并在满足强度要求的前提下，尽量减少下翼缘板宽度，因此，应采用单腹板主梁。船厢的强度条件与全平衡升船机相同。

②船厢机械设备。船厢设备一般根据升船机运行的功能需求设置，不同的升船机，船厢设备种类和型式有所不同。船厢设备通常包括：厢头工作门及启闭机设备、防撞设备、U形密封框设备、充泄水设备、沿程锁定机构、顶紧机构、提升钢丝绳液压均衡设备、上、下游导承、船厢消防设备、船厢通风设备等。

（a）密封机构。密封机构用于船厢与闸首对接时，形成船厢与闸首工作门之间的蓄水空间，以便充泄水系统向该空间充水平压，并在闸首工作门和船厢门开启后，形成船厢和闸首之间的连通水域。全平衡升船机和下水式升船机的船厢密封机构的数量和布置位置是不同的。全平衡升船机密封机构为两套，分别布置于船厢的两端。下水式升船机只需在船厢的上游端有一套密封机构，为了保持船厢系统的对称性，密封机构可布置在上闸首工作门内。以下以全平衡升船机为例，对船厢密封机构作进一步介绍。如图4-19 所示，船厢密封机构由密封框架、框架支承系统、驱动与保压设备以及橡胶封水系统组成。工作时，密封框架在机械装置驱动下，沿框架支承系统推出，并压紧在闸首工作大门上。密封框架为一U形框架结构。由于水压的作用，密封框架除产生内部弯矩之外还存在内扭矩，导致的扭转变形影响密封效果，因此，密封框架一般采用箱形断面，以提高框架的扭转刚度。密封框架在被机械系统压紧时，应能产生一定的弹性变形，以适应工作大门的弹性变形。框架支承系统一般采用沿框架均匀分布的支承轮和导轮。橡胶封水系统包括密封框架与闸首工作大门之间的水封和密封框架与船厢之间的水封，均沿U形密封框架全长布置。前者为布置在密封框架前端翼缘的两道水封，分别采用P形和Ω形橡皮；后者布置在密封框架的内侧面，采用C形橡胶带，以适应密封框架与船厢之间的相对运动。驱动和保压系统一般采用液压驱动。在比利时斯特勒比升船机中，由若干液压油缸通过各自的四连杆机构带动密封框架运动，并在对接过程中将密封框架压紧在工作大门上。国内的全平衡升船机则取消了四连杆机构，由液压缸直接驱动并压紧密封框架。通常将油缸分成两组，一组既承担驱动框架的职能，又参与框架与工作大门之间的压紧，通过弹簧箱作用于框架；另一组油缸仅在框架压紧工作大门时投入使用，直接作用于框架后背翼缘上。

图4-19 船厢密封机构原理图

1—侧向水封；2—端面水封；3—框架支承系统；4—密封框架；5—驱动与保压设备；6—支座

（b）船厢门及其启闭机。船厢门布置在船厢两端，其功能是封闭船厢水域或使其与上、下游水域连通。目前国内外升船机除隔河岩升船机采用提升门外，一般采用卧倒门。每扇船厢门由布置在闸门两侧的两套启闭机操作。隔河岩升船机的船厢提升门，启闭机布置在闸门上方，通过吊杆直接与闸门连接。启闭机油缸采用中部固定支承、法兰连接型式。每扇船厢门各设一套锁定机构，锁定机构由油缸、锁定销、支座等组成。为保证闸门两吊点的同步性，采用链条带动轴角编码器对吊点位置进行监测。高坝洲升船机的船厢卧倒门，挡水面板及支承布置在外侧。两个支铰设在门体下部。开启后船厢门卧倒于船厢头部的门龛内，闸门面板与船厢底铺板齐平；关闭后闸门门顶与船厢主纵梁的上翼板齐平。启闭机布置在机舱内，通过摆臂和支铰轴驱动船厢门。

（c）船厢门防撞装置。为防止船只进入船厢时失控撞击厢头门，引发大量漏水事故，需在厢头门前沿设置防撞吸能装置。保护厢头门对于湿运升船机是非常重要的安全措施，全平衡升船机一般在两端厢头门前沿各设一套。目前国内升船机采用的防撞吸能装置有两种型式，即“钢丝绳—液压油缸”吸能装置和刚性防撞梁系统。刚性防撞梁系统原理，见图4-20。前者在隔河岩升船机中采用，后者则在高坝洲、水口、岩滩等升船机应用。隔河岩升船机“钢丝绳—液压油缸”吸能装置安装在厢头门顶部，由防撞钢丝绳、缓冲油缸、导向滑轮、调节螺母、螺杆等组成。钢丝绳横跨在厢头门前沿，绕过位于厢头门两端的导向滑轮，其绳端通过调节螺母螺杆与油缸相连。当对接过程结束时，进出船舶一端防撞吸能装置随厢头门沉入厢底，使船只得以通过。在正常情况下，钢丝绳与船只不接触，当船只进入船厢失控时，位于另一端厢头门前沿的钢丝绳即发挥防撞作用。当钢丝绳的张力超过与溢流阀设定油压力所对应的值时，油缸的活塞移动而做功，直到船只的动能全部被吸收而停止。刚性防撞梁系统包括钢梁及其升降机构，其中升降机构由液压缸、钢丝绳、滑轮及其导槽组成。刚性防撞梁由升降机构垂直支撑，横跨在厢头门前沿，防止船只撞击厢头门。当船只即将驶出船厢时，防撞梁由升降机构驱动，沿导向槽下降至卧倒门龛内。为避免船只撞击防撞梁时产生巨大的冲击力，对船厢结构及船舶造成损伤，防撞梁的截面不宜选得太大，应根据船厢的局部强度条件对防撞梁的撞击力进行限制，据此，防撞梁应按塑性理论进行设计。防撞梁一旦因被撞击而受损，即以备用梁予以更换。防撞吸能系统按升船机最大过坝船舶在船厢中行驶的动能设计。其中船舶的计算质量除了船舶自身的质量之外，还应考虑附连水体的质量。该部分质量很难进行理论计算，设计时一般可按船舶质量的30%考虑。

图4-20 刚性防撞梁系统原理图

1—定滑轮；2—防撞梁；3—钢丝绳；4—动滑轮；5—油缸；6—支座

（d）顶紧机构。顶紧机构的作用是在船厢与上（下）闸首对接过程中，提供船厢的纵向水平支承。船厢在升降终了时刻找点停位后，顶紧机构动作，与设在塔柱上的顶紧埋件相接触，防止船厢的纵向水平运动。在密封框推出、充泄水、闸门开启以及船只进出过程中，顶紧机构承受工作闸门对密封框的反力、间隙水对船厢产生的水压力以及船厢与上下游水域连通后另一端船厢门所受到的单边水压力。全平衡升船机通常设有4 套顶紧机构，分设在船厢的左右两侧。上下游各设两套，分别用于船厢与上闸首对接和船厢与下闸首对接。用于与上闸首对接的顶紧机构埋件设在下游塔柱上游面、与上游通航水位相适应的部位；用于与下闸首对接的埋件设在下游面、与下游通航水位变幅相适应的部位。对于下水式升船机，只需布置两套顶紧机构，用于船厢与上闸首的对接。顶紧机构可以设计成不同的型式，其基本原则是与埋件接触的构件应实现自锁。如图4-21 所示，隔河岩和高坝洲升船机顶紧机构由油缸、顶紧块、楔形块、导轨、支架等组成。油缸竖向布置，其中部与船厢铰支连接，活塞杆与楔形块铰接，推动楔形块在导槽内上下运动，带动顶紧块作水平运动，使之与顶紧埋件接触，或将顶紧块拉回。在顶紧块与埋件接触时，埋件对顶紧块的反力通过顶紧块与楔形块的接触斜面传递至船厢。顶紧块与楔形块之间的接触面与竖直平面的夹角小于摩擦角，以避免埋件对顶紧块的反力通过该斜面将垂直分力传递至竖直油缸。岩滩升船机所采用的顶紧机构，是利用液压马达通过螺纹传动副驱动顶紧头运动，以便在船厢对接时伸向顶紧埋件；并在对接完成后将顶紧头缩回。机构的自锁是通过螺母螺杆传动实现的。

图4-21 顶紧机构原理图

1—油缸；2—支架；3—连接板；4—楔形块；5—顶紧块；6—导轨

（e）沿程锁定机构。

a）作用与功能。建在水利枢纽上的升船机，上下游航道的水位处于变化过程中，特别是下游航道，受枢纽泄洪、电站日调节等运行条件的影响，水位变化速率比较快。即使是建在人工运河上的升船机，受相邻船闸泄水的影响，航道水位也会出现一定的波动。因此，船厢与闸首对接前后，航道的水位有可能发生较大的变化。另外，船只进出船厢过程中，由于阻塞效应，船厢内将会形成水涌，从而使船厢产生附加载荷。为避免船厢与闸首对接期间由于驱动机构的齿轮过载而导致安全机构发生作用，影响升船机的正常运行，需设置专门承受船厢附加载荷的船厢对接锁定装置。船厢停止升降运行后，沿程锁定装置即投入工作，提升钢丝绳维持停机前的载荷大小，而与闸首对接期间船厢内水体载荷的增减部分则由沿程锁定装置承担。船厢退出对接状态前，通过水位计检测船厢内的水深，如果水深误差超过允许值，则利用可逆水泵系统调节船厢内的水深，直至达到设计允许值。在此过程中，船厢作用于沿程锁定装置的载荷将逐步减少，最后残余附加载荷将转移到提升绳。基于沿程锁定装置的作用，要求其应具备以下基本性能：保持船厢的竖向位置。避免由于附加载荷的作用使钢丝绳弹性变形发生改变，而造成船厢位置的变化，最终使船厢与闸首之间的密封止水失效。船厢载荷变化后，将产生新的结构变形，也会影响船厢端部密封框的密封效果。因此，对接锁定装置的布置应尽量靠近船厢的两端，保护对接密封。附加载荷向驱动机构转移的过程应平稳无冲击。船厢退出对接前，沿程锁定装置需退出锁定状态，作用在装置内的船厢附加载荷转移至提升绳，要求移交过程平稳，不得对船厢及钢丝绳产生冲击。应能适应上、下游的水位变幅。在上、下游水位变幅的范围内，船厢都有可能与闸首进行对接，因此，沿程锁定装置需要适应水利枢纽的实际运行条件。

b）摩擦夹紧式沿程锁定机构。其工作原理是利用多组成对液压油缸，夹持或撑顶埋设在塔柱上的钢轨，从而产生摩擦制动力（图4-22）。沿程锁定埋件沿全程埋设，从而使得船厢可在沿程的任何位置锁定。沿程锁定机构的锁定载荷一般考虑两种情况：第一种情况是船厢对接过程中出现的最大载荷，该载荷按船厢对接过程中可能出现各种工况载荷考虑，一般最大载荷出现在水满厢工况；第二种情况是船厢出现漏水的情况，由船厢漏水引起的系统不平衡力部分地由沿程锁定机构承受。该部分载荷由升船机安全标准以及沿程锁定机构的最大制动能力等因素确定。由于船厢漏水是极少出现的事故工况，因此，此时的制动力可作为该机构的校核载荷。在机构和埋件布置允许的情况下，应尽可能增大事故情况下的锁定制动力，以提高升船机的安全性。沿程锁定机构的数量可根据设计和校核载荷合理确定。隔河岩和高坝洲升船机船厢设4套沿程锁定机构，与4条钢轨相配合，每套机构包括4对液压油缸，夹持轨道。液压油缸由液压泵站强制保压。沿程锁定机构退出时，要求油缸缓慢卸载，同时，4套机构之间，以及同一机构各油缸之间的油压在工作过程中应尽量一致。

图4-22 夹紧机构原理图

（f）充泄水系统。船厢充泄水系统有两个功能：其一是在船厢对接的初始阶段，向由密封框、船厢门和闸首工作门形成的间隙内充水，并在船厢对接的终了阶段，将水体抽排回船厢；其二是控制船厢的水深误差。当船厢水深由于停靠误差、通航水位瞬时变化等原因而与设计水深相差较大时，通过充泄水系统进行调整，使水深达到预定的误差要求。在全平衡升船机中，充泄水系统布置在船厢两端的机舱内，每个机舱左右各布置一台，两台可同时工作，亦可互为备用。4套充泄水系统结构型式相同，对称布置。每台充泄水系统由电动机、水泵、电动蝶阀、手动阀及管道等组成。岩滩下水式升船机仅在船厢与上闸首对接时需要充泄水，充泄水装置布置在上闸首工作闸门上段门叶内，由两台水泵、4 套阀组以及管路和相应的机械设备组成。一端管路的两个进（出）口固定在闸门腹板上并与上闸首水域连通，另一端管路的两个进（出）口采用软管固定在U形密封框上，充泄水的操作过程通过启动不同阀组来完成。

（g）液压调平系统。液压调平系统即为布置于提升绳与船厢间的几组平衡油缸，其作用是均衡提升绳之间的张力，并保持船厢的水平。目前国内、外钢丝绳卷扬提升式升船机均设置了液压调平系统，实际运行中采用的都是静态调平方式。所谓静态调平，是指系统仅在船厢处于静止悬吊状态下进行调整，而不对运行中的船厢进行调平操作。静态调平时，船厢一般处于船厢室底部，利用下锁定装置锁定，通过液压调平系统使船厢由提升钢丝绳悬吊，并处于水平状态，然后关闭各均衡油缸之间的控制阀，升船机方可开始运行。具体调整过程如下：在调整过程中，同一吊点区的一组均衡缸上下腔完全连通，使得该组钢丝绳张力相等，启动油泵对船厢的水平状态进行调整。各组有杆腔的进油量可由比例阀控制，并根据船厢水平状态单独调节。各缸有杆腔设置压力传感器，对油压进行监测，当某根钢丝绳破断或油缸因密封损坏而失压时，压力传感器发讯报警，升船机完成本次运行后停机检修。各油缸的有杆腔设置有安全阀组，当钢丝绳张力过大时，安全阀开启。

（h）船厢液压系统。布置在船厢上的船厢门、对接密封机构、锁定梁、沿程锁定机构、顶紧机构、液压均衡油缸、防撞机构等，均采用由液压站驱动和控制。液压站一般在船厢两端的机舱内。各执行机构的控制阀组在执行机构旁就近布置在机舱内或主纵梁内腔。液压泵站与控制阀组间以及控制阀组与执行机构之间由管路系统连接。

6）平衡重系统。平衡重系统是现代大、中型平衡重式垂直升船机显著特征之一。平衡重系统的作用是平衡承船厢及其水体的重量，节省驱动机构的功率。钢丝绳卷扬式升船机的平衡重系统，包括重力平衡重、转矩平衡重、钢丝绳及平衡重的上、下锁定装置。

①结构型式。重力平衡重由重力平衡绳悬挂，重力平衡绳的另一端绕过主提升机的平衡滑轮，直接与船厢相连。转矩平衡重则是由转矩平衡绳悬挂，转矩平衡绳的另一端缠绕在主机提升卷筒上，与悬挂船厢的提升绳在卷筒上相间反向缠绕。全平衡升船机，由于主机房空间的限制，转矩平衡重重量所占平衡重总重的比例相对较小。在水口升船机中，除设置重力平衡重和转矩平衡重之外，还设置了其功能介于两者之间的可控平衡重：该平衡重缠绕在可控卷筒上，可控卷筒独立于主提升机（与独立的平衡滑轮组类似），但其上布置有液压盘式制动器。在船厢升降运行中悬挂可控平衡重的钢丝绳与重力平衡绳一样，不承受船厢的附加提升力；但当系统平衡条件遭到破坏时，施加可控卷筒上的制动器可增加升船机的防事故能力。全平衡升船机中重力平衡重和转矩平衡重间比例的讨论见“升船机主体设备的总体布置”。平衡重系统的结构型式随塔柱结构的不同而有所差别。在隔河岩第一级升船机和高坝洲升船机中，每个塔柱的两组重力平衡重井和一组转矩平衡重，各自沿着平衡重的导轨作竖直方向运动。每一组重力平衡重由重力平衡重块、安全梁框架、导向轮、调节螺杆、长螺母及钢丝绳防旋板等部分组成。每组重力平衡重的若干块平衡重放置在一个矩形框架内。平衡重块开设有槽形缺口。安全梁框架的两根纵梁搁置在槽形缺口底端。纵梁上设有与槽形缺口顶部间预留间隙的橡胶垫。万一一根平衡块的悬吊钢丝绳断裂，平衡重块就落在橡胶垫上，其重量通过安全梁传至其他钢丝绳，从而避免系统的平衡条件遭到破坏。安全梁按平衡重组上锁定位置锁定、全部平衡重的重量落在安全梁上的条件设计。转矩平衡重组的结构型式与重力平衡重组基本相同。在隔河岩第二级升船机中，为了使平衡重系统在作竖直方向的运动时能够导向，每一个提升区的两组重力平衡重和一组转矩平衡重周围，设有由横梁和纵梁组成的整体安全框架。导向轮设在安全梁框架两端，沿设在两端混凝土柱上的导轨导向。因此，隔河岩第二级升船机的平衡重组可以看作是整体平衡重组（图4-23）。该整体平衡重组的结构型式与上述重力平衡重组和转矩平衡重组基本相同。此外，由于升船机提升高度较大，为了抵消在船厢提升过程中由钢丝绳重量产生的主提升机不平衡力，在隔河岩第二级升船机中设置了平衡链。

图4-23 隔河岩第二级升船机平衡重系统

②平衡重块的设计。平衡重块的几何尺寸与其总重量、悬挂钢丝绳的数量及设计拉力值、平衡重井尺寸，以及平衡重块材料的比重等因素有关。所有重力平衡重块的几何尺寸相同，其重量接近重力平衡绳的拉力；所有转矩平衡重块的几何尺寸相同，其重量接近转矩平衡绳的设计拉力。如果重力平衡绳、转矩平衡绳和提升绳的规格相同，则由于转矩平衡重钢丝绳的安全系数一般大于重力平衡重，转矩平衡重块的单块重量应小于重力平衡重块的单块重量。平衡重块材料可以为普通混凝土、高容重混凝土或生铁，具体采用何种材料，取决于平衡重井对平衡重块几何尺寸的限制及工程的经济性。为了严格保证混凝土块的重量，避免平衡重块在运动时与塔柱结构发生挤卡，对平衡重块的外形尺寸和容重应有较为严格的要求。隔河岩第一、二级升船机平衡重块采用高容重混凝土材料，容重为3450kg／m3，其原料为普通硅酸盐525 号水泥，铁质粗、细骨料及高效减水剂等。高坝洲升船机重力平衡重块采用高容重混凝土材料，转矩平衡重块由于重量小，容许空间大，从经济性考虑，采用普通混凝土材料。为使平衡重块的重心位于钢丝绳中心线上，应采取一定的工艺措施，保证平衡重块重量分布均匀。平衡重系统总重量的误差，一般在现场通过配置铸铁块进行调整。隔河岩和高坝洲升船机的平衡重系统，为了制造和运输的方便，每个平衡重块由上下两节组成。在两节之间设有钢结构埋件，在现场由连接板焊接连成整体。拼焊后的整块平衡重尺寸，必须满足相应的精度要求。上节顶部埋设的吊耳板焊接结构，上、下节连接面的焊接结构，必须与平衡重的受力钢筋相连。在平衡重上节安放安全梁的开槽处应布置抗剪钢筋。平衡重块内的钢筋及钢结构埋件强度，按照平衡重块由钢丝绳悬吊、平衡重块由安全梁锁定、平衡重组最外侧的一根钢丝绳断裂，由相邻的钢丝绳承受该块重量等工况进行校核。

③钢丝绳。

（a）升船机用钢丝绳的主要技术特点。为使船厢结构受力合理，并确保船厢悬吊系统安全可靠，平衡重式升船机均采用多绳悬吊，每根钢丝绳单独承载，其工况不同于一般的起重机械，而与矿井提升机及电梯相近。升船机用钢丝绳有以下主要技术特点：a）载荷大、数量多。船厢及厢内水体的总重量全部由钢丝绳承受，为使船厢结构受力合理，需沿长度布置尽量多的钢丝绳。b）安全系数大、可靠性要求高。升船机是载船电梯，不允许因钢丝绳发生事故，危及人民生命财产的安全，影响升船机的正常运转。为此，要求钢丝绳的安全系数有相当大的储备。尼德芬诺、吕内堡及建设中的三峡升船机钢丝绳的直径、数量等有关情况见表4-3。c）运转频繁、速度低。虽然为使船厢运行平稳，升船机的提升速度较低。但升船机为保持通航河流的航运畅通，一般升船机按一天22～24h连续运转设计，其运转频繁的程度，远高于一般机械。d）机械特性及尺寸精度要求高。为维持平衡重组的整体性，要求每根钢丝绳承载后产生的弹性变形尽量相近；双槽滑轮上的两根钢丝绳的线速度应一致，以避免钢丝绳与绳槽之间因产生滑动摩擦而增加磨损。为此，要求钢丝绳直径及弹性模量的相对误差尽量小。e）要求的使用寿命长。升船机用钢丝绳数量多、造价高、更换困难，因此要求其使用寿命尽量长。

表4-3 大型垂直升船机钢丝绳技术特性表

（b）钢丝绳合理的结构型式。根据国外大型垂直升船机的工程经验，钢丝绳的主要破坏型式是弯曲疲劳、磨损和锈蚀。钢丝绳的结构型式是影响强度、使用性能和寿命的重要因素。因此，除破断拉力必须满足设计要求外，升船机钢丝绳还需具有良好的抗弯曲疲劳、抗磨损和抗锈蚀的特性。根据国内外升船机的设计、运行经验，钢丝绳应优先选用压实圆形股、线接触、西鲁—瓦林吞式股、独立且高压注塑的钢丝绳绳芯、交互捻、镀锌的钢丝绳。

（c）合理的安全系数。安全系数是钢丝绳设计中的一项重要参数，其取值大小不仅影响钢丝绳的规格，同时对升船机的设备规模和安全可靠程度亦有直接影响。由于起重机的提升对象是物料，其安全系数较低，电梯主要用于人员的升降，其安全系数国内外均采用的较大，矿井提升机用于人员或人、物混提，并且升降速度快、工作环境差，其安全系数介于电梯与升船机之间。国外大型垂直升船机钢丝绳的安全系数n 一般采用7～8，国内尚无这方面的规定，在建升船机一般取n≥7.5。我国在与升船机工况相近的设备中，对升降人员或人、货混合提升的矿井提升设备钢丝绳的安全系数规定不小于9.0，冶金矿山提升设备钢丝绳的安全系数不小于8.0；电梯钢丝绳的安全系数不小于12.0；起重机钢丝绳的安全系数不小于4.0。升船机用钢丝绳直径大、破断拉力高、尺寸及性能要求严格，其费用高、更换困难，希望其寿命尽量长。工程实践证明，升船机用钢丝绳应以疲劳断丝为钢丝绳报废的主要判断条件，安全系数与寿命直接相关。为此，在合理范围内，升船机用钢丝绳的安全系数选用较大值为宜。除检修状态外，升船机钢丝绳内总承受着工作载荷，长期处于重负荷工况，安全系数应取大些。另外，升船机的工作环境湿度较大，钢丝绳容易发生锈蚀，虽采用镀锌钢丝绳，但对锈蚀降低钢丝绳承载能力的问题仍不容忽视。因此，钢丝绳安全系数需留有一定的余地。但另一方面，由于升船机钢丝绳数量多、运行速度和加速度都不大，冲击及震动较小，钢丝绳安全系数亦不宜选的过大。综合各种因素，升船机钢丝绳的安全系数，一般以取7～8为宜。

（d）合适的绳径比。绳径比系指钢丝绳所缠绕的卷筒和滑轮直径与钢丝绳直径之比。该参数事关钢丝绳的抗疲劳性能和使用寿命。绳径比越大则抗疲劳性能越好。该值与安全系数一样，也是结合升船机具体情况，参照同类设备选取。我国GB／T 3811—1983 《起重机设计规范》规定的绳径比最小值，根据设备运转的频繁程度而有所不同，在最频繁情况下钢丝绳直径比不小于31（德国为40）。我国矿井提升机的绳径比为60～90。目前已建成运行的升船机的绳径比一般不小于60。

（e）钢丝绳间特性的一致性。由于钢丝绳卷扬式升船机的船厢由多钢丝绳悬吊，为保证钢丝绳受力均匀和船厢水平，必须保证在升船机运行过程中，各钢丝绳的悬吊长度和弹性伸长基本一致。在钢丝绳采购时主要控制两个参数，一是钢丝绳直径的相对误差。因为钢丝绳直径不同，将导致悬吊钢丝绳在卷筒上的收放速率不同，进而造成钢丝绳的悬吊长度不一致。钢丝绳直径差需根据升船机的整体要求与布置计算确定。隔河岩和高坝洲升船机钢丝绳直径56mm，直径公差为0～2mm，直径相对差为1mm。二是弹性模量的一致性。主要控制弹性伸长，隔河岩和高坝洲升船机弹性模量的误差控制在8%以内。为保证弹性模量的一致性，有时还要求对钢丝绳进行40%破断拉力下的预拉。另外，较大的弹性模量对于保证钢丝绳的一致性及升船机的动态性能是有利的。

④平衡重上、下锁定。平衡重上、下锁定主要是为便于升船机承船厢和平衡重检修而在平衡重上、下锁定平台设置的平衡重机械锁定装置。当平衡重需要锁定时，由液压机械或人力驱动锁定梁运行至平衡重组下方，由液压千斤顶将锁定梁顶起，平衡重组搁于梁上，使平衡重锁定，钢丝绳卸载。隔河岩第二级升船机平衡重的上锁定共8套，每组平衡重系统设两套。每套上锁定由锁定梁、轨道、千斤顶及液压泵站、支承垫板等组成。当平衡重位于待锁定位置时，锁定梁沿轨道由人工推出，跨越平衡重运行槽孔后，两端分别支承在混凝土梁上；4套液压千斤顶同步顶升两根锁定梁，使其与平衡重安全梁接触，并继续托持安全梁上升，直至钢丝绳张力为零，平衡重组重量全部转移至千斤顶上；最后以适当厚度的钢板填实锁定梁支座下的间隙。上锁定每套锁定梁配备两台QF100—20 型液压千斤顶，单台额定起重量为100t，由同一套超BZ70—2.5 型液压泵站操作，通过阀组控制使2台千斤顶在带载升降时保持同步，泵站安装在移动小车上。千斤顶与泵站之间，通过高压胶管连接，胶管与千斤顶的连接采用便于拆卸的快速接头。下锁定装置共8套，每组平衡重系统布置两套，由锁定架、轨道、千斤顶及液压泵站、支承垫板等组成。当平衡重位于待锁定位置时，8套液压千斤顶同步顶升两套锁定架使其与平衡重底部接触，并继续顶升平衡重直至千斤顶承受全部平衡重组重量；最后以适当厚度的钢板填实锁定梁支座下的间隙。每套锁定架配备4台QF50—20 型液压千斤顶，单台额定起升力为50t，分别由安装在同一台移动小车上的两套BZ70—1 型泵站操作。

4.3.2.2 齿轮齿条爬升式垂直升船机

齿轮齿条爬升式垂直升船机在船厢室段以外的金属结构与机械设备的设计，与钢丝绳卷扬式垂直升船机相同，可直接参考钢丝绳卷扬式升船机的有关章节。这里仅就该类升船机船厢室段金属结构与机械设备的设计与钢丝绳卷扬式升船机不同之处，作如下介绍。

（1）承船厢驱动系统。

1）设备型式。齿轮、齿条爬升式垂直升船机的承船厢，由设在船厢两侧对称布置的4套“齿轮—齿条（或齿梯，下同）”机构驱动，齿条固定在升船机的承重结构上，齿轮及其驱动系统安装在承船厢上。每套驱动机构均与一套安全装置连接，当船厢平衡系统受到破坏时，驱动机构停止运转，船厢与平衡重间的不平衡载荷转由安全装置承担。安全装置采用“螺母—螺杆”式，利用二者螺纹副之间的自锁条件，将船厢锁定在承重结构上。每个齿轮由一台电动机通过机械传动装置驱动，齿轮与敷设在承重结构上的齿条（或齿梯）相啮合，驱动船厢升降运行。4 套驱动机构之间，通过机械同步轴构成刚性同步系统。每套驱动机构的齿轮轴与安全装置的旋转螺杆（或螺母，下同）相连，由严格的传动比确保两者的升降速度相同。

除齿轮、齿条外，驱动系统还包括电动机、机械传动装置、安全制动器、齿轮摇臂机构、万向联轴节、水平弹簧、垂直弹簧等设备或机构。

齿轮安装在摇臂机构的竖向摆臂上，通过纵向和横向导向轮对齿条的两个方向导向，保证齿轮与齿条之间的啮合（其中横向导轮兼作船厢的横向导向）。摆臂下端与水平弹簧连接，弹簧向横向导向轮施加恒定载荷。摆臂上端与摇臂连接，摇臂中部支承在船厢结构上，另一端则与垂直弹簧连接，由垂直弹簧限定驱动机构齿轮的提升力。齿轮驱动机构示意图，如图4-24所示。

图4-24 齿轮驱动机构原理示意图

1—齿条；2—摆臂；3—摇臂；4—垂直弹簧；5—船厢结构；6—水平弹簧；7—齿轮

2）工作原理。驱动机构齿轮的支点具有一定的弹性，是齿轮、齿条爬升式升船机的技术要点之一。摇臂中部支承在承船厢结构上，尾部与双向预紧的垂直弹簧连接，保持在水平位置，电动机驱动位于摆杆中部的齿轮旋转，通过与摆杆下端连接的水平弹簧，使齿轮与齿条啮合形成齿轮沿齿条的滚动，驱动船厢升降运行。与驱动机构相连的安全机构螺纹副的上、下，均预留有一定的间隙，齿轮与齿条的啮合力小于垂直弹簧的预紧力时，弹簧不会被压缩，螺纹副内的间隙保持不变。当承船厢出现超载或欠载超出允许范围时，齿轮啮合力增大，至超过垂直弹簧的预紧力后，弹簧便被压缩产生变形，达到设定值时，驱动机构停止转动，安全机构的旋转螺杆停止转动，螺纹副内一侧的间隙减小直至完全消失时，承船厢被锁定在螺母柱上。

3）提升力的确定。提升力为升船机正常运行时作用于齿轮上的圆周力，是驱动系统的一个重要参数，主要由承船厢误载水体重量、系统惯性力、各运动副的摩擦阻力、风阻力、钢丝绳僵性阻力、承船厢与平衡重的不平衡重量等组成。驱动系统的机械传动装置，需要按照提升力进行强度设计，电动机需要根据提升力计算驱动功率。

误载水重：平衡重的重量是按照承船厢结构重加承船厢内设计水深的水体重配置的，由于种种原因会造成升船机运行时承船厢内的实际水深与设计水深之间的差异，该部分即为误载水重。误载水重是提升力的主要构成部分。为尽量减小驱动功率，对误载水深有一定的限制，误载水深超过允许值时，需要通过水泵系统进行调整。

惯性力：是平衡系统中的承船厢由静止状态启动、加速到匀速运动状态过程中，需施加的载荷。惯性力与加速度值、平面运动设备的质量及转动设备的转动惯量成正比，可以准确计算。

运动副的摩擦阻力：主要包括滑轮轴承阻力、承船厢导向轮阻力、平衡重组及平衡链导向轮阻力等运动副的摩擦阻力。

运行风阻力：是垂直于承船厢水平面的风阻力，计算公式为：

式中 q——升船机运行风压；

A——承船厢水平面的迎风面积。

钢丝绳僵硬阻力：钢丝绳绕入、绕出滑轮时，需要外力做功，钢丝绳僵硬阻力是该外力功的等效载荷。僵硬阻力与钢丝绳张力、直径、滑轮直径等因素有关。可按照以下经验公式估算：

式中 F钢丝绳张力——钢丝绳的张力之和；

λ——钢丝绳僵硬阻力系数，根据经验，对于大直径钢丝绳，λ可按0.01取值。

承船厢与平衡重的不平衡重量：承船厢与平衡重的实际重量与设计值之间会存在偏差，该误差在升船机调试时可比较精确地调整。

4）电机功率。按照运行速度和额定提升力计算出的驱动功率，不能作为电动机选型的额定功率，因为升船机运行过程中，当遇到一台电机发生故障时，升船机应能继续不停顿地完成本次运行，因此，电动机的额定功率需留有足够的安全储备。

5）安全制动系统。若承船厢在静止状态下发生超载或欠载，事故安全装置将自动发生作用，驱动系统不会被启动。当承船厢在升降过程中发生漏水事故时，漏水量逐渐增加，直至齿轮压力超过限载弹簧的设定载荷时，安全装置才会发生作用。在此过程中驱动系统必须及时停止运转，避免因螺纹副接触造成驱动系统破坏。驱动系统的紧急停机制动由安全制动系统实施。

安全制动系统由设在机械传动装置高速轴上的工作制动器和设在低速轴上的安全制动器组成。安全制动器作为停机制动器，用于持住齿轮轴上的最大载荷，工作制动器用于制动电机轴上的扭矩。工作制动器在电机实行电气制动、转速接近零速度时投入，随后安全制动器延时上闸；启动时，工作制动器首先松闸，电机接电并施加力矩，消除传动间隙后，安全制动器松闸。

工作制动器的制动力矩，按照电机轴上最大力矩计算并留有1.2～1.5 倍的裕度。安全制动器的制动力矩按照齿轮轴上最大力矩的2倍计算。工作制动器可选用液压推杆式制动器，安全制动器可选用液压盘式制动器。

6）限载弹簧。限载弹簧用于限定驱动机构的工作载荷，是齿轮、齿条爬升式升船机的关键机构，可以是机械弹簧，也可以是液压弹簧。尼德芬诺升船机采用的是机械弹簧。由于液压弹簧具有尺寸紧凑、承载能力大的特点，随着液压技术的发展，在以后建造的吕内堡升船机上，改用液压弹簧。

液压限载弹簧主要由油缸、万向支架、液压系统及蓄能器等部件组成，油缸布置在齿轮摇臂的尾部，采用双活塞杆、柱塞油缸结构型式，油缸通过万向支架安装在船厢结构上，并经高压胶管与液压泵站连接。油缸上、下活塞杆的吊头通过连杆连接，活塞杆端部与吊头之间，可以单向相对滑动，保证油缸承受双向载荷作用时，均保持活塞杆受压。活塞杆吊头的关节轴承及油缸的万向支架用于适应摇臂两个方向的偏摆。

当升船机在运转过程中因船厢漏水或超载而造成齿轮的啮合力增加时，与齿轮摇臂相连的限载油缸的载荷将同时成比例增大，油缸内的油压逐渐增加。当齿轮的啮合力超出其限定载荷范围时，油缸载荷同时超出设定载荷范围，活塞杆开始产生位移，位移量达到一定值后，设在油缸上的行程开关动作并发讯，驱动机构的电机电源自动切断，制动器紧急上闸制动，齿轮停止转动，同时，与齿轮轴相连的螺杆亦停止转动。由于油缸活塞杆产生位移，将造成摇臂在竖直面内绕中部支铰转动，从而使船厢产生相对于齿轮、齿条及螺母柱的垂直位移，直至螺杆的螺纹面与螺母柱螺纹面相接触，船厢被安全机构锁定，垂直液气弹簧机构停止动作。

当齿轮的啮合力恢复至允许范围内后，由于油缸的载荷同时减小，弹性位移将逐渐消失，直至油缸恢复原位。

在此过程中，与油缸相连的蓄能器的气囊将同时被压缩，从而使蓄能器的压力呈线性升高，油缸的压力变化与活塞的位移量成正比，具有与机械弹簧等效的功能。

7）机构对变位的适应。驱动机构正常运行的必要条件是齿轮与齿条的正确啮合，因此，机构设计时，对所有可能影响啮合的因素予以充分考虑，特别是在外载和变化气温作用下，承船厢与铺设齿条的承载结构之间会发生相对变位，机构必须能很好地适应。否则，变位将阻碍机构的正常运行。

除以水平弹簧始终压紧齿轮，并设置双向导承外，还需对机构的所有连接铰点均采用球铰，减速器与齿轮之间的连接轴采用伸缩式万向联轴器联结，以确保驱动机构的各个环节均能适应承船厢与承载结构之间各个方向的相对变位。

驱动机构对横向变位的最大适应能力，主要受水平液气弹簧的有效行程限制，对纵向变位的最大适应能力主要受联结齿轮轴与减速器输出轴的万向联轴器的可动位移限制。设计时需对影响纵、横向相对变位的因素进行综合分析，并对变位值进行正确的估算，确保机构对变位的适应能力大于实际变位值。

（2）事故安全装置。目前，齿轮、齿条爬升式升船机的事故安全装置有两种不同的型式：一种是尼德芬诺升船机采用的“长螺母柱—旋转短螺杆”式；另一种是吕内堡升船机采用的“长螺杆—旋转短螺母”式。两种安全装置的工作原理基本相同，都是利用螺纹副的自锁条件，将失去平衡的承船厢锁定在承重结构上。基本构造包括传力构件（螺母柱或长螺杆）、旋转锁定（螺杆或螺母）、导向小车、机械传动系统、旋转锁定支承件等部件。由于“长螺杆—旋转螺母”式安全装置长螺杆的制造、安装技术难度很大，应用范围受到很大限制，只适用于提升高度较小的情况，本节仅就“长螺母柱—旋转短螺杆”式事故安全装置作简要介绍。

1）基本构造。“长螺母—旋转短螺杆”安全装置，由螺母柱、旋转短螺杆、导向小车、支撑杆、转向角齿轮箱和传动轴等设备组成。螺母柱为一中空开槽结构，分节制造，安装在升船机的钢构架或钢筋混凝土塔柱承重结构上。

旋转短螺杆的两端各通过一根支撑杆支承在船厢结构上。上支撑杆与机械传动系统相连，以传递动力，驱动螺杆旋转。上、下支撑杆又同时担负着传递载荷的任务，并且二者须适应船厢与螺母柱之间在各个方向的变位，因此，上、下撑杆两端铰点的结构型式，需满足相应的功能要求。撑杆的上、下铰点，需具有适应撑杆摆动和传递力矩的功能，上撑杆的上铰点还应适应滑动要求。在下支撑杆下部，设有一个调节螺母，可对螺杆螺纹副的上、下间隙进行调整。

旋转螺杆的两端套接导向小车，导向小车装设在螺母柱的中部槽口内，在两个方向上对螺杆进行导向，保证螺杆在升降过程中始终与螺母柱对中。

升船机正常运行时，螺杆在螺母柱内空转，其旋升速度与驱动机构齿轮的爬升速度同步，螺杆与螺母柱的螺纹副上、下均保持一定的间隙，避免承船厢正常升降时螺纹副接触。短螺杆的旋转由驱动机构驱动，驱动机构通过机械传动系统将动力传给短螺杆。

在承船厢发生漏水事故时，驱动机构齿轮的压力将逐渐增大，当齿轮压力超出弹簧的预紧力范围后，弹簧便被压缩产生变形，造成螺纹副的一侧的间隙减小，此时，驱动机构的齿轮和短螺杆停止转动。如不平衡力继续增加，随着齿轮压力的不断增大，弹簧将继续压缩，螺纹副间隙继续减小，直至螺纹副间隙完全消失，承船厢即被锁定在螺母柱上。

螺杆采用单头螺纹，螺旋角应满足自锁条件，螺纹副除上、下保持有一定的间隙外，侧面也留有一定的间隙，保证升船机正常运行时螺纹副各方向均不接触。

2）事故工况。升船机在运转过程中出现任何平衡破坏的事故时，安全装置均应能将承船厢可靠锁定，设计时至少应考虑以下几种非正常工况：①承船厢内的水全部漏空：当发生承船厢厢头门未关严、止水损坏或承船厢结构破坏时，会造成承船厢漏水事故，严重时，承船厢内的水体可能全部漏空。此种工况的不平衡载荷为承船厢内水体重量。②承船厢内充满水：承船厢对接期间航道出现较快的水位变率，承船厢内有可能充满水，此种事故工况下的不平衡载荷为承船厢干舷高度范围水体的重量。③发生沉船事故：承船厢与闸首对接期间，承船厢内发生沉船事故，将造成承船厢载荷增加，不平衡载荷近似为船只加货物的重量。④承船厢室进水：承船厢停靠在下游、下闸首闸门破坏或止水损坏时，造成船厢室淹水，严重时，承船厢将承受浮力。此种工况的不平衡荷载是承船厢内水体重、干舷高水体重及承船厢结构浮力的总和。

3）螺纹副的合理间隙。承船厢升降过程中，螺杆在螺母柱内，处于无接触空转状态，其螺纹在任何方向上，均不与螺母柱的螺纹相接触。由于传动系统的制造误差、承重塔柱及承船厢的变位、设备的安装误差等因素的影响，螺纹副的预留间隙，将在承船厢升降过程中随机改变，但在承船厢的整个行程内，此间隙均应保持有一定的余量，以确保在升船机正常运行工况下，螺纹副的螺纹面均不接触。该间隙是齿条爬升式升船机的一个重要的参数，间隙值的选取，对与之相关的升船机设备制造、安装的技术难度，以及升船机的正常运行有很大影响。预留间隙值的大小应适中，当预留的间隙值过小时，受相关因素的影响，螺杆与螺母柱的螺纹面可能发生接触，使螺杆的旋转卡阻，当阻力矩超过螺杆传动机构中限载离合器的设定力矩时，离合器打滑，同时驱动机构的电动机紧急停机制动。如此，将影响承船厢的正常运行，甚至会造成驱动机构或承船厢因过载而破坏。当间隙的预留量过大时，在保证螺纹可靠自锁的前提下，只能减小螺纹的厚度，削弱了螺纹的强度；在出现承船厢过载事故需安全机构制动时，由于垂直液气弹簧的动作行程加大，间隙完全消除后，弹簧载荷增大较多，受齿轮摇臂杠杆的作用，此时齿轮副的啮合力会成倍增加，加大了齿轮、齿条的制造难度。另外，安全机构动作时，4 套机构在此刻的间隙余量不可能完全相同，间隙小的会率先锁定，此差值太大时，会造成承船厢倾斜。承船厢升降过程中，造成螺纹副间隙变化的因素有很多，并且实际的变化量难以在设计阶段准确计算或预知。经分析，影响螺纹副间隙变化的主要因素有：①驱动机构齿轮轴与安全机构螺杆轴的传动比误差；②齿条和螺母柱相对于承船厢纵、横两个方向的变位；③螺杆、螺母牙型尺寸制造误差，螺母柱螺纹节距制造误差；④螺杆导向小车的导轮与导轨面间隙，齿条齿距累积误差；⑤相邻的同一高程的齿条与螺母柱高度间的相对误差；⑥相对两片螺母柱之间高度的相对误差；⑦螺杆相对于螺母柱高度的安装误差；⑧承船厢载荷变化对螺杆高度的影响；⑨上、下两节螺母柱之间调整间隙的影响，以及螺母柱与齿条之间不同温变的影响等。

上述因素对间隙的影响结果，并不完全是线性叠加的，有些是相互抵消的，应根据每项误差指标进行具体的计算分析。

考虑到影响因素的复杂性和设计阶段难以准确计算的实际情况，为确保安全，建议设计时，间隙按照预先的估算值选取，但在螺纹副的设计中，预留加大间隙的技术措施。即设计时螺母柱螺纹厚度根据强度需要确定，而螺杆螺纹厚度预留一定的裕量。升船机试运行阶段，若发现实际间隙不能很好地满足运行要求，可视需要将螺杆拆下对螺杆进行再加工，减薄螺纹厚度以加大间隙。

4）螺纹螺距的确定。驱动机构齿轮与安全装置螺杆之间的传动比误差，对螺纹副间隙变化的影响很大，在设计、制造过程中，必须对传动比进行精确控制。即便如此，亦很难降低螺纹副间隙在全行程范围内的变化量，因为传动比误差的影响，在全行程上是逐渐累积的，尽管可以采取由中间高程开始，向上下两个方向进行安装的措施，但影响结果依然很大。因此，必须采取更有效的技术手段，以降低或消除传动比误差对螺纹副间隙的影响。三峡升船机的设计研究，探索了一种行之有效的技术措施。即首先根据升船机的运行要求，设计并确定齿轮参数，然后根据安全机构的强度和自锁要求，初步确定螺杆、螺母柱的基本参数，再根据安全机构传动系统传动比的需要，确定驱动系统相应齿轮副的传动比，并据此实施机械传动装置的制造，最后根据实际传动比，精确调整螺杆、螺母柱的螺距。按照既定的螺距进行螺杆、螺母柱的加工制造，可有效减小传动比误差。

5）螺母柱结构及其安装。螺母柱系组合式中空结构，以合金钢铸造，为便于制造、安装，采用分节型式。安装时，上、下相临的两节之间预留一定的间隙，每节单独承载。作用于螺母柱的事故载荷，通过连接件传递至钢结构构架，然后通过调整架传至一期埋件，最后经一期埋件传递至承重结构。

为保证旋转螺杆在螺母柱内顺畅运转，对螺母柱有较高的制造、安装精度要求。由于螺母柱需承担很大的事故载荷，螺母柱与钢构架（或调整架）之间需采用铰制螺栓联结。联结螺栓的数量多、规格大，现场配钻的工作量很大，为减小安装难度，螺栓可装在偏心锥形套筒内，联结时，通过转动偏心锥形套筒，使螺母柱上的螺栓孔与钢构架（或调整架）上的螺栓孔对准，以免另行扩孔。

由于螺母柱是分节安装的，每节均以相对应的齿条为基准单独进行调整，因此，螺母柱的制造安装误差，在整个高度上不会积累。虽然对螺母柱螺纹的尺寸精度和螺距精度有一定的要求，但螺杆在螺母柱内为无接触转动，因此对螺纹表面的光洁度可不加限制。安装后分节之间的螺纹线必须是连续的，对此，可通过特制的测量螺杆进行检测。

（3）平衡系统。现有齿轮、齿条爬升式升船机上采用的平衡方式主要有两种：一种是平衡重式；另一种是浮筒式。浮筒式平衡系统，在欧洲早期建成的运河升船机上曾有较多应用，这种平衡系统适用于提升高度小、船厢重量较轻、基础开挖容易的升船机。平衡重式平衡系统，不受提升高度、提升重量和基础地质条件的限制，应用更为普遍。

1）平衡重式。平衡重式平衡系统主要由平衡重组、平衡链、平衡滑轮、钢丝绳等设备组成。

根据船厢上钢丝绳吊点的布置，一般地将平衡重分成若干相互独立的平衡重组，其构造基本上与钢丝绳卷扬式升船机中的“重力平衡重组”相同，可参见3.2.1.2章节的相关介绍。由于齿轮、齿条爬升式升船机的安全机构，可以锁定承船厢总重量，因此，承船厢和平衡重系统，可不另设检修锁定装置。

2）浮筒式。浮筒式垂直升船机的平衡系统是钢结构浮筒，系密闭钢结构，内部充高压空气，防止外部水渗入，浮筒由钢板拼焊而成，为有效抵御外部水压，其底帽和顶帽均采用球形，内部布置有增加刚度的钢圈，布置在船厢下方的充水竖井内，其上部通过用于承载船厢的支架与承船厢连接。浮筒形成与承船厢总重相等的浮力，在两者间保持平衡。

承船厢一般由两个浮筒支承，竖井深度需大于浮筒加升船机提升高度之和。竖井内壁采用混凝土浇筑，并在内壁敷设浮筒导轨。

（4）承船厢结构。齿轮、齿条爬升式升船机的承船厢结构，一般由盛水结构和承托结构组成，如吕内堡升船机和尼德芬诺升船机，有的盛水结构与承托结构合成一体。将盛水结构和承托结构分开的方案，船厢的驱动机构和事故安全装置、对接锁定装置，以及顶紧机构等设备，均布置在承托结构的两侧，钢丝绳与承托结构联结，而盛水结构则搁置在承托结构上，二者受力明确，盛水结构的变形不会对承托结构产生不利影响。

承船厢结构一般需通过有限元计算，对各种工况载荷组合作用下的结构变形和局部应力情况做深入分析。齿轮、齿条爬升式升船机承船厢结构的载荷组合，与钢丝绳卷扬方案基本相同。有关承船厢基本尺度的确定原则，及必须考虑的载荷工况，参见钢丝绳卷扬式升船机的相关章节。

1）盛水结构。承船厢盛水结构的主承重系统由作为下翼缘的船厢底，作为腹板的侧壁及作为上翼缘的走道板等构成。

承船厢盛水结构，在满足使用功能及强度的条件下，其承重结构主要受刚度条件控制。为保证船厢设备特别是驱动机构、安全机构及密封框的工作可靠性，一般规定在正常工作载荷作用下，整体纵向挠度不大于1／1000～1／1500，整体横向挠度不大于1／750～1／1000。

船厢侧壁在吃水线范围内设置贯通船厢整个长度的两道护舷。在走道板上按需要布置适当数量的系缆柱。根据需要在两侧适当位置，布置可到达塔柱疏散通道的舷梯。

2）承托结构。目前已建成的齿轮、齿条爬升式垂直升船机，承托结构有两种不同的型式：一种是吕内堡升船机的托架式；另一种是尼德芬诺升船机的桥架式。

①托架式。承船厢的盛水结构搁置在两个托架上，托架位置根据船厢主承重系统进行布置，使船厢的支承力矩与跨间弯矩相接近。每个托架由两根纵梁和两根横梁组成，横梁用于布置船厢支座，纵梁用于布置钢丝绳吊点、驱动机构及安全装置等机械设备。每个托架上设4个支座，其中一个为横向固定支座，用于承受船厢上的横向水平力，其他3 个均为万向铰，可在任意方向自由转动和滑动。另在上游侧的托架上设一个竖向轴承，只用于承受船厢的纵向水平力，不承受垂直载荷。两个托架上的8 个支座、1 个轴铰构成一个不受约束的静定支座系统，使承船厢结构的水平变形仅影响支座，而不影响托架上的驱动机构、安全装置及导向装置。

②桥架式。桥架式托架由承船厢两侧的桥架式主梁、底部的连接横梁，以及顶部的框架结构等组成。承船厢盛水结构支放在横梁上面，纵梁顶部在承船厢通航净空以上由框架连接，在对应于驱动机构与安全装置的位置，设主支承框架，与之相对应的横梁是托架的主要承载构件，在上面布置事故安全装置的4个旋转螺杆，驱动设备的机房则布置在主框架顶部。主框架间距，按照尽量减小承船厢事故锁定时主承载结构的弯矩的原则，并兼顾钢丝绳吊点进行布置，钢丝绳吊点设在桥架式主梁的顶部。在承船厢两端各设置一个框架，作为承船厢门的导向和支承结构。桥架式托架结构相对比较复杂，通常只适用于通航净空较小的升船机。

3）承船厢对接锁定装置。齿轮、齿条爬升式升船机，根据运行需要，在承船厢上还布置有船厢门及其启闭机、对接锁定装置、顶紧机构、密封机构、充泄水系统、防撞装置、液压泵站、消防设备、疏散装置，以及供电、检测、电力拖动与控制等电气设备。这些设备的功能要求与设计原则，与钢丝绳卷扬提升式升船机完全相同。本节仅对吕内堡升船机和三峡升船机的承船厢对接锁定装置作简要介绍。

①齿板式对接锁定装置。该装置使用在吕内堡升船机上。吕内堡升船机设计阶段，并未考虑设置承船厢的对接锁定装置，在升船机建成后运行初期，由于受升船机上游于尔岑船闸泄水的影响，在承船厢与闸首对接期间，升船机上游航道水位变化最大达到30～40cm，造成了驱动机构过载，使安全机构发生动作。为此，在每套安全机构旋转螺母上方，分别加设了一套齿板式对接锁定装置。该装置将安全机构的长螺杆，作为对接锁定装置的承载构件，利用一对与螺杆螺旋槽形状相同的齿板，由油缸驱动将其插入螺旋槽，从而将承船厢沿竖向锁定。该装置的关键技术是在承船厢停位后，要使齿板精确对准螺旋槽。齿板装置由竖向布置的油缸操作，其位置在高度方向可以调整。承船厢停位后，检测传感器对螺杆螺旋槽位置进行检测，根据检测结果通过竖向油缸进行调整，到位后水平油缸驱动齿板插入螺旋槽。升船机自加设该装置后，有效解决了上游水位变化带来的承船厢安全锁定误动作的问题，运行情况一直良好。

②摩擦式对接锁定装置。为适应三峡水利枢纽升船机通航水位变幅大的特点，初步设计阶段开发研究了一种摩擦式对接锁定机构。利用摩擦式对接锁定机构，可将承船厢在需要锁定的任意高程方便地锁定。4套对接锁定机构分别对称布置在承船厢两端的两侧，每套机构由成对布置的水平撑紧油缸、竖向承载油缸和活动机架等部分组成。在塔柱墙壁上对应于上、下游通航水位的变幅范围内，埋设专用钢结构轨道，机构和控制设备均布置在承船厢上，油泵站与承船厢上的其他液压设备共用。水平撑紧油缸成对安装在一个活动机架上，活塞杆固定，缸体在导承槽内滑动，活动机架的上、下方，分别通过2只承载油缸与承船厢结构连接，活动机架可由竖向承载油缸驱动，沿设在承船厢结构上的导槽上、下移动。水平撑紧油缸缸体端部设置可偏摆的摩擦块，工作时缸体推出并撑紧轨道，利用摩擦片与轨道踏面之间的静摩擦力，向塔柱传递承船厢的附加载荷。撑紧油缸活塞杆的端部，通过球面支承与活动机架连接，确保油缸单纯受压的工作条件。承船厢对接锁定机构的工作载荷，按照承船厢最大超载水深考虑。承船厢正常对接过程中产生的附加载荷，由4套锁定机构承担，当对接期间的水位变化超过允许超载时，锁定机构的竖向承载油缸可发生退让，超出的载荷由驱动机构的齿轮承担；当齿轮载荷超过设定值时，超出的载荷最后全部由安全机构承担。机构退出锁定状态时，首先，上、下承载油缸的无杆腔，通过比例阀按既定曲线缓慢泄压，泄压过程中船厢的附加载荷，逐步由锁定机构转移到驱动机构，当油压泄至接近零压时，承船厢残余的附加载荷将全部由驱动机构承担。然后，闭锁承载油缸油路，水平撑紧油缸退回，锁定机构退出工作。在承载油缸的无杆腔油路上，设安全阀作为承载油缸的过载保护，当附加载荷达到油缸的设定压力时，安全阀开启溢流，承载油缸退让，承船厢位置相应发生变化，承载油缸的载荷保持在设定值，继续增加的承船厢附加载荷，将作用于驱动机构和安全机构。在撑紧式对接锁定机构中，通过水平油缸端部的摩擦片与轨道踏面之间的静摩擦力，来传递承船厢的附加载荷，在机理上是明确的，技术上是落实的，该类装置的工作性能，特别是其中摩擦片的工作可靠性，已经通过物理模型试验和国内升船机工程的实践检验。