奚 昕，薛 琳，閻 濤

(上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031)

船舶非收放式減搖鰭執(zhí)行機(jī)構(gòu)支承座優(yōu)化設(shè)計(jì)

奚 昕，薛 琳，閻 濤

(上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031)

針對(duì)非收放式船舶減搖鰭裝置執(zhí)行機(jī)構(gòu)支承座質(zhì)量大，結(jié)構(gòu)不合理的特點(diǎn)，采用ANSYS Workbench的優(yōu)化模塊對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，給出支承座的新結(jié)構(gòu)。實(shí)際應(yīng)用后證明，該優(yōu)化設(shè)計(jì)減小了產(chǎn)品重量，其結(jié)構(gòu)更加合理，同時(shí)也降低了產(chǎn)品的生產(chǎn)成本。

減搖鰭;支承座;優(yōu)化設(shè)計(jì)

上海船舶設(shè)備研究所是國(guó)內(nèi)船舶減搖鰭裝置的主要研制單位之一，經(jīng)過(guò)了40余年的發(fā)展，現(xiàn)已有十幾種型號(hào)的產(chǎn)品面向市場(chǎng)。以往產(chǎn)品是仿制蘇聯(lián)的，質(zhì)量較重，力學(xué)強(qiáng)度冗余度偏大。為此，借助CAD技術(shù)以船舶非收放式減搖鰭執(zhí)行機(jī)構(gòu)支承座為研究對(duì)象，利用UG和ANSYS Workbench軟件對(duì)支承座進(jìn)行數(shù)字化建模和有限元分析，對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，以減小產(chǎn)品的重量，提高產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)合理性。

1 支承座基本情況及有限元建模

1.1 支承座基本情況

執(zhí)行機(jī)構(gòu)中支承座在非收放式減搖鰭裝置中質(zhì)量最大、結(jié)構(gòu)最復(fù)雜，受力復(fù)雜，對(duì)其進(jìn)行合理的模型簡(jiǎn)化、網(wǎng)格劃分，建立與實(shí)際情況一致的力學(xué)模型，從而得出正確的有限元分析結(jié)果是研究的難點(diǎn)，也是設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理、外形美觀、性價(jià)比高的減搖鰭的關(guān)鍵。

某型支承座原模型是一種方型框架式結(jié)構(gòu)，見(jiàn)圖1。圓筒1和圓筒2是鰭軸大小軸承的軸承座。前板3厚度為45 mm，板4和板5中的圓孔是轉(zhuǎn)鰭油缸缸體的回轉(zhuǎn)中心，整個(gè)支承座由鋼板焊接而成，長(zhǎng)1.547 m，寬1.42 m，高1.865 m，總質(zhì)量達(dá)到3 700 kg。

圖1 某型減搖鰭執(zhí)行機(jī)構(gòu)支承座

1.2 建立有限元模型

1.2.1 設(shè)置坐標(biāo)系和材料屬性

ANSYS Workbench中有一個(gè)默認(rèn)的全局坐標(biāo)系，該坐標(biāo)系是模型導(dǎo)入時(shí)CAD軟件指定的坐標(biāo)系。為了前處理中施加載荷和約束及后處理中結(jié)果查詢操作方便，需要在模型中添加一些局部坐標(biāo)系[1]。支承座有限元模型中坐標(biāo)系設(shè)置見(jiàn)圖2，坐標(biāo)系1為默認(rèn)坐標(biāo)系；坐標(biāo)系2與坐標(biāo)系1原點(diǎn)相同，但Y軸豎直向下，便于施加重力；坐標(biāo)系3和4的Z軸方向與轉(zhuǎn)鰭油缸軸線相同，X軸方向與轉(zhuǎn)鰭油缸支撐軸承軸線相同。

圖2 支承座局部坐標(biāo)系示意

支承座整體由普通25號(hào)鋼板焊接而成，模型中涉及的材料參數(shù)[2]：彈性模量Ε=2×1011Pa；泊松比ν=0.3；密度ρ=7 850kg/m3。

1.2.2 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分方法選項(xiàng)包括自動(dòng)劃分、四面體單元?jiǎng)澐?、六面體單元為主網(wǎng)格劃分、掃略劃分和流體網(wǎng)格劃分[3]。考慮到六面體單元計(jì)算結(jié)果精度高，選擇六面體單元網(wǎng)格劃分為主的方法。

依據(jù)支承座外形尺寸和計(jì)算機(jī)硬件性能，設(shè)定單元網(wǎng)格大小為25mm。支承座網(wǎng)格劃分模型共有79 814個(gè)單元，289 204個(gè)節(jié)點(diǎn)。由于支承座前端面有一組螺栓孔，為了避免網(wǎng)格劃分不均勻造成結(jié)果不準(zhǔn)確，對(duì)其局部細(xì)化，控制螺栓孔邊12等分。支承座有限元模型見(jiàn)圖3，螺紋孔網(wǎng)絡(luò)見(jiàn)圖4。

圖3 支承座有限元模型

圖4 螺紋孔網(wǎng)格細(xì)化示意

2 有限元分析

2.1 載荷計(jì)算

支承座除承受自身重力外，還受到鰭和鰭軸的重力、鰭所受的流體動(dòng)力(包括升力和阻力)和轉(zhuǎn)鰭油缸的推(拉)力的作用，這些力均通過(guò)軸承傳遞到支承座上。要確定支承座的力學(xué)模型，就必須先計(jì)算出鰭受的流體動(dòng)力和轉(zhuǎn)鰭油缸的作用力，計(jì)算出各軸承處支反力的大小和方向[4]。

以右鰭為例，如圖5所示，鰭順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，鰭軸要承受鰭和鰭軸組的重力G，轉(zhuǎn)鰭油缸對(duì)鰭軸的徑向推力FH，由轉(zhuǎn)鰭油缸產(chǎn)生的轉(zhuǎn)鰭力矩MH，由軸承密封件等產(chǎn)生的摩擦阻力矩MT，水動(dòng)力對(duì)鰭軸產(chǎn)生的水動(dòng)力力矩MD，水動(dòng)力PΣ。圖中α為鰭轉(zhuǎn)角。

圖5 鰭軸受力示意

鰭、鰭軸組總重約3 960 kg，重力G=38 808 N，作用在鰭軸上的軸向分量Gx和徑向分量Gy分別為

Gx=G·sin(φ+β)

Gy=G·cos(φ+β)

(1)

式中：φ——船橫搖擺角，船右弦下沉為正，(°)。

當(dāng)φ=-β時(shí)，Gymax=G=38 808 N；

當(dāng)φ=0時(shí)，Gy=G·cos48°=25 968 N。

左油缸推力為

(2)

式中：AL——左轉(zhuǎn)鰭油缸的有效推力面積；

D——轉(zhuǎn)鰭油缸缸徑(無(wú)桿腔)；

P——轉(zhuǎn)鰭油缸的壓力。

計(jì)算得FL=117 840.9 N。

右油缸拉力為

(3)

式中:AR——右轉(zhuǎn)鰭油缸的有效推力面積；

D——轉(zhuǎn)鰭油缸缸徑(有桿腔)。

計(jì)算得FR=55 512.3 N。

則轉(zhuǎn)鰭油缸對(duì)鰭軸的徑向推力為

FH=FL-FR=62 328.6 N

A點(diǎn)為大軸承中心位置，B點(diǎn)為小軸承中心位置，C點(diǎn)為轉(zhuǎn)鰭油缸對(duì)鰭軸徑向推力的作用位置，D點(diǎn)為水動(dòng)力在鰭上作用的中心位置，E點(diǎn)為鰭軸和鰭的中心位置。設(shè)大軸承的支反力為RA，小軸承的支反力為RB。

根據(jù)靜力平衡方程可知，B點(diǎn)處的轉(zhuǎn)矩為零，即∑MB=0。

∑MB=FH·(lB-lC)+Gy·(lB+lE)+

PΣ·(lB+lD)-RA·lB

(4)

則RA=557 823 M。

(5)

同理，由A點(diǎn)處轉(zhuǎn)矩為零可知RB=242 494 N。

(6)

2.2 載荷施加及邊界約束

支承座通過(guò)一組螺栓固定在鰭座上，模型中對(duì)這組螺栓孔施加固定約束來(lái)模擬螺栓的固定。支承座承受的外力主要是自身重力以及鰭軸組和轉(zhuǎn)鰭油缸軸承處產(chǎn)生的支承反力。軸承處產(chǎn)生的支反力通過(guò)施加軸承載荷實(shí)現(xiàn)。鰭軸大小軸承產(chǎn)生的反作用力施加在全局坐標(biāo)系中，作用面分別選擇大小軸承與支承座的接觸面，大軸承處作用力大小為557 823 N，方向?yàn)閆軸負(fù)方向，小軸承處作用力大小為242 494 N，方向?yàn)閆軸正方向；轉(zhuǎn)鰭油缸軸承作用力分別施加在關(guān)節(jié)軸承與支承座的接觸面上，左油缸作用力施加在坐標(biāo)系3中，方向?yàn)閆軸正方向，右油缸作用力施加在坐標(biāo)系4中，方向沿Z軸負(fù)方向；自身重力通過(guò)施加標(biāo)準(zhǔn)重力加速度實(shí)現(xiàn)，如圖6中載荷F所示，重力加速度選擇在坐標(biāo)系2中，方向?yàn)閅軸正方向。

2.3 支承座結(jié)構(gòu)分析

通過(guò)求解器解算后，可得到支承座受力后的綜合位移，見(jiàn)圖7。由圖7可見(jiàn)，最大變形發(fā)生在支承座前端圓筒，大小為0.82 mm。支承座應(yīng)力分布見(jiàn)圖8，其最大應(yīng)力為138.7 MPa，應(yīng)力主要集中在圓筒與前板的結(jié)合部位，屬于支承座的薄弱環(huán)節(jié)。應(yīng)力集中的主要原因是由于后端支架沒(méi)有支撐到大軸承座與前板的作用圓弧上。而后板處應(yīng)力分布較小，說(shuō)明支撐板設(shè)計(jì)安全系數(shù)過(guò)高，可通過(guò)優(yōu)化設(shè)計(jì)節(jié)省部分材料，降低生產(chǎn)制造成本。另外上下橫板對(duì)剛度影響不大，小軸承座受力相對(duì)較小，其上下支撐可以適當(dāng)減弱。原支承座在使用過(guò)程中，由于轉(zhuǎn)鰭油缸支撐板固定不動(dòng)，致使轉(zhuǎn)鰭油缸的裝配和維修都比較麻煩，新支承座的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)將解決這些問(wèn)題。

圖6 支承座約束和載荷示意

圖7 支承座變形示意

圖8 支承座應(yīng)力分布示意

2.4 新支承座優(yōu)化方案

根據(jù)有限元分析結(jié)果，針對(duì)個(gè)別區(qū)域的應(yīng)力分布不均衡以及安裝維修不便等問(wèn)題采取以下優(yōu)化措施。

1)將兩豎板伸長(zhǎng)45 mm，支撐在圓筒與面板作用面的另一側(cè)。

2)去掉上下兩橫板，將小軸承支撐板由直角改為斜角。

3)去掉轉(zhuǎn)鰭油缸支撐板的前板，該板將在轉(zhuǎn)鰭油缸裝配完成后由螺栓及定位銷連接到支承座上，并在支撐板側(cè)邊添加肋板以加強(qiáng)剛度。

新支承座模型見(jiàn)圖9。

圖9 新支承座模型

對(duì)新支承座重新進(jìn)行有限元分析，新支承座有限元分析結(jié)果見(jiàn)圖10和圖11。

圖10 新支承座變形圖

由圖可見(jiàn)新支承座的最大變型為0.90 mm，最大應(yīng)力為271 MPa，沒(méi)有超出25鋼的屈服強(qiáng)度785 MPa，應(yīng)力分布明顯改善。另外，新支承座的總質(zhì)量為2 500 kg，較原產(chǎn)品減輕了1 200 kg。

3 結(jié)論

采用ANSYS Workbench對(duì)非收放式減搖鰭執(zhí)行機(jī)構(gòu)支承座原結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析發(fā)現(xiàn)，原產(chǎn)品大軸承座與前板結(jié)合處存在薄弱環(huán)節(jié)，后端支架安全系數(shù)過(guò)大。優(yōu)化設(shè)計(jì)后的新支承座結(jié)構(gòu)更加合理，應(yīng)力分布更加均勻，總質(zhì)量較原產(chǎn)品減少較多，有效降低了產(chǎn)品的生產(chǎn)成本;另外，合理改變了轉(zhuǎn)鰭油缸的安裝方式，使零部件的裝配和維修更加方便，提高了產(chǎn)品可靠性。實(shí)船使用檢驗(yàn)表明，產(chǎn)品各尺寸及性能均符合設(shè)計(jì)規(guī)范要求。

圖11 新支承座應(yīng)力分布圖

今后，為使減搖鰭產(chǎn)品性能得到進(jìn)一步提升，可以將執(zhí)行機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化與控制系統(tǒng)的優(yōu)化相結(jié)合，并采用相關(guān)工程軟件進(jìn)行機(jī)電液聯(lián)合仿真。

[1] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社,2004.

[2] 康 淵,陳信吉.Ansys入門(mén)[M].3版，北京：中國(guó)電力出版社,2007.

[3] 李 兵,何正嘉,陳雪峰.ANSYS Workbench設(shè)計(jì)：仿真與優(yōu)化[M].北京：清華大學(xué)出版社,2008.

[4] 廖銘聲.減搖鰭設(shè)計(jì)的流體動(dòng)力計(jì)算[J].機(jī)電設(shè)備,1996(3):15-18.

Optimization Design of the Non-retractable Fin Stabilizer Actuator Bearing Block

XI Xin, XUE Lin, YAN Tao

(Shanghai Marine Equipment Research Institute, Shanghai 200031, China)

Aiming at the heavy weight and the unreasonable structure of the non-retractable fin stabilizer actuator bearing block, the optimization module of the ANSYS Workbench is used to carry out the structure optimization design for the actuator bearing block. The practical application proved that the optimized design is successful which can lighten the weight, make the structure rational, as well as to reduce the production cost.

fin stabilizers; bearing block; optimized design

10.3963/j.issn.1671-7953.2015.01.004

2014-05-02

上海市經(jīng)濟(jì)委員會(huì)項(xiàng)目 (消-154-方向-27)

奚 昕(1979-)，男，學(xué)士，工程師

U664.7

A

1671-7953(2015)01-0015-04

修回日期：2014-08-08

研究方向:船舶減搖裝置設(shè)計(jì)

E-mail:xixin704@163.com