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        8萬噸半潛船錨機機架有限元分析與優(yōu)化設計

        2021-06-06 06:35:38趙亞林
        內燃機與配件 2021年9期
        關鍵詞:結構優(yōu)化有限元分析

        摘要:Inventor建立錨機機架焊接組件的三維實體模型,有限元分析軟件MSC. Nastran進行線性靜力和強度分析,并對錨機機架的結構進行優(yōu)化設計。

        關鍵詞:有限元分析;錨機機架;結構優(yōu)化

        中圖分類號:TH12 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼:A ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文章編號:1674-957X(2021)09-0089-02

        0 ?引言

        錨機是船舶甲板上的主要設備,是一種重要的輔機, 其主要作用是保持船位、緊急制動及使船安全靠離碼頭[1]。隨著超大型貨物的體積和重量越來越大,需要的半潛船的噸位也越來越大。同時,隨著半潛船噸位的增加,錨機承受的載荷也越來越大,對其可靠性的要求也越來越高,另外由于考慮燃油經濟性,半潛船重量控制越來越嚴格,需要嚴格控制錨機的重量。目前錨機的設計主要依據(jù)經驗公式和簡化的力學模型,缺少精確的強度計算方法,因此需要采用較高的安全系數(shù),這就造成為了滿足實際承載負荷,錨機的結構笨重和成本較高。本文利用CAE分析技術對其進行分析,以提高其可靠性,并通過優(yōu)化分析,提升產品的競爭力,滿足降本增效的需要。

        1 ?有限元法

        有限元求解過程包括計算對象離散化、單元分析和整體分析3個步驟[2]。

        有限元的基本方程為:[K]{D}=[F] ? ? ?(1)

        式中:[K]——整體剛度矩陣;{D}——節(jié)點位移列陣;[F]——節(jié)點載荷列陣。

        因此,利用邊界條件,結合以上方程可以求出各點的位移及各單元應力。

        2 ?建立有限元分析模型

        2.1 錨機機架三維建模 ?用三維CAD造型軟件Inventor,通過拉伸、旋轉、孔等特征造型功能創(chuàng)建錨機機架組件所需各零件模型,并且根據(jù)各零件模型的裝配關系,完成錨機機架的零部件裝配,圖1為錨機機架的裝配圖。

        2.2 簡化力學模型 ?將一些不影響整體結構性能的一些小特征如倒角、螺紋孔、圓角和一些不需要分析的軸瓦、定位銷、螺釘和螺母等忽略不計,并且假設機架的焊縫是合格的。將錨機機架組件在三維CAD軟件中轉換為單一零件,并導出SAT格式。

        2.3 劃分網(wǎng)格 ?幾何模型的網(wǎng)格劃分是建立有限元模型時的重要步驟,劃分網(wǎng)格大小和單元類型對分析結果的正確性和準確性影響較大。本文采用shell單元作為錨機機架的劃分單元。利用MSC.Patran有限元前后置處理器劃分網(wǎng)格,總體劃分尺寸為50mm×50mm,單元為7602個,節(jié)點為8452個。

        2.4 載荷及邊界條件 ?錨機機架安裝在船廠提供的底座上,通過螺栓固定并限制上下方向的位移,同時通過止推塊限制機架左右方向的位移。因此,機架主要受到錨機和錨鏈輪組件的重力及錨鏈的工作拉力,以及受到錨鏈支持負載力的影響。由于錨機和錨鏈輪組件的重力相對于錨鏈工作拉力太小,另外工作拉力相比支持負載來說相對比較小,為了簡化受力,在確定受力邊界條件時,忽略錨機和錨鏈輪組件重力的影響,只考慮錨機的支持負載作用。錨機參數(shù)如表1所示。

        按中國船級社《鋼質海船入級規(guī)范》(2009)第2分冊第3.7.2.2條[3],錨機的支持負載按照錨鏈破斷強度的45%計算,即0.45×10710kN=4820kN。拋錨工況下,錨機錨鏈輪應保證可靠的制動力,通過制動帶和制動輪之間的摩擦力進行制動[4]。由撓性體摩擦理論即可求出制動帶兩端拉力,隨角度變化的壓強及隨角度變化的摩擦力等,按照撓性體摩擦理論公式得到的拉力、摩擦力和力矩之間的關系如式(1)所示:

        (2)

        式中: T、r、F1、F2分別為制動帶扭矩、半徑、緊邊拉力和松邊拉力,帶入?yún)?shù)得到F1=3713kN,F(xiàn)2=469kN。

        圖2為錨鏈輪受力分析圖,分解錨機的支持負載,可得出Fknx=4655kN,F(xiàn)kny=1247kN。通過空間力學計算,可得出兩個滑動軸承座承受的載荷分別為FA=3343.478kN,F(xiàn)B=3405.065kN。

        2.5 輸入材料物性參數(shù) ?錨機機架組件材料參數(shù)如表2所示。

        3 ?機架應力分析及強度校核

        根據(jù)錨機機架的受力載荷、約束條件及結構特征,機架的靜態(tài)應力分析結果詳見圖3,機架的靜態(tài)位移分析結果詳見圖4。

        3.1 結果分析 ?從錨機機架Mises應力云圖上和位移圖上可以看出:①Mises應力最大值出現(xiàn)在前機架與機體焊接處,最大應力值207MPa。Mises應力沿著軸承座中心到前后基座與機體焊接處的連線上變化,在軸承座和基座附近的截面處出現(xiàn)應力集中現(xiàn)象,其中機體與前基座連接處的應力集中比較明顯。由于受到錨鏈剎車力的作用,靠近錨機剎車處的機體應力要比遠離剎車處的機體應力要大,應力圖符合實際受力工況。②有應變圖得知,在支持負載下,錨機最大變形為1.23mm。

        3.2 強度校核 ?依據(jù)畸變能密度理論(第四強度理論)得出的屈服條件作為錨機機架的判斷準則,即

        式中:σs——錨機機架材料的屈服極限,對于Q345B材料,σs=355MPa;n——安全系數(shù);[σ]——材料許用應力。

        對于錨機機架,支持負載工況下n一般取為1.053[5],實際計算中取1.1,則有207MPa<[σ]=322.7MPa,錨機機架符合強度要求。

        3.3 優(yōu)化分析 ?根據(jù)錨機機架的分析結果,對機體主板進行優(yōu)化,優(yōu)化后的機架靜態(tài)應力分析結果詳見圖5,機架的靜態(tài)位移分析結果詳見圖6。

        錨機機架主板優(yōu)化后Mises應力的最大值為258MPa,錨機機架變形的最大值為1.41mm。經過優(yōu)化后總重量減少了10%,考慮到該機架同時要滿足132mm錨鏈直徑的錨機,因此優(yōu)化滿足設計要求。

        參考文獻:

        [1]姚壽廣.船舶輔機[M].哈爾濱:哈爾濱工程大學出版社, 2004.

        [2]蔣孝煜.有限元法基礎[M].北京:清華大學出版社,1984.

        [3]中國船級社《鋼制海船入級規(guī)范2009》第2分冊.

        [4]胡甫才,周勇,向陽,楊建國.錨機基座有限元分析與試驗研究[J].船海工程,2007(4):53-56.

        [5]中國船級社《產品檢驗指南2008》.

        作者簡介:趙亞林(1985-),男,青海貴德人,助理工程師,碩士,研究方向為機械設計。

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