王 寧，許東方

(舟山中遠海運重工有限公司，浙江 舟山 316131)

0 引 言

穿梭油船在深海石油鉆井平臺與海岸港口之間進行原油駁運，貨油泵是其實現(xiàn)自身商業(yè)功能的關(guān)鍵設(shè)備，對貨油泵的良好支撐可保證設(shè)備的正常高效率工作。在貨油泵電機基座設(shè)計過程中，以往主要基于設(shè)計員自身經(jīng)驗進行相關(guān)參數(shù)確認(rèn)，保守起見對材料規(guī)格的選擇相對較高，在一定程度上導(dǎo)致材料浪費。在工程中對各種形狀實體進行變形和應(yīng)力計算較為困難，無法對設(shè)計方案定量分析，困擾很多工程師對方案進一步分析和優(yōu)化。隨著數(shù)值分析技術(shù)和計算機仿真軟件的發(fā)展，電子計算機性能提升，有限元分析軟件可較好地運行在個人計算機上，一些拓?fù)浜唵?、外形不?fù)雜的結(jié)構(gòu)可較方便地得到數(shù)值解。

單元形狀簡單，可通過物理定理的平衡關(guān)系或能量關(guān)系建立節(jié)點間的平衡方程，組合各單元，構(gòu)造總體剛度矩陣，形成總體代數(shù)方程組，代入邊界條件求解，得到不同節(jié)點的位移或溫度值，而結(jié)構(gòu)場中的應(yīng)力和應(yīng)變、溫度場中的熱通量通過位移或溫度間接導(dǎo)出，因此單元劃分越細(xì)，節(jié)點應(yīng)力和應(yīng)變值會更大。模態(tài)分析是動力學(xué)分析的基礎(chǔ)，是求模型的固有特性，包括頻率、振型等，固有頻率與外界激勵沒有關(guān)系，是結(jié)構(gòu)的一種固有屬性，只受剛度分布和質(zhì)量分布的影響，在模態(tài)分析時不能加載載荷，可簡單地分為有約束的普通模態(tài)和無約束的自由模態(tài)。在模態(tài)分析中必須注重模型細(xì)節(jié)，如以質(zhì)點模型代替設(shè)備質(zhì)量是工程中的常用簡化方法。在船體模塊的模型化中，可用梁單元和矩形筋板單元描述幾乎整個結(jié)構(gòu)[1]。與機械零部件分析采用實體單元分析不同，船舶結(jié)構(gòu)動力響應(yīng)分析中的有限元邊界加載采用施加激振力載荷或加速度載荷兩種常用方法，在低頻域中采用加速度載荷施加方法[2]。船舶的橫搖和縱傾與波浪頻幅有關(guān)為低頻域，所進行的分析采用板梁單元及加速度載荷簡化模型和邊界條件，對某穿梭油船貨油泵電機基座進行強度分析和模態(tài)分析。

1 強度分析

貨油泵容量為4 000 m3/h，揚程為130 m，驅(qū)動電機功率為1 894 kW，質(zhì)量為10 330 kg，轉(zhuǎn)動慣量為123 kg·m2?；谪浻捅门摷肮艿啦贾茫O(shè)計貨油泵安裝圖，貨油泵電機基座如圖1所示。

圖1 貨油泵電機基座

基座高為960.0 mm，面板直徑為1 640.0 mm。為支撐電機，設(shè)計方案1的面板、筒體和肘板的規(guī)格選擇為25.0 mm、15.0 mm和15.0 mm，設(shè)計方案2的規(guī)格全部選擇15.0 mm。材料選擇普通碳素鋼，屈服強度為235 MPa。根據(jù)鋼板尺寸與壁厚比值，符合殼單元應(yīng)用條件，通過DesignModeler軟件建立實體模型并抽取中面得到殼體模型，墊塊接觸區(qū)域采用映射面分割面板中面，點質(zhì)量作用在映射面上，采用共節(jié)點方式連接各部件。貨油泵電機基座三維殼體模型如圖2所示。

圖2 貨油泵電機基座三維殼體模型

約束肘板和筒體底部邊線，輸入代表電機的點質(zhì)量、質(zhì)心坐標(biāo)和轉(zhuǎn)動慣量，加入地球標(biāo)準(zhǔn)重力加速度，網(wǎng)格劃分選用四面體。求解結(jié)果如表1所示。不同方案的應(yīng)變和應(yīng)力云圖如圖3和圖4所示。

表1 不同方案四面體網(wǎng)格求解結(jié)果

分析求解結(jié)果及應(yīng)變和應(yīng)力云圖可知：方案1和方案2的最大應(yīng)變位置在墊塊附近(分割面)面板邊緣，最大應(yīng)力位置在筒體和面板接觸地方，即焊縫所在位置。隨著網(wǎng)格劃分越小，應(yīng)力值變大，但應(yīng)變基本上保持不變，可認(rèn)為求解結(jié)果收斂。應(yīng)變和應(yīng)力在云圖中的分布為對稱分布，支座反力大小不隨網(wǎng)格細(xì)化發(fā)生變化，且數(shù)值等于電機重力加上基座本身重力。距離面板較遠位置筒體底部應(yīng)力數(shù)值較小，與圣維南原理結(jié)論保持一致，即若作用在彈性體某一小塊面積(或體積)上的載荷的合力與合力矩均等于零，則在遠離載荷作用區(qū)的地方，應(yīng)力小得幾乎等于零[3]。

在應(yīng)力結(jié)果上，方案1的安全因數(shù)可判定為4.7，方案2的安全因數(shù)可判定為3.5，從強度方面看2種方案均可滿足要求。在應(yīng)變結(jié)果上，方案2的最大變形為0.811 mm，變形相對較大，不宜選用。電機基座焊接在船體板架結(jié)構(gòu)上，電機質(zhì)量對板架結(jié)構(gòu)的影響需要將結(jié)構(gòu)建立在有限元模型中進行計算分析，并可通過圣維南原理和圖3與圖4推導(dǎo)船體結(jié)構(gòu)受到的應(yīng)力較微弱。

圖3 方案1應(yīng)變和應(yīng)力云圖

圖4 方案2應(yīng)變和應(yīng)力云圖

船舶在航行中會受到風(fēng)浪影響，伴隨波浪橫搖或縱搖，設(shè)備及基座會受到橫向、縱向和垂向附加載荷影響，簡單處理方式是加入各方向組合運動加速度，通過不同載荷步加載至有限元模型邊界進行計算。環(huán)境加速度選擇0.5g(重力加速度g=9.81 m/s2)，工況組合如表2所示。

表2 工況組合

正負(fù)值選擇遵循船舶坐標(biāo)系，x方向：沿平臺縱向，艏部為正；y方向：沿平臺橫向，左舷為正；z方向：沿平臺垂向，向上為正。采用相同的網(wǎng)格劃分尺寸及方法，計算結(jié)果如表3所示。

表3 方案1四面體網(wǎng)格12.5 mm時不同工況計算結(jié)果

與表1求解結(jié)果對比可得出：最大總變形增大約0.053 mm和0.036 mm，最大等效應(yīng)力增大約15.922 MPa和13.324 MPa，安全因數(shù)為3.7，方案1對于組合載荷是安全的。

2 模態(tài)分析

對方案1進行模態(tài)計算，采用12.5 mm尺寸和四面體網(wǎng)格，模型約束基座底部所有自由度，以點質(zhì)量形式模擬電機質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量，加速度作為外載荷在有限元模型中去除，提取模型前6階模態(tài)。模態(tài)計算結(jié)果如表4所示，其中：ROT為旋度(Rate of Turning)。

參與因數(shù)依據(jù)總體笛卡爾坐標(biāo)系的各平動和轉(zhuǎn)動方向假設(shè)單位位移(歸一化)，求出各方向的運動質(zhì)量比，絕對值越大表示為更主要的振型形式；有效質(zhì)量比等于參與因數(shù)的平方，在工程上各方向大于90%即可認(rèn)為模態(tài)提取充分[4]。由表4可知：第1階和第2階振型為船舶縱向和橫向的平移及轉(zhuǎn)動；第3階為船舶垂向平移；第4階、第5階和第6階可認(rèn)為是激勵在200.00 Hz附近時產(chǎn)生的船舶垂向轉(zhuǎn)動。查閱船舶主機和螺旋槳相關(guān)資料：主機為六缸機，轉(zhuǎn)速為74 r/min；螺旋槳為四葉槳，與主機輸出軸直連；螺旋槳第1階軸頻率、第4階葉頻率和第8階葉頻率分別為1.23 Hz、4.90 Hz和9.90 Hz；主機的第1階和第2階平衡力矩的激勵頻率為7.40 Hz和14.80 Hz。經(jīng)計算可得：電機基座固有頻率避開最接近的主機第2階激勵頻率達66%，處于安全范圍。

表4 模態(tài)計算結(jié)果

3 結(jié) 語

通過對某穿梭油船貨油泵電機基座的強度分析和模態(tài)分析，論證設(shè)計方案的合理性和可靠性，對船舶貨油駁運設(shè)備的可靠運行提供支持。船舶運動在受到波浪力及風(fēng)力影響時產(chǎn)生的運動加速度較為復(fù)雜，所進行的分析僅對其簡化模擬，同實際工況存在出入，實際環(huán)境載荷需要結(jié)合相關(guān)理論及實船運行數(shù)據(jù)得出。