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

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)行機構(gòu)支承座優(yōu)化設(shè)計

奚 昕，薛 琳，閻 濤

(上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031)

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

減搖鰭;支承座;優(yōu)化設(shè)計

上海船舶設(shè)備研究所是國內(nèi)船舶減搖鰭裝置的主要研制單位之一，經(jīng)過了40余年的發(fā)展，現(xiàn)已有十幾種型號的產(chǎn)品面向市場。以往產(chǎn)品是仿制蘇聯(lián)的，質(zhì)量較重，力學強度冗余度偏大。為此，借助CAD技術(shù)以船舶非收放式減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)支承座為研究對象，利用UG和ANSYS Workbench軟件對支承座進行數(shù)字化建模和有限元分析，對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計，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)最復雜，受力復雜，對其進行合理的模型簡化、網(wǎng)格劃分，建立與實際情況一致的力學模型，從而得出正確的有限元分析結(jié)果是研究的難點，也是設(shè)計結(jié)構(gòu)合理、外形美觀、性價比高的減搖鰭的關(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，整個支承座由鋼板焊接而成，長1.547 m，寬1.42 m，高1.865 m，總質(zhì)量達到3 700 kg。

圖1 某型減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)支承座

1.2 建立有限元模型

1.2.1 設(shè)置坐標系和材料屬性

ANSYS Workbench中有一個默認的全局坐標系，該坐標系是模型導入時CAD軟件指定的坐標系。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系[1]。支承座有限元模型中坐標系設(shè)置見圖2，坐標系1為默認坐標系；坐標系2與坐標系1原點相同，但Y軸豎直向下，便于施加重力；坐標系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 支承座局部坐標系示意

支承座整體由普通25號鋼板焊接而成，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)格劃分方法選項包括自動劃分、四面體單元劃分、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]?？紤]到六面體單元計算結(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算機硬件性能，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個單元，289 204個節(jié)點。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)果不準確，對其局部細化，控制螺栓孔邊12等分。支承座有限元模型見圖3，螺紋孔網(wǎng)絡(luò)見圖4。

圖3 支承座有限元模型

圖4 螺紋孔網(wǎng)格細化示意

2 有限元分析

2.1 載荷計算

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，這些力均通過軸承傳遞到支承座上。要確定支承座的力學模型，就必須先計算出鰭受的流體動力和轉(zhuǎn)鰭油缸的作用力，計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，鰭順時針轉(zhuǎn)動時，鰭軸要承受鰭和鰭軸組的重力G，轉(zhuǎn)鰭油缸對鰭軸的徑向推力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，水動力對鰭軸產(chǎn)生的水動力力矩MD，水動力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φ=-β時，Gymax=G=38 808 N；

當φ=0時，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(無桿腔)；

P——轉(zhuǎn)鰭油缸的壓力。

計算得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)。

計算得FR=55 512.3 N。

則轉(zhuǎn)鰭油缸對鰭軸的徑向推力為

FH=FL-FR=62 328.6 N

A點為大軸承中心位置，B點為小軸承中心位置，C點為轉(zhuǎn)鰭油缸對鰭軸徑向推力的作用位置，D點為水動力在鰭上作用的中心位置，E點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

支承座通過一組螺栓固定在鰭座上，模型中對這組螺栓孔施加固定約束來模擬螺栓的固定。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)生的支反力通過施加軸承載荷實現(xiàn)。鰭軸大小軸承產(chǎn)生的反作用力施加在全局坐標系中，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，方向為Z軸負方向，小軸承處作用力大小為242 494 N，方向為Z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系3中，方向為Z軸正方向，右油缸作用力施加在坐標系4中，方向沿Z軸負方向；自身重力通過施加標準重力加速度實現(xiàn)，如圖6中載荷F所示，重力加速度選擇在坐標系2中，方向為Y軸正方向。

2.3 支承座結(jié)構(gòu)分析

通過求解器解算后，可得到支承座受力后的綜合位移，見圖7。由圖7可見，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，說明支撐板設(shè)計安全系數(shù)過高，可通過優(yōu)化設(shè)計節(jié)省部分材料，降低生產(chǎn)制造成本。另外上下橫板對剛度影響不大，小軸承座受力相對較小，其上下支撐可以適當減弱。原支承座在使用過程中，由于轉(zhuǎn)鰭油缸支撐板固定不動，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)計將解決這些問題。

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，針對個別區(qū)域的應(yīng)力分布不均衡以及安裝維修不便等問題采取以下優(yōu)化措施。

1)將兩豎板伸長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)邊添加肋板以加強剛度。

新支承座模型見圖9。

圖9 新支承座模型

對新支承座重新進行有限元分析，新支承座有限元分析結(jié)果見圖10和圖11。

圖10 新支承座變形圖

由圖可見新支承座的最大變型為0.90 mm，最大應(yīng)力為271 MPa，沒有超出25鋼的屈服強度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對非收放式減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)支承座原結(jié)構(gòu)進行有限元分析發(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)過大。優(yōu)化設(shè)計后的新支承座結(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。實船使用檢驗表明，產(chǎn)品各尺寸及性能均符合設(shè)計規(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)品性能得到進一步提升，可以將執(zhí)行機構(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)工程軟件進行機電液聯(lián)合仿真。

[1] 成大先.機械設(shè)計手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社,2004.

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

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

[4] 廖銘聲.減搖鰭設(shè)計的流體動力計算[J].機電設(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)濟委員會項目 (消-154-方向-27)

奚 昕(1979-)，男，學士，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

E-mail:xixin704@163.com