船舶非收放式減搖鰭執行機構支承座優化設計

奚 昕，薛 琳，閻 濤

(上海船舶設備研究所，上海 200031)

船舶非收放式減搖鰭執行機構支承座優化設計

奚 昕，薛 琳，閻 濤

(上海船舶設備研究所，上海 200031)

針對非收放式船舶減搖鰭裝置執行機構支承座質量大，結構不合理的特點，采用ANSYS Workbench的優化模塊對其進行結構優化設計，給出支承座的新結構。實際應用后證明，該優化設計減小了產品重量，其結構更加合理，同時也降低了產品的生產成本。

減搖鰭;支承座;優化設計

上海船舶設備研究所是國內船舶減搖鰭裝置的主要研制單位之一，經過了40余年的發展，現已有十幾種型號的產品面向市場。以往產品是仿制蘇聯的，質量較重，力學強度冗余度偏大。為此，借助CAD技術以船舶非收放式減搖鰭執行機構支承座為研究對象，利用UG和ANSYS Workbench軟件對支承座進行數字化建模和有限元分析，對其結構進行優化設計，以減小產品的重量，提高產品的結構合理性。

1 支承座基本情況及有限元建模

1.1 支承座基本情況

執行機構中支承座在非收放式減搖鰭裝置中質量最大、結構最復雜，受力復雜，對其進行合理的模型簡化、網格劃分，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果是研究的難點，也是設計結構合理、外形美觀、性價比高的減搖鰭的關鍵。

某型支承座原模型是一種方型框架式結構，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中的圓孔是轉鰭油缸缸體的回轉中心，整個支承座由鋼板焊接而成，長1.547 m，寬1.42 m，高1.865 m，總質量達到3 700 kg。

圖1 某型減搖鰭執行機構支承座

1.2 建立有限元模型

1.2.1 設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軸方向與轉鰭油缸軸線相同，X軸方向與轉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[2]：彈性模量Ε=2×1011Pa；泊松比ν=0.3；密度ρ=7 850kg/m3。

1.2.2 網格劃分

網格劃分方法選項包括自動劃分、四面體單元劃分、六面體單元為主網格劃分、掃略劃分和流體網格劃分[3]。考慮到六面體單元計算結果精度高，選擇六面體單元網格劃分為主的方法。

依據支承座外形尺寸和計算機硬件性能，設定單元網格大小為25mm。支承座網格劃分模型共有79 814個單元，289 204個節點。由于支承座前端面有一組螺栓孔，為了避免網格劃分不均勻造成結果不準確，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，螺紋孔網絡見圖4。

圖3 支承座有限元模型

圖4 螺紋孔網格細化示意

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，鰭順時針轉動時，鰭軸要承受鰭和鰭軸組的重力G，轉鰭油缸對鰭軸的徑向推力FH，由轉鰭油缸產生的轉鰭力矩MH，由軸承密封件等產生的摩擦阻力矩MT，水動力對鰭軸產生的水動力力矩MD，水動力PΣ。圖中α為鰭轉角。

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——左轉鰭油缸的有效推力面積；

D——轉鰭油缸缸徑(無桿腔)；

P——轉鰭油缸的壓力。

計算得FL=117 840.9 N。

右油缸拉力為

(3)

式中:AR——右轉鰭油缸的有效推力面積；

D——轉鰭油缸缸徑(有桿腔)。

計算得FR=55 512.3 N。

則轉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。設大軸承的支反力為RA，小軸承的支反力為RB。

根據靜力平衡方程可知，B點處的轉矩為零，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鰭油缸軸承處產生的支承反力。軸承處產生的支反力通過施加軸承載荷實現。鰭軸大小軸承產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；轉鰭油缸軸承作用力分別施加在關節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，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 支承座結構分析

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，最大變形發生在支承座前端圓筒，大小為0.82 mm。支承座應力分布見圖8，其最大應力為138.7 MPa，應力主要集中在圓筒與前板的結合部位，屬于支承座的薄弱環節。應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。而后板處應力分布較小，說明支撐板設計安全系數過高，可通過優化設計節省部分材料，降低生產制造成本。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，由于轉鰭油缸支撐板固定不動，致使轉鰭油缸的裝配和維修都比較麻煩，新支承座的結構設計將解決這些問題。

圖6 支承座約束和載荷示意

圖7 支承座變形示意

圖8 支承座應力分布示意

2.4 新支承座優化方案

根據有限元分析結果，針對個別區域的應力分布不均衡以及安裝維修不便等問題采取以下優化措施。

1)將兩豎板伸長45 mm，支撐在圓筒與面板作用面的另一側。

2)去掉上下兩橫板，將小軸承支撐板由直角改為斜角。

3)去掉轉鰭油缸支撐板的前板，該板將在轉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，最大應力為271 MPa，沒有超出25鋼的屈服強度785 MPa，應力分布明顯改善。另外，新支承座的總質量為2 500 kg，較原產品減輕了1 200 kg。

3 結論

采用ANSYS Workbench對非收放式減搖鰭執行機構支承座原結構進行有限元分析發現，原產品大軸承座與前板結合處存在薄弱環節，后端支架安全系數過大。優化設計后的新支承座結構更加合理，應力分布更加均勻，總質量較原產品減少較多，有效降低了產品的生產成本;另外，合理改變了轉鰭油缸的安裝方式，使零部件的裝配和維修更加方便，提高了產品可靠性。實船使用檢驗表明，產品各尺寸及性能均符合設計規范要求。

圖11 新支承座應力分布圖

今后，為使減搖鰭產品性能得到進一步提升，可以將執行機構的結構優化與控制系統的優化相結合，并采用相關工程軟件進行機電液聯合仿真。

[1] 成大先.機械設計手冊[M].北京：化學工業出版社,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設計：仿真與優化[M].北京：清華大學出版社,2008.

[4] 廖銘聲.減搖鰭設計的流體動力計算[J].機電設備,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:船舶減搖裝置設計

E-mail:xixin704@163.com