固定式減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)的模態(tài)及動態(tài)響應(yīng)分析

修哲+操安喜+許樂平

摘要： 采用有限元法對小型高速船使用的固定式減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)進行模態(tài)分析和瞬態(tài)動力響應(yīng)分析，對減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)動力性能進行全面分析.結(jié)果可為同類減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供參考.

關(guān)鍵詞： 小型高速船； 減搖鰭； 模態(tài)分析； 瞬態(tài)動力響應(yīng)； 有限元； 結(jié)構(gòu)強度

中圖分類號： U661.42文獻標(biāo)志碼： B

Abstract： The modal analysis and transient dynamic response analysis are performed on the fixed fin stabilizer of a small highspeed boat by finite element method. The structural dynamic performance is fully analyzed for the actuator of the fin stabilizer. The results can provide reference for the design of the same kind of fin stabilizer actuator.

Key words： small hightspeed boat； fin stabilizer； modal analysis； transient dynamic response； finite element； structure strength

收稿日期： 2014[KG*9〗04[KG*9〗27修回日期： 2014[KG*9〗07[KG*9〗24

作者簡介： 修哲（1989—），男，遼寧沈陽人，碩士研究生，研究方向為船舶工程，（Email）1051703671@qq.com0引言

由于風(fēng)浪的作用，船舶在海上航行時會產(chǎn)生橫搖、縱搖、升沉等運動，其中橫搖運動對船舶的適航性、乘員的舒適性和設(shè)備的安全性影響最大.航行于沿海的小型高速船，由于船舶尺寸小、橫穩(wěn)心高、自然橫搖周期短，且沿海海浪中短峰波最常見，因而最容易引起橫搖共振.[1]為此，在航行于沿海的小型高速船上安裝減搖裝置非常必要.目前，常用的減搖裝置有減搖鰭、減搖水艙、減搖陀螺等.減搖鰭屬于主動式減搖設(shè)備，減搖效果好，在船舶高速運行條件下，減搖效率最高可達(dá)90%，而且設(shè)備占用空間小，是小型高速船減搖設(shè)備的首選.[25]減搖鰭裝置主要由鰭組件、執(zhí)行機構(gòu)、液壓系統(tǒng)和液壓機構(gòu)等組成.其中，執(zhí)行機構(gòu)是減搖鰭裝置中的最大構(gòu)件，承擔(dān)鰭的回轉(zhuǎn)與零位鎖緊功能.鰭產(chǎn)生的巨大升力通過執(zhí)行機構(gòu)作用到船體上，所以執(zhí)行機構(gòu)也是減搖鰭設(shè)備最重要的承力構(gòu)件.[3]減搖鰭結(jié)構(gòu)設(shè)計和優(yōu)化的問題逐漸引起重視.[68]

對于小型高速船，由于受艙室空間和空船質(zhì)量的制約，要求減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)的尺寸和質(zhì)量盡量小.這些要求對于需要承受巨大升力、阻力和轉(zhuǎn)矩的減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計來說極具挑戰(zhàn)性.[9]在已有的工程實踐中，由于結(jié)構(gòu)靜強度導(dǎo)致執(zhí)行機構(gòu)結(jié)構(gòu)失效的情況未見報道，而是出現(xiàn)由于執(zhí)行機構(gòu)遭遇瞬時沖擊力引起執(zhí)行機構(gòu)結(jié)構(gòu)失效的故障.[10]當(dāng)船舶在惡劣海況下高速航行時，減搖鰭設(shè)備在升力和波浪激振力等多種載荷瞬時沖擊的聯(lián)合作用下，易發(fā)生結(jié)構(gòu)的斷裂失效，因而減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)的動力性能成為減搖鰭結(jié)構(gòu)設(shè)計的關(guān)鍵問題.對減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)進行模態(tài)分析和激振條件下的瞬態(tài)動力響應(yīng)分析是保證減搖鰭裝置安全和穩(wěn)定工作的前提.為此，利用有限元軟件對減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)進行動力特性研究，建立減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)的三維實體有限元仿真模型，對其進行約束條件下的模態(tài)分析.考慮航行中的小型高速船減搖鰭裝置可能遭遇的波浪激振，對減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)進行瞬態(tài)沖擊力作用下的動態(tài)響應(yīng)計算.

1有限元模型建立

固定式減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)主要由鰭軸、鰭座、前后支承軸承、鰭柄、連桿和轉(zhuǎn)鰭油缸等零部件組成，見圖1.鰭軸首端伸出船體舷側(cè)以外，鰭安裝于鰭軸外伸段，鰭軸通過鰭座前后兩端的軸承固定于鰭座，鰭柄通過鍵與鰭軸相連，連桿連接鰭柄與液壓油缸.這些零部件安放于船艙內(nèi)，鰭座通過加強肘板與船體舷側(cè)外板相連，同時與船體主骨架相連.由以上機械零部件組成的執(zhí)行機構(gòu)，其結(jié)構(gòu)型式與以板梁組合結(jié)構(gòu)為主的船體結(jié)構(gòu)有顯著差別.為此，采用三維實體有限元模型對執(zhí)行機構(gòu)進行有限元仿真計算.

首先，利用SolidWorks強大的幾何造型功能建立減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)的三維實體幾何模型.在建模過程中，根據(jù)減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)的傳力路徑和受力特點，對執(zhí)行機構(gòu)進行簡化處理：1）將次要的附屬結(jié)構(gòu)部件與主要部件進行合并，如將與鰭軸緊密相連的軸承與鰭軸合并，既減少耗費資源的接觸對探測與非線性計算，又不影響對重要構(gòu)件應(yīng)力的評估；2）將不必要的、會影響網(wǎng)格劃分的圓孔進行填充，并且去掉可能影響網(wǎng)格劃分質(zhì)量和計算效率的次要結(jié)構(gòu).

將幾何模型導(dǎo)入到有限元軟件進行網(wǎng)格劃分.在網(wǎng)格劃分中采用3種單元類型.

1）梁單元.考慮到油缸連桿主要起傳力作用，模型中采用梁單元模擬.

2）四面體實體單元.鰭軸與鰭座采用NXNastran提供的C3D10M四面體單元模擬.單元尺寸總體上為36 mm×36 mm×36 mm，在應(yīng)力水平較高、結(jié)構(gòu)形狀不規(guī)則以及本身幾何尺寸較小的位置，單元的尺寸控制在24 mm×24 mm×24 mm左右.

3）質(zhì)量單元.鰭結(jié)構(gòu)及其附連水質(zhì)量采用質(zhì)量單元模擬.

有限元模型見圖2，單元總數(shù)為329 849個，節(jié)點總數(shù)為77 027個.

2執(zhí)行機構(gòu)結(jié)構(gòu)約束模態(tài)分析

一般情況下，執(zhí)行機構(gòu)結(jié)構(gòu)的前幾階低階固有頻率對結(jié)構(gòu)的動力學(xué)性能影響較大，遠(yuǎn)離振源頻帶的模態(tài)對結(jié)構(gòu)實際影響較小.本文研究的減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)設(shè)置于船體左右舷側(cè)，是船體結(jié)構(gòu)的組成部分，為使計算結(jié)果更具參考性，將計算頻率適當(dāng)放寬，計算執(zhí)行機構(gòu)前6階固有頻率及其對應(yīng)的模態(tài)陣型.在模態(tài)計算中，對減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)有限元模型進行約束，約束點取在執(zhí)行機構(gòu)與船體結(jié)構(gòu)相連位置的節(jié)點上，約束條件取為Ux=Uy=Uz=0.需要說明的是，鰭結(jié)構(gòu)安裝于鰭軸首端，懸伸于舷側(cè)以外，運動過程中有附連水質(zhì)量的影響.附連水質(zhì)量根據(jù)結(jié)構(gòu)的設(shè)計尺寸進行具體施加，總附連水質(zhì)量為11.2 t，均勻施加在鰭軸結(jié)構(gòu)上.故將鰭結(jié)構(gòu)本身質(zhì)量及其附連水質(zhì)量均考慮為質(zhì)量點單元的形式.采用Lanczos方法進行求解，計算得到的前6階模態(tài)振型見圖3，固有頻率及模態(tài)特征見表1.a）1階垂向彎曲，f=24.25 Hzb）1階橫向彎曲，f=47.76 Hzc）2階垂向彎曲，f=138.93 Hzd）1階扭轉(zhuǎn)，f=178.73 Hze）2階橫向彎曲，f=179.68 Hzf）3階垂向彎曲，f=194.51 Hz圖 3減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)前6階模態(tài)振型

Tab.1Natural frequency and modal characteristics of first six orders of fixed fin stabilizer actuator序號模態(tài)固有頻率/Hz振型描述11階橫向24.25執(zhí)行機構(gòu)鰭軸垂向彎曲21階垂向47.76執(zhí)行機構(gòu)鰭軸橫向彎曲32階彎曲138.93執(zhí)行機構(gòu)垂向2階彎曲41階扭轉(zhuǎn)178.73執(zhí)行機構(gòu)1階扭轉(zhuǎn)52階彎曲179.68執(zhí)行機構(gòu)橫向2階彎曲63階彎曲194.51執(zhí)行機構(gòu)垂向3階彎曲

由圖3可知：第1和2階振型主要表現(xiàn)為鰭軸的彎曲模態(tài)，第3階振型為2階軸向彎曲振動，第4階振型為扭轉(zhuǎn)振動，第5階振型為2階軸向彎曲振動，第6階振型為3階軸向彎曲振動.

3瞬態(tài)沖擊載荷作用下執(zhí)行機構(gòu)的動態(tài)響應(yīng)分析3.1激勵的確定

航行中的船舶減搖鰭隨船體運動，易遭受波浪的沖擊，其外部載荷具有明顯的隨機性和瞬態(tài)性.選擇減搖鰭所在船經(jīng)歷的海況條件為中國沿海海況條件.在前文模態(tài)分析的基礎(chǔ)上，根據(jù)波浪中運動船舶所受載荷的特點，假定其沖擊載荷為脈沖載荷，脈沖幅值和脈沖作用時間根據(jù)波浪的海況條件進行確定的，載荷時間歷程曲線見圖4.作用于鰭面的升力、阻力和扭矩由執(zhí)行機構(gòu)傳遞至船體，經(jīng)計算，在中國沿海典型工況下鰭面所受各項力的最大值分別為升力Fz=376.8 kN，阻力Fx=184.6 kN，扭矩My=63.083 kN·m，作用力與作用點位置見圖5.圖 4載荷時間歷程

3.2結(jié)果分析

選取執(zhí)行機構(gòu)上具有代表性的2個節(jié)點進行動態(tài)分析.這2個節(jié)點分別位于鰭軸的端部和轉(zhuǎn)鰭油缸座處，節(jié)點位置見圖5，計算結(jié)果位移時程曲線見圖6和7.由此可知：在瞬態(tài)沖擊力的作用下，鰭軸端部變形經(jīng)歷急劇增大而后迅速減小、最后不斷波動的過程，非線性特征非常明顯，呈鋸齒狀，位移峰值達(dá)到8.7 mm；轉(zhuǎn)鰭油缸座處動態(tài)響應(yīng)的數(shù)值相對較小，說明沖擊載荷對其影響較小.據(jù)減搖鰭的結(jié)構(gòu)形式和材料性質(zhì)，初步估算阻尼值為0.2.

動態(tài)等效應(yīng)力云圖見圖8.由此可見：最大應(yīng)力位于軸桿連接處，其值為213 MPa，說明在瞬態(tài)激勵載荷作用下，執(zhí)行機構(gòu)局部可能產(chǎn)生瞬時高應(yīng)力，高應(yīng)力范圍小但應(yīng)力值較大，容易引起疲勞失效，設(shè)計和加工制造時應(yīng)予以足夠重視.

4結(jié)論

對小型高速船常用的固定式減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)進行模態(tài)和瞬態(tài)動力響應(yīng)分析，得到如下結(jié)論.

1）減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)固有頻率均在24 Hz以上，前幾階模態(tài)以鰭軸的橫彎為主，與其工作頻率相差較遠(yuǎn)，不易發(fā)生共振.

2）在瞬態(tài)沖擊載荷作用下：鰭軸端部位移較大，非線性特征明顯；鰭軸根部應(yīng)力較大，設(shè)計時應(yīng)予以重視.

3）固定式減搖鰭執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)固有頻率較高，在一般海況下能夠避開減搖鰭的工作頻率，不易發(fā)生共振，但是在高海況條件下，減搖鰭結(jié)構(gòu)在各種瞬時沖擊載荷的聯(lián)合作用下，執(zhí)行機構(gòu)的鰭軸動態(tài)響應(yīng)顯著，鰭軸端部位移較大，鰭軸根部局部應(yīng)力水平較高，設(shè)計和制造加工時應(yīng)予以重點關(guān)注.參考文獻：

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