深海勘探吊放絞車試驗臺設計與強度分析

胡燕平，吳 佳，郭 勇

（湖南科技大學 機電工程學院，湖南 湘潭411201）

深海勘探吊放絞車試驗臺設計與強度分析

胡燕平，吳 佳，郭 勇

（湖南科技大學 機電工程學院，湖南 湘潭411201）

為了實現深海勘探用吊放絞車承載能力、主動升沉補償能力、制動能力以及關鍵部件滑輪和纜索的承載能力測試，設計了一種基于塔式配重和液壓驅動的組合型絞車試驗臺。針對試驗臺塔架的幾何結構，分析了其在試驗過程中絞車突然制動所承受的沖擊載荷，以及塔架的約束情況。基于 ANSYS有限元軟件，利用梁、殼單元建立塔架有限元模型，對該塔架進行了靜態分析，得到了各關鍵部位的應力、應變分布規律，提出了主要結構設計改進方案。建立的塔架有限元模型以及計算結果能為同類塔架的設計和優化提供理論依據。

絞車；塔架；主動升沉補償；ANSYS

0 引言

在深海勘探作業中，需要用絞車吊放重達20t的深海勘探裝備，絞車安裝在考察船的甲板上，絞車在吊放過程中隨波振蕩。為了使絞車擠帶繩不產生大的沖擊載荷，絞車需要自動調整收放速度以補償船的升沉運動，我國目前還沒有生產能適應上述工況的吊放絞車。湖南科技大學正在研制適應深海勘探裝備吊放用絞車，為此需開發深海勘探用絞車試驗裝置。

現有的絞車試驗臺，根據其結構的不同分為塔式試驗臺和液壓試驗臺。塔式配重試驗臺工作原理為：絞車的鋼絲繩穿過鋼架底座上定滑輪和塔架上端定滑輪，起吊標稱配重進行測量；絞車的拉力通過改變配重的質量來測定；絞車的提升速度是由測量纜索某點通過設定距離的時間間接獲得。采用這種測試方式，為測得絞車的制動能力需要大量配重，測量的絞車提升速度為平均速度無法測出絞車的速度變化。液壓試驗臺采用液壓油缸拉絞車纜索，通過測量油缸壓力間接獲得絞車的承載能力和纜索的承載能力，能實現負載試驗，但絞車的其它性能無法通過該方案獲得[1-3]。

本文提出的試驗臺采用塔架和液壓組合方式，塔架測試絞車在正常提升過程中的升沉補償能力，液壓油缸測試絞車的最大制動力以及零部件的最大承載能力。本文在試驗臺機構設計基礎上，分析了試驗過程中的塔架載荷，應用Ansys軟件分析了塔架的應力，優化了塔架結構。

對于塔架的設計和分析，國內外學者已經做了大量研究工作。澳大利亞的FGAl-Bermani和SKitiponrhcai等人[4]采用梁單元來計算模擬鐵塔桿件，計算塔架的極限承載力。趙立新等[5]分析了影響塔架靜強度、模態、穩定性、疲勞強度等關鍵因素，并對塔架進行了優化設計，為大型風力發電機組承載部件的分析和設計提供了可靠的依據。崔強等人[6]采用有限元分析軟件ANSYS對塔架進行動力學分析，探討了結構在地震作用下的動力反應特點和一般規律。莊雷[7]等通過對某鋼塔架的靜、動態分析，探討如何在ANSYS中利用梁、殼單元建立塔架有限元模型的問題及計算方法。

1 試驗臺工作原理與結構設計

研制絞車的主要性能指標為：適用于4級以下海況；纜繩直徑32mm；額定拉力198kN；最大提升速度1.67m/s；公稱速度1.2m/s；主動升沉補償能力±3m。

參考全國船舶標準化技術委員會專業標準，船用地質絞車(CB* 3150-83)的4.1.2.2負載實驗規定，以50%、100%、125%卷筒最大拉力進行吊裝實驗。根據船用地質絞車(CB* 3150-83)4.1.2.3卷動器制動實驗規定，在吊重為125%最大拉力時，當重塊吊離地面0.2m時停車，卷筒制動器停車，脫開卷筒離合器，加載至1.5倍卷筒最大力矩，停留2min。考慮到今后發展需要，試驗臺按額定載荷300kN計算，實驗負載載荷375kN，卷筒制動載荷取450kN。根據試驗要求，設計塔架總高為19.5m鋼結構塔架，鋼結構主要有鋼梁和鋼板兩類構件，鋼梁包括主梁、斜梁和橫梁,鋼板主要是滑輪安裝座。根據材料力學理論計算，確定鋼梁為角鋼和H型鋼，角鋼材料為Q345，(GB/T 9787-1988)型號20角鋼為主梁，型號8角鋼為斜梁和橫梁，H型鋼材料為Q690，熱軋H型鋼(GB/T11263-1998)類別HW(寬翼緣型)，型號414×405。鋼板厚度35mm，材料為Q690。試驗裝置圖如圖1所示。

圖1 試驗裝置圖

試驗臺的主要性能指標：適用于4級以下海況；額定拉力300kN；最大提升速度1.67m/s；公稱速度1.2m/s；主動升沉補償能力±3m；纜繩直徑40mm。

試驗臺通過塔式配重試驗實現了絞車升沉補償性能和絞車承載能力測試。下導向輪裝在地基上，在下導向輪軸承處安裝轉速傳感器，在配重塊與鋼絲繩連接處安裝拉力傳感器。在試驗過程中，由絞車拉動配重塊上下往復運動，傳感器測出任意時刻的轉速與拉力，從而測出絞車承載能力、絞車收放速度以及主動升沉補償能力。試驗臺用液壓驅動油缸對絞車進行制動能力測試以及零部件的最大承載能力測試。圖2為液壓系統原理圖。

圖2 液壓系統原理圖

液壓站采用移動式液壓站，其工作原理如下：當換向閥處于中位時，液壓缸不動，當換向閥的左位或右位接入回路時，泵向液壓缸供油，使得活塞能夠左右運動。當系統壓力達到安全閥所設定值時，安全閥打開，控制液壓油缸的最大壓力。

2 有限元分析

2.1 模型建立和網格劃分

在分析整個塔架的剛度和薄弱環節等力學特性時，細致地描述一些非關鍵結構的細節，不但增加建模的難度和單元的數目，還會使有限元模型的單元尺寸變化過于劇烈而影響計算精度。為此，在建模過程中對塔架結構中的小孔、螺栓等小尺寸結構做簡化處理。塔架連接結構復雜，單一單元模式無法實現網格劃分。為了解決塔架網格劃分問題，采用復合單元對桁架進行分配來實現網格劃分。針對桁架各結構的特點，主梁、斜梁、橫梁采用梁單元，鋼板采用殼單元。此外單元類型選擇梁單元 BEAM188、殼單元SHELL181。由于塔架結構復雜，如果直接實體建模，網格劃分困難，建模時采用ANSYS命令流，生成點、線、面，在分別對線和面賦予相對應的單元類型，再進行網格劃分，共劃分49506個單元，25552個節點，網格模型如圖3所示。

圖3 塔架有限元模型

2.2 邊界條件設定及載荷施加

塔架自身受力復雜，除塔架自重外，還有塔架所受風載荷和配重沖擊載荷。在進行絞車負載試驗時，試驗條件是在無風情況下進行。本文分析靜載荷包括塔架構件的自重以及絞車負載載荷，計算出塔架在試驗過程中承受自重、沖擊載荷時整個系統的應力及變形情況。本文只對塔架進行分析，不考慮地基基礎的受力，將塔架與地基連接處當成固定支撐，進行靜力分析時，只需要將該節點處6個自由度全部約束。

不計阻尼，配重在上升過程中絞車突然制動，重物在慣性作用下繼續上升，到達最高點時的位移大于重物作用下的鋼絲繩變形量，配重下降，到達鋼絲繩自由長度時，鋼絲繩變形產生振動，以鋼絲繩在重物作用下的靜平衡點為運動零點和時間起點，向下為正方向，則配重振動方程為：

由能量平衡公式：

式中，h為配重在慣性作用下最大上升位移；v為絞車提升速度1.67m/s；x0為鋼絲繩在配重作用下的靜變形量；ν1為鋼絲繩自由長度時的瞬時速度；A1為振幅；k為鋼絲繩彈簧剛度；E為彈性模量，206GPa；η為鋼絲繩充滿系數0.46；L為鋼絲繩長度40m；a為鋼絲繩截面積；T1為塔架受的最大沖擊載荷；m為塔架配重質量

配重在勻速下降過程中，絞車突然制動，不計阻尼，鋼絲繩和配重構成無阻尼自由振動，振幅為A2，以鋼絲繩在重物作用下的靜平衡點為運動零點和時間起點，向下為正方向，配重振動方程為：

由能量守恒定律得：

式中，T2為塔架受最大沖擊載荷。

求出上述兩種情況的振動方程分別為：

在試驗過程中，塔架受力點是兩滑輪與鋼絲繩接觸處，在確定塔架加載力時，為了簡化計算,將該部分載荷作為集中載荷施加到滑輪安裝座上，如圖4所示。

在任意時刻有：

式中，μ為滑動軸承摩擦系數，取0.07。

圖4 滑輪安裝座受力簡圖

經計算，滑輪安裝座受力大小見表1。

表1 計算結果及參數

2.3 試驗臺塔架靜態應力、應變分析

在輸入給定參數之后，運用solve求解模塊進行求解，得到的整個的應力云圖和位移云圖見圖5(a)、(b)。調取的塔架各個關鍵零件的最大應力和最大位移見表2。由表2可看出，塔架整體最大應力為570.7MPa，塔架整體最大變形量為58.9mm。考慮到鋼材材質以及其他不確定因素，安全系數應取1.5以上。由表2可知，主梁安全系數1.1，結合圖6可知最大應力發生在主梁頂部邊緣處，考慮到主梁安全系數太低，換用材質為Q690角鋼，安全系數為2.2。滑輪安裝座安全系數1.2，最大應力為570.7MPa，為整個塔架受力最大的零件，安全系數太低，可將滑輪安裝座底板板厚度增加10mm。優化后的滑輪安裝座應力云圖見圖7，最大應力402MPa，危險點在底板兩側右邊緣處。H型鋼梁和斜梁安全系數分別為2.9、3.5，安全系數足夠大，滿足要求。

圖5 塔架整體應力(MPa)和應變云圖

表2 各關鍵部位應力應變

圖6 主梁應力云圖(MPa)

圖7 優化后滑輪安裝座應力云圖(MPa)

3 結論

1）本文依據湖南科技大學正在研制的適應深海勘探裝備吊放用絞車，設計了一種塔式配重和液壓驅動組合型絞車試驗臺。

2）本文分析了試驗臺塔架在絞車提升過程中突然制動所受的沖擊載荷，以及塔架的約束狀態。基于ANSYS 14.0 有限元軟件建立了塔架仿真分析模型。

3）獲得了塔架在沖擊載荷作用下的應力和應變，根據塔架關鍵部位的應力分布，對塔架結構進了優化，并能為同類復雜塔架的設計和優化提供理論依據。

[1]王雪雁,黃小龍,滕啟,等.機械傳動試驗臺的研制與應用[J].實驗技術與管理,2004(6):101-105.

[2]崔金濤,吳樂奇.礦用絞車試驗臺的設計[J].礦山機械,2010(17):55-58.

[3]王金利,章伯超,吳海華.礦用絞車綜合性能試驗臺的研制[J].煤礦機電,2014(2):111-113.

[4]Al-Bermani F G,Kitipornchai S.Nonlinear analysis of transmission towers[J].Eng.Struct,1992,14(3):16-20.

[5]趙立新.風力發電機塔架的有限元分析與優化設計[D].長春:吉林大學,2008.

[6]何文飛.高聳格構式塔架風振響應研究[D].長沙:湖南大學,2009.

[7]莊雷,潘宏俠.鋼塔架結構的靜動態分析[J].起重運輸機械,2009(7):46-49.

瓦錫蘭側推器通過LR型式認證

（來源：中國船舶新聞網）

日前，瓦錫蘭WTT 11側推器成功通過了英國勞氏船級社（LR）型式認證。據悉，該認證流程的最后一步是對專業制造工廠進行生產質量保證檢驗，即工廠審核。作為制造廠商的瓦錫蘭推進裝置（無錫）有限公司此次順利通過審核，并在中國推進器生產企業中首次獲得LR型式認證。WTT 11側推器屬于瓦錫蘭公司新一代側推器解決方案產品組合。一個完整的側推器獲得 LR型式認證尚屬首次。通過型式認證意味著該推進器將不再需要針對每艘船或船體代號接受設計評審，能夠大幅節省成本和生產時間，從而縮短產品交付周期。

據了解，瓦錫蘭WTT系列側推器最大功率達4500kW，其中WTT 11最大功率為1100kW，采用電機驅動并能夠使用可調或固定螺旋槳推進方式，每臺推進器組件的水動力性能都按照最新的計算流體動力學（CFD）分析進行優化。LR的此項型式認證適用于所有WTT 11選配件并能作為WTT系列中其他變型（尺寸）的范本。此外，WTT系列對潤滑系統的設計也均符合與環保相關的最新要求。

Design and Strength Analysis of Test-bed for Deep-sea Exploration Dipping Winch

HU Yan-ping,WU Jia,GUO Yong
(College of Mechanical and Electrical Engineering,Hunan University of Science and Technology,Xiangtan 411201,China)

In order to realize carrying capacity,active heaving and sinking compensation and stopping power of the dipping winch for deep-sea exploration and bearing capacity test of the key parts of the pulley and the cable,a combined winch test-bed based on the counterweight tower and hydraulically driven is designed.Aiming at the geometric structure of test-bed tower,the tower subjected to impact load by winch brake and its constraint condition during the test process are analyzed.Based on ANSYS finite element software,the finite element model of the tower is established.The static analysis of the tower is carried out.The stress and strain distribution of the key parts is gotten.Main structural design improvement project is proposed.The finite element model of the tower and calculation results can provide a theoretical basis for the design and optimization of the same tower.

winch; tower; active heave compensation; ANSYS

U664.4+4

A

10.16443/j.cnki.31-1420.2015.04.004

湖南省重大專項(2014FJ1004)資助；湖南省教育廳產學研基金資助項目(11CY020)

胡燕平（1957-），教授，博士，研究方向：礦山機械、流體傳動與控制等。