基于ANSYS-WORKBENCH的絞車卷筒受力分析與試驗研究

孫 凱，柳 勝

（武漢船用機(jī)械有限責(zé)任公司，湖北 武漢 430084）

輪機(jī)與輔機(jī)

基于ANSYS-WORKBENCH的絞車卷筒受力分析與試驗研究

孫 凱，柳 勝

（武漢船用機(jī)械有限責(zé)任公司，湖北 武漢 430084）

根據(jù)液壓張力/錨泊絞車的實際使用工況，采用ANSYS-WORKBENCH對液壓張力/錨泊絞車的卷筒建立有限元模型，并對制動力和支持負(fù)載2種使用工況下的應(yīng)力應(yīng)變進(jìn)行分析。分析結(jié)果表明：卷筒最大綜合應(yīng)力均小于材料的許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求。同時，采用油缸加載的方式對液壓張力/錨泊絞車的制動力和支持負(fù)載進(jìn)行試驗，驗證絞車卷筒的強(qiáng)度和剛度是否滿足使用要求。試驗結(jié)果表明：卷筒無明顯變形，試驗完成后絞車運行無卡滯，絞車卷筒的強(qiáng)度和剛度滿足使用要求。

絞車；有限元；制動力；支持負(fù)載；試驗研究

0 引 言

配備在升降平臺上的液壓張力/錨泊絞車的工作原理與配備在船舶上的錨絞機(jī)有相似之處，但前者除了具備錨泊定位、拖拽等功能之外，對控制精度和水密性的要求更高，主體結(jié)構(gòu)和工況與錨絞機(jī)不同。目前國內(nèi)外對船用錨絞機(jī)整機(jī)及各部件的研究已趨于成熟。例如：汪宏等[1]運用 ANSYS對錨機(jī)在各種組合載荷工況下的強(qiáng)度進(jìn)行分析；胡庸才[2]對大型錨絞機(jī)的卷筒進(jìn)行額定工況和失效工況下的有限元計算，確定卷筒載荷的外載荷分布規(guī)律。雖然液壓張力/錨泊絞車的結(jié)構(gòu)和功能與常規(guī)錨絞機(jī)有所不同，但仍可在已有研究的基礎(chǔ)上對液壓張力/錨泊絞車的卷筒在制動力和支持負(fù)載工況下的應(yīng)力應(yīng)變分布情況進(jìn)行分析，結(jié)合相關(guān)試驗對絞車卷筒的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行驗證。

1 液壓張力/錨泊絞車使用工況分析

1.1 液壓張力/錨泊絞車設(shè)計輸入條件

此處所述升降平臺包含4臺250kN液壓張力絞車和4臺250kN液壓錨泊絞車。在升降平臺四角各布置1臺張力絞車、1臺錨泊絞車及1只錨；每只錨與1臺張力絞車直連，與1臺錨泊絞車對角斜連。250kN液壓張力/錨泊絞車在機(jī)械結(jié)構(gòu)和使用工況完全相同的情況下，因采用的液壓閥組不同，功能略有不同。

250kN液壓張力/錨泊絞車的主要技術(shù)參數(shù)為：額定拉力250kN；制動力375kN；機(jī)械支持負(fù)載800kN；纜繩卷入速度2m/min；纜繩放出速度4m/m in；鋼絲繩直徑36mm（公稱抗拉強(qiáng)度1870MPa，最小破斷力1000kN）。

1.2 液壓張力/錨泊絞車工況分析

250kN液壓張力/錨泊絞車主要應(yīng)用于平臺升降、收放錨、姿態(tài)調(diào)整、固定平臺位置和拔錨等工況中，各工況對應(yīng)的載荷見表1。

表1 液壓張力/錨泊絞車各工況對應(yīng)的載荷

1.3 液壓張力/錨泊絞車設(shè)計模型

根據(jù)液壓張力/錨泊絞車的技術(shù)參數(shù)及使用工況，對絞車電動機(jī)、制動器和減速機(jī)等進(jìn)行選型，液壓張力/錨泊絞車設(shè)計模型見圖 1。絞車由電動機(jī)、制動器、減速機(jī)、卷筒、支座板和銷軸等部件組成。

絞車卷筒的直徑D應(yīng)大于16倍的鋼絲繩直徑d，即

由式(1)可得卷筒直徑最小為 576mm，圓整后取1500mm，滾筒節(jié)圓直徑為1536mm。

卷筒寬度B的計算式為

式(2)中：n為鋼絲繩纏繞層數(shù)，取n=1；L為卷筒容繩量，取L=150m。由式(2)可得B=1231mm，圓整后取1200mm。卷筒選用的材料為DH36，鋼板厚度取50mm。

在確定卷筒后，根據(jù)工作負(fù)載、減速比和鋼絲繩出/入繩速度等參數(shù)對絞車電動機(jī)、制動器、減速機(jī)、液壓泵站及閥組等部件進(jìn)行選型。

在固定平臺位置工況下，絞車通過電動機(jī)制動器對絞車卷筒進(jìn)行剎車制動，絞車制動力由電動機(jī)制動器產(chǎn)生并通過減速機(jī)傳遞至絞車卷筒上。

在拔錨（即張力/錨泊絞車將錨從土中拔出）工況下，鋼絲繩的張力為784N，僅依靠制動器的制動力矩不能滿足要求，且減速機(jī)的負(fù)載過大，易使減速機(jī)的使用壽命減少甚至遭到損壞。設(shè)計時，在卷筒的一個側(cè)板上設(shè)置一圈共計24個f90的孔，在該側(cè)下面設(shè)置鎖定座，在錨破土前用鎖定銷將卷筒側(cè)板上的孔和底座的孔穿起來，這樣錨破土的鋼絲繩的張力即可通過卷筒側(cè)板與銷軸的作用而產(chǎn)生。該工況即為絞車支持負(fù)載，對絞車整體強(qiáng)度進(jìn)行考核。液壓張力/錨泊絞車卷筒設(shè)計模型見圖2。

在液壓張力/錨泊絞車的5種工況中，制動力工況和支持負(fù)載工況最為惡劣，且這2種工況存在不同之處，因此分別對液壓張力/錨泊絞車在制動力工況下和支持負(fù)載工況下的受力進(jìn)行有限元分析，完成對卷筒強(qiáng)度和剛度的校核。

2 絞車卷筒有限元模型建立

2.1 絞車卷筒體幾何模型

絞車卷筒材料為DH36，其厚度取50mm，基本性能見表2。能

表2 卷筒材料的基本性

張力絞車的卷筒體幾何模型見圖3。在ANSYS-WORKBENCH中，采用實體-殼單元“SOLSH190”來模擬主體板結(jié)構(gòu)。模型采用光卷筒，在卷筒上切割小面模擬繩槽。張力絞車的卷筒體網(wǎng)格模型見圖4。

2.2 約束與工況載荷的施加

卷筒受到鋼絲繩擠壓力和鋼絲繩出繩端拉力的作用。

1) 鋼絲繩拉力根據(jù)式(3)衰減得到，越遠(yuǎn)離出繩端，鋼絲繩拉力越小。

式(3)中：m=0.115；smax為出繩端鋼絲繩拉力；n為鋼絲繩圈數(shù)。

2) 鋼絲繩擠壓力根據(jù)鋼絲繩拉力得到，不同圈上的鋼絲繩的拉力是不一樣的，呈逐圈衰減態(tài)勢，從而使得作用在卷筒上的擠壓應(yīng)力不同，出繩處鋼絲繩的擠壓應(yīng)力最大。

式(4)中：D為卷筒直徑，取1320mm；d為鋼絲繩直徑，取36mm。

2.2.1 制動力載荷下約束和載荷的施加

根據(jù)卷筒在制動力載荷下的受力特點，對卷筒兩端施加軸承的徑向約束，對卷筒內(nèi)筋板進(jìn)行全約束（見圖5）。

施加的制動力載荷 375 kN F= ，根據(jù)式(4)計算該工況下的鋼絲繩擠壓應(yīng)力見表3。因此，在卷筒切割小面上施加表3中的載荷（見圖6）。

表3 制動力載荷下鋼絲繩各圈擠壓應(yīng)力

2.2.2 支持負(fù)載下約束和載荷的施加

根據(jù)卷筒在支持負(fù)載作用下的受力特點，對卷筒兩端施加軸承的徑向約束，對銷軸孔處進(jìn)行全約束（見圖7）。

施加的支持負(fù)載 F= 800 kN，根據(jù)式(4)計算該工況下的鋼絲繩擠壓應(yīng)力見表4。因此，在卷筒切割小面上施加表4中的載荷（見圖8）。

表4 支持負(fù)載下鋼絲繩各圈擠壓應(yīng)力

2.3 有限元分析結(jié)果

2.3.1 在制動力載荷下的有限元分析結(jié)果

在ANSYS-WORKBENCH中對卷筒在制動力載荷下的有限元模型進(jìn)行計算。卷筒的最大綜合應(yīng)力為123.54MPa，出現(xiàn)在卷筒輪轂端部（見圖 9），小于材料的屈服強(qiáng)度355MPa，可滿足設(shè)計要求。卷筒的最大變形量為1.03mm，出現(xiàn)在卷筒輪轂端部（見圖10）。通過有限元分析可知，卷筒強(qiáng)度滿足要求。

2.3.2 在支持負(fù)載下的有限元分析結(jié)果

在 ANSYS-WORKBENCH中對卷筒在支持負(fù)載下的有限元模型進(jìn)行計算。卷筒最大綜合應(yīng)力為155.06MPa，出現(xiàn)在卷筒出繩端內(nèi)表面處（見圖11），小于材料的屈服強(qiáng)度355MPa，可滿足設(shè)計要求。卷筒的最大變形量為 1.20mm，出現(xiàn)在卷筒輪轂端部（見圖 12）。通過有限元分析可知，卷筒的強(qiáng)度滿足要求。

3 液壓張力/錨泊絞車試驗驗證

為驗證絞車在制動力和支持負(fù)載下的強(qiáng)度及剛度的可靠性，設(shè)計試驗方案（見圖13）為對卷筒施加預(yù)定的載荷，通過觀察試驗后絞車的結(jié)構(gòu)是否良好、有無變形及運行過程中是否卡滯來判定設(shè)計是否滿足強(qiáng)度和剛度要求。

將卷筒上的鋼絲繩與油缸活塞桿連接，缸體通過工裝鉸接，保持鋼絲繩為水平狀態(tài)，確保各鉸點連接可靠。對油缸有活塞桿的一端緩慢加壓，按照式(5)進(jìn)行制動力載荷/支持負(fù)載和壓力的折算[5]。式(5)中：p為所述預(yù)定壓力值；F為制動力或支持負(fù)載；s為油缸的作用面積；D￠為油缸的內(nèi)徑；d￠為活塞桿直徑。試驗選用油缸內(nèi)徑D￠=220mm，活塞桿直徑d￠=110mm。

通過上述試驗裝置對液壓張力/錨泊絞車的制動力載荷和支持負(fù)載進(jìn)行試驗，油缸對應(yīng)壓力值見表5。

表5 油缸對應(yīng)壓力值

試驗完成后，分別對卷筒直徑及卷筒外觀進(jìn)行檢查。卷筒直徑變形極小，屬于彈性變形；卷筒無損壞，絞車運行無卡滯。絞車卷筒強(qiáng)度和剛度可滿足制動力和支持負(fù)載工況下的要求。

4 結(jié) 語

采用ANSYS-WORKBENCH對液壓張力/錨泊絞車卷筒進(jìn)行有限元建模，對制動力載荷和支持負(fù)載作用下的應(yīng)力應(yīng)變進(jìn)行分析，并通過油缸加載的方式對液壓張力/錨泊絞車進(jìn)行制動力和支持負(fù)載的試驗驗證，得出以下結(jié)論：

1) 在給定的制動力載荷和支持負(fù)載 2種工況下，采用有限元模型計算的液壓張力/錨泊絞車卷筒最大綜合應(yīng)力均低于材料的屈服強(qiáng)度，從理論上驗證了卷筒的結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求。采用油缸加載的方式對液壓張力/錨泊絞車施加預(yù)定的制動力和支持負(fù)載，卷筒無明顯變形，試驗完成后絞車運行無卡滯。由試驗驗證了絞車卷筒的強(qiáng)度和剛度滿足使用要求。

2) 通過經(jīng)驗公式確定絞車卷筒的直徑和寬度之后，采用ANSYS-WORKBENCH對卷筒結(jié)構(gòu)的受力情況進(jìn)行分析，該方法可為后續(xù)同類絞車卷筒結(jié)構(gòu)的設(shè)計和優(yōu)化提供參考。

[1] 汪宏，劉安來. 船體起錨機(jī)強(qiáng)度的有限元分析[J]. 江蘇科技大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2008，22 (3): 1-4.

[2] 胡庸才. 大型錨絞機(jī)關(guān)鍵零部件失效機(jī)理分析和試驗研究[D]. 武漢：武漢理工大學(xué)，2007.

[3] 徐秉業(yè)，劉信聲. 應(yīng)用彈塑性力學(xué)[M]. 北京：清華大學(xué)出版社，2007.

[4] 王勖成. 有限單元法[M]. 北京：清華大學(xué)出版社，2003.

[5] 柳勝，劉智雄，黎明智. 一種絞車剎車力試驗裝置和方法：ZL201310606356.5[P]. 2016.

ANSYS-WORKBENCH Based Load Analysis and Experimental Study of W inch Drum

SUN Kai，LIU Sheng
（Wuhan Marine Machinery Plant Co., Ltd., Wuhan 430084, China）

According to the actual working conditions of hydraulic tension/anchorage w inch, the finite element model of the hydraulic tension/anchorage w inch drum is established w ith ANSYS-WORKBENCH, and the stress-strain is analyzed for two loading conditions, i.e. braking force condition and sustaining load condition. The maximum overall stresses obtained are smaller than the allowed stress of the material, which meets the strength requirement. Meanwhile, the braking force and the sustaining load of the hydraulic tension/anchorage w inch are tested w ith the hydro-cylinder loading method to see if the w inch strength and stiffness comply w ith the requirement. The experiment result shows that the w inch drum hasn’t obvious deformation, and there isn’t clamping stagnation in the experiment, so both the strength and stiffness of the w inch drum meet the application requirement.

w inch; finite element; braking force; sustaining load; experiment research

P754.3；P715.1

A

2095-4069 (2017) 03-0035-05

10.14056/j.cnki.naoe.2017.03.008

2016-12-15

孫凱，男，高級工程師，1978年生。2001年畢業(yè)于昆明理工大學(xué)機(jī)械工程及自動化專業(yè)，現(xiàn)從事船舶機(jī)械研究工作。