8萬噸半潛船錨機機架有限元分析與優化設計

摘要：Inventor建立錨機機架焊接組件的三維實體模型，有限元分析軟件MSC. Nastran進行線性靜力和強度分析，并對錨機機架的結構進行優化設計。

關鍵詞：有限元分析;錨機機架;結構優化

中圖分類號：TH12 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼：A ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文章編號：1674-957X（2021）09-0089-02

0 ?引言

錨機是船舶甲板上的主要設備，是一種重要的輔機， 其主要作用是保持船位、緊急制動及使船安全靠離碼頭[1]。隨著超大型貨物的體積和重量越來越大，需要的半潛船的噸位也越來越大。同時，隨著半潛船噸位的增加，錨機承受的載荷也越來越大，對其可靠性的要求也越來越高，另外由于考慮燃油經濟性，半潛船重量控制越來越嚴格，需要嚴格控制錨機的重量。目前錨機的設計主要依據經驗公式和簡化的力學模型，缺少精確的強度計算方法，因此需要采用較高的安全系數，這就造成為了滿足實際承載負荷，錨機的結構笨重和成本較高。本文利用CAE分析技術對其進行分析，以提高其可靠性，并通過優化分析，提升產品的競爭力，滿足降本增效的需要。

1 ?有限元法

有限元求解過程包括計算對象離散化、單元分析和整體分析3個步驟[2]。

有限元的基本方程為：[K]{D}=[F] ? ? ?（1）

式中：[K]——整體剛度矩陣;{D}——節點位移列陣;[F]——節點載荷列陣。

因此，利用邊界條件，結合以上方程可以求出各點的位移及各單元應力。

2 ?建立有限元分析模型

2.1 錨機機架三維建模 ?用三維CAD造型軟件Inventor，通過拉伸、旋轉、孔等特征造型功能創建錨機機架組件所需各零件模型，并且根據各零件模型的裝配關系，完成錨機機架的零部件裝配，圖1為錨機機架的裝配圖。

2.2 簡化力學模型 ?將一些不影響整體結構性能的一些小特征如倒角、螺紋孔、圓角和一些不需要分析的軸瓦、定位銷、螺釘和螺母等忽略不計，并且假設機架的焊縫是合格的。將錨機機架組件在三維CAD軟件中轉換為單一零件，并導出SAT格式。

2.3 劃分網格 ?幾何模型的網格劃分是建立有限元模型時的重要步驟，劃分網格大小和單元類型對分析結果的正確性和準確性影響較大。本文采用shell單元作為錨機機架的劃分單元。利用MSC.Patran有限元前后置處理器劃分網格，總體劃分尺寸為50mm×50mm，單元為7602個，節點為8452個。

2.4 載荷及邊界條件 ?錨機機架安裝在船廠提供的底座上，通過螺栓固定并限制上下方向的位移，同時通過止推塊限制機架左右方向的位移。因此，機架主要受到錨機和錨鏈輪組件的重力及錨鏈的工作拉力，以及受到錨鏈支持負載力的影響。由于錨機和錨鏈輪組件的重力相對于錨鏈工作拉力太小，另外工作拉力相比支持負載來說相對比較小，為了簡化受力，在確定受力邊界條件時，忽略錨機和錨鏈輪組件重力的影響，只考慮錨機的支持負載作用。錨機參數如表1所示。

按中國船級社《鋼質海船入級規范》（2009）第2分冊第3.7.2.2條[3]，錨機的支持負載按照錨鏈破斷強度的45%計算，即0.45×10710kN=4820kN。拋錨工況下，錨機錨鏈輪應保證可靠的制動力，通過制動帶和制動輪之間的摩擦力進行制動[4]。由撓性體摩擦理論即可求出制動帶兩端拉力，隨角度變化的壓強及隨角度變化的摩擦力等，按照撓性體摩擦理論公式得到的拉力、摩擦力和力矩之間的關系如式（1）所示：

（2）

式中： T、r、F1、F2分別為制動帶扭矩、半徑、緊邊拉力和松邊拉力，帶入參數得到F1=3713kN，F2=469kN。

圖2為錨鏈輪受力分析圖，分解錨機的支持負載，可得出Fknx=4655kN，Fkny=1247kN。通過空間力學計算，可得出兩個滑動軸承座承受的載荷分別為FA=3343.478kN，FB=3405.065kN。

2.5 輸入材料物性參數 ?錨機機架組件材料參數如表2所示。

3 ?機架應力分析及強度校核

根據錨機機架的受力載荷、約束條件及結構特征，機架的靜態應力分析結果詳見圖3，機架的靜態位移分析結果詳見圖4。

3.1 結果分析 ?從錨機機架Mises應力云圖上和位移圖上可以看出：①Mises應力最大值出現在前機架與機體焊接處，最大應力值207MPa。Mises應力沿著軸承座中心到前后基座與機體焊接處的連線上變化，在軸承座和基座附近的截面處出現應力集中現象，其中機體與前基座連接處的應力集中比較明顯。由于受到錨鏈剎車力的作用，靠近錨機剎車處的機體應力要比遠離剎車處的機體應力要大，應力圖符合實際受力工況。②有應變圖得知，在支持負載下，錨機最大變形為1.23mm。

3.2 強度校核 ?依據畸變能密度理論（第四強度理論）得出的屈服條件作為錨機機架的判斷準則，即

式中：σs——錨機機架材料的屈服極限，對于Q345B材料，σs=355MPa;n——安全系數;[σ]——材料許用應力。

對于錨機機架，支持負載工況下n一般取為1.053[5]，實際計算中取1.1，則有207MPa<[σ]=322.7MPa，錨機機架符合強度要求。

3.3 優化分析 ?根據錨機機架的分析結果，對機體主板進行優化，優化后的機架靜態應力分析結果詳見圖5，機架的靜態位移分析結果詳見圖6。

錨機機架主板優化后Mises應力的最大值為258MPa，錨機機架變形的最大值為1.41mm。經過優化后總重量減少了10%，考慮到該機架同時要滿足132mm錨鏈直徑的錨機，因此優化滿足設計要求。

參考文獻：

[1]姚壽廣.船舶輔機[M].哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社， 2004.

[2]蔣孝煜.有限元法基礎[M].北京：清華大學出版社，1984.

[3]中國船級社《鋼制海船入級規范2009》第2分冊.

[4]胡甫才，周勇，向陽，楊建國.錨機基座有限元分析與試驗研究[J].船海工程，2007（4）：53-56.

[5]中國船級社《產品檢驗指南2008》.

作者簡介：趙亞林（1985-），男，青海貴德人，助理工程師，碩士，研究方向為機械設計。