论文部分内容阅读
摘要：Inventor建立锚机机架焊接组件的三维实体模型，有限元分析软件MSC. Nastran进行线性静力和强度分析，并对锚机机架的结构进行优化设计。
关键词：有限元分析;锚机机架;结构优化
中图分类号：TH12 文献标识码：A 文章编号：1674-957X（2021）09-0089-02
0 引言
锚机是船舶甲板上的主要设备，是一种重要的辅机， 其主要作用是保持船位、紧急制动及使船安全靠离码头[1]。随着超大型货物的体积和重量越来越大，需要的半潜船的吨位也越来越大。同时，随着半潜船吨位的增加，锚机承受的载荷也越来越大，对其可靠性的要求也越来越高，另外由于考虑燃油经济性，半潜船重量控制越来越严格，需要严格控制锚机的重量。目前锚机的设计主要依据经验公式和简化的力学模型，缺少精确的强度计算方法，因此需要采用较高的安全系数，这就造成为了满足实际承载负荷，锚机的结构笨重和成本较高。本文利用CAE分析技术对其进行分析，以提高其可靠性，并通过优化分析，提升产品的竞争力，满足降本增效的需要。
1 有限元法
有限元求解過程包括计算对象离散化、单元分析和整体分析3个步骤[2]。
有限元的基本方程为：[K]{D}=[F] （1）
式中：[K]——整体刚度矩阵;{D}——节点位移列阵;[F]——节点载荷列阵。
因此，利用边界条件，结合以上方程可以求出各点的位移及各单元应力。
2 建立有限元分析模型
2.1 锚机机架三维建模 用三维CAD造型软件Inventor，通过拉伸、旋转、孔等特征造型功能创建锚机机架组件所需各零件模型，并且根据各零件模型的装配关系，完成锚机机架的零部件装配，图1为锚机机架的装配图。
2.2 简化力学模型 将一些不影响整体结构性能的一些小特征如倒角、螺纹孔、圆角和一些不需要分析的轴瓦、定位销、螺钉和螺母等忽略不计，并且假设机架的焊缝是合格的。将锚机机架组件在三维CAD软件中转换为单一零件，并导出SAT格式。
2.3 划分网格 几何模型的网格划分是建立有限元模型时的重要步骤，划分网格大小和单元类型对分析结果的正确性和准确性影响较大。本文采用shell单元作为锚机机架的划分单元。利用MSC.Patran有限元前后置处理器划分网格，总体划分尺寸为50mm×50mm，单元为7602个，节点为8452个。
2.4 载荷及边界条件 锚机机架安装在船厂提供的底座上，通过螺栓固定并限制上下方向的位移，同时通过止推块限制机架左右方向的位移。因此，机架主要受到锚机和锚链轮组件的重力及锚链的工作拉力，以及受到锚链支持负载力的影响。由于锚机和锚链轮组件的重力相对于锚链工作拉力太小，另外工作拉力相比支持负载来说相对比较小，为了简化受力，在确定受力边界条件时，忽略锚机和锚链轮组件重力的影响，只考虑锚机的支持负载作用。锚机参数如表1所示。
按中国船级社《钢质海船入级规范》（2009）第2分册第3.7.2.2条[3]，锚机的支持负载按照锚链破断强度的45%计算，即0.45×10710kN=4820kN。抛锚工况下，锚机锚链轮应保证可靠的制动力，通过制动带和制动轮之间的摩擦力进行制动[4]。由挠性体摩擦理论即可求出制动带两端拉力，随角度变化的压强及随角度变化的摩擦力等，按照挠性体摩擦理论公式得到的拉力、摩擦力和力矩之间的关系如式（1）所示：
（2）
式中： T、r、F1、F2分别为制动带扭矩、半径、紧边拉力和松边拉力，带入参数得到F1=3713kN，F2=469kN。
图2为锚链轮受力分析图，分解锚机的支持负载，可得出Fknx=4655kN，Fkny=1247kN。通过空间力学计算，可得出两个滑动轴承座承受的载荷分别为FA=3343.478kN，FB=3405.065kN。
2.5 输入材料物性参数 锚机机架组件材料参数如表2所示。
3 机架应力分析及强度校核
根据锚机机架的受力载荷、约束条件及结构特征，机架的静态应力分析结果详见图3，机架的静态位移分析结果详见图4。
3.1 结果分析 从锚机机架Mises应力云图上和位移图上可以看出：①Mises应力最大值出现在前机架与机体焊接处，最大应力值207MPa。Mises应力沿着轴承座中心到前后基座与机体焊接处的连线上变化，在轴承座和基座附近的截面处出现应力集中现象，其中机体与前基座连接处的应力集中比较明显。由于受到锚链刹车力的作用，靠近锚机刹车处的机体应力要比远离刹车处的机体应力要大，应力图符合实际受力工况。②有应变图得知，在支持负载下，锚机最大变形为1.23mm。
3.2 强度校核 依据畸变能密度理论（第四强度理论）得出的屈服条件作为锚机机架的判断准则，即
式中：σs——锚机机架材料的屈服极限，对于Q345B材料，σs=355MPa;n——安全系数;[σ]——材料许用应力。
对于锚机机架，支持负载工况下n一般取为1.053[5]，实际计算中取1.1，则有207MPa<[σ]=322.7MPa，锚机机架符合强度要求。
3.3 优化分析 根据锚机机架的分析结果，对机体主板进行优化，优化后的机架静态应力分析结果详见图5，机架的静态位移分析结果详见图6。
锚机机架主板优化后Mises应力的最大值为258MPa，锚机机架变形的最大值为1.41mm。经过优化后总重量减少了10%，考虑到该机架同时要满足132mm锚链直径的锚机，因此优化满足设计要求。
参考文献：
[1]姚寿广.船舶辅机[M].哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社， 2004.
[2]蒋孝煜.有限元法基础[M].北京：清华大学出版社，1984.
[3]中国船级社《钢制海船入级规范2009》第2分册.
[4]胡甫才，周勇，向阳，杨建国.锚机基座有限元分析与试验研究[J].船海工程，2007（4）：53-56.
[5]中国船级社《产品检验指南2008》.
作者简介：赵亚林（1985-），男，青海贵德人，助理工程师，硕士，研究方向为机械设计。
关键词：有限元分析;锚机机架;结构优化
中图分类号：TH12 文献标识码：A 文章编号：1674-957X（2021）09-0089-02
0 引言
锚机是船舶甲板上的主要设备，是一种重要的辅机， 其主要作用是保持船位、紧急制动及使船安全靠离码头[1]。随着超大型货物的体积和重量越来越大，需要的半潜船的吨位也越来越大。同时，随着半潜船吨位的增加，锚机承受的载荷也越来越大，对其可靠性的要求也越来越高，另外由于考虑燃油经济性，半潜船重量控制越来越严格，需要严格控制锚机的重量。目前锚机的设计主要依据经验公式和简化的力学模型，缺少精确的强度计算方法，因此需要采用较高的安全系数，这就造成为了满足实际承载负荷，锚机的结构笨重和成本较高。本文利用CAE分析技术对其进行分析，以提高其可靠性，并通过优化分析，提升产品的竞争力，满足降本增效的需要。
1 有限元法
有限元求解過程包括计算对象离散化、单元分析和整体分析3个步骤[2]。
有限元的基本方程为：[K]{D}=[F] （1）
式中：[K]——整体刚度矩阵;{D}——节点位移列阵;[F]——节点载荷列阵。
因此，利用边界条件，结合以上方程可以求出各点的位移及各单元应力。
2 建立有限元分析模型
2.1 锚机机架三维建模 用三维CAD造型软件Inventor，通过拉伸、旋转、孔等特征造型功能创建锚机机架组件所需各零件模型，并且根据各零件模型的装配关系，完成锚机机架的零部件装配，图1为锚机机架的装配图。
2.2 简化力学模型 将一些不影响整体结构性能的一些小特征如倒角、螺纹孔、圆角和一些不需要分析的轴瓦、定位销、螺钉和螺母等忽略不计，并且假设机架的焊缝是合格的。将锚机机架组件在三维CAD软件中转换为单一零件，并导出SAT格式。
2.3 划分网格 几何模型的网格划分是建立有限元模型时的重要步骤，划分网格大小和单元类型对分析结果的正确性和准确性影响较大。本文采用shell单元作为锚机机架的划分单元。利用MSC.Patran有限元前后置处理器划分网格，总体划分尺寸为50mm×50mm，单元为7602个，节点为8452个。
2.4 载荷及边界条件 锚机机架安装在船厂提供的底座上，通过螺栓固定并限制上下方向的位移，同时通过止推块限制机架左右方向的位移。因此，机架主要受到锚机和锚链轮组件的重力及锚链的工作拉力，以及受到锚链支持负载力的影响。由于锚机和锚链轮组件的重力相对于锚链工作拉力太小，另外工作拉力相比支持负载来说相对比较小，为了简化受力，在确定受力边界条件时，忽略锚机和锚链轮组件重力的影响，只考虑锚机的支持负载作用。锚机参数如表1所示。
按中国船级社《钢质海船入级规范》（2009）第2分册第3.7.2.2条[3]，锚机的支持负载按照锚链破断强度的45%计算，即0.45×10710kN=4820kN。抛锚工况下，锚机锚链轮应保证可靠的制动力，通过制动带和制动轮之间的摩擦力进行制动[4]。由挠性体摩擦理论即可求出制动带两端拉力，随角度变化的压强及随角度变化的摩擦力等，按照挠性体摩擦理论公式得到的拉力、摩擦力和力矩之间的关系如式（1）所示：
（2）
式中： T、r、F1、F2分别为制动带扭矩、半径、紧边拉力和松边拉力，带入参数得到F1=3713kN，F2=469kN。
图2为锚链轮受力分析图，分解锚机的支持负载，可得出Fknx=4655kN，Fkny=1247kN。通过空间力学计算，可得出两个滑动轴承座承受的载荷分别为FA=3343.478kN，FB=3405.065kN。
2.5 输入材料物性参数 锚机机架组件材料参数如表2所示。
3 机架应力分析及强度校核
根据锚机机架的受力载荷、约束条件及结构特征，机架的静态应力分析结果详见图3，机架的静态位移分析结果详见图4。
3.1 结果分析 从锚机机架Mises应力云图上和位移图上可以看出：①Mises应力最大值出现在前机架与机体焊接处，最大应力值207MPa。Mises应力沿着轴承座中心到前后基座与机体焊接处的连线上变化，在轴承座和基座附近的截面处出现应力集中现象，其中机体与前基座连接处的应力集中比较明显。由于受到锚链刹车力的作用，靠近锚机刹车处的机体应力要比远离刹车处的机体应力要大，应力图符合实际受力工况。②有应变图得知，在支持负载下，锚机最大变形为1.23mm。
3.2 强度校核 依据畸变能密度理论（第四强度理论）得出的屈服条件作为锚机机架的判断准则，即
式中：σs——锚机机架材料的屈服极限，对于Q345B材料，σs=355MPa;n——安全系数;[σ]——材料许用应力。
对于锚机机架，支持负载工况下n一般取为1.053[5]，实际计算中取1.1，则有207MPa<[σ]=322.7MPa，锚机机架符合强度要求。
3.3 优化分析 根据锚机机架的分析结果，对机体主板进行优化，优化后的机架静态应力分析结果详见图5，机架的静态位移分析结果详见图6。
锚机机架主板优化后Mises应力的最大值为258MPa，锚机机架变形的最大值为1.41mm。经过优化后总重量减少了10%，考虑到该机架同时要满足132mm锚链直径的锚机，因此优化满足设计要求。
参考文献：
[1]姚寿广.船舶辅机[M].哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社， 2004.
[2]蒋孝煜.有限元法基础[M].北京：清华大学出版社，1984.
[3]中国船级社《钢制海船入级规范2009》第2分册.
[4]胡甫才，周勇，向阳，杨建国.锚机基座有限元分析与试验研究[J].船海工程，2007（4）：53-56.
[5]中国船级社《产品检验指南2008》.
作者简介：赵亚林（1985-），男，青海贵德人，助理工程师，硕士，研究方向为机械设计。