船舶牽引機械的結構優(yōu)化設計

韓 龍， 錢 怡

(江南大學機械工程學院，江蘇無錫214122)

隨著經(jīng)濟的發(fā)展和科學技術的突飛猛進，市場對產(chǎn)品提出越來越嚴格的要求。依靠傳統(tǒng)經(jīng)驗設計的產(chǎn)品其結構及尺寸參數(shù)相對保守，耗材過多，成本較高，性能難以達到最佳。由經(jīng)驗設計向采用CAD/CAE等現(xiàn)代設計方法轉變是現(xiàn)代產(chǎn)品設計的發(fā)展趨勢。在保證產(chǎn)品強度、剛度、可靠性等條件下通過優(yōu)化設計使產(chǎn)品小型化、輕量化是現(xiàn)代制造產(chǎn)業(yè)追求的目標［1］。

船舶牽引機械是中大型港口常用的港口設備，其作用在于拉動貨船沿岸邊平行移動，其小型化、輕量化不僅節(jié)省了材料，減少了生產(chǎn)成本，而且也降低了運輸成本，提高了產(chǎn)品的競爭力。因此，牽引機械的優(yōu)化有著重要的現(xiàn)實意義。

文中以牽引機械初步設計方案為研究對象，運用ANSYS Workbench有限元分析工具及其優(yōu)化模塊，對牽引機械構件尺寸與應力、變形、質量等關系進行探討，提出了其小型化、輕量化的最優(yōu)解。

1 船舶牽引機械系統(tǒng)建模、網(wǎng)格劃分

船舶牽引機械的金屬結構主要包括塔頂、起重臂架、平衡臂、滑輪組、絞車以及回轉支承等組成。初始設計尺寸為:起重臂架上弦桿為Φ168×12規(guī)格的無縫鋼管，下弦桿為兩根180×180×14的方管，腹桿為Φ63×9規(guī)格的無縫鋼管，拉索為Φ25鋼纜。根據(jù)設計意圖及尺寸在PRO/E里建立船舶牽引機械初步的參數(shù)實體模型，如圖1所示。

圖1 船舶牽引機械三維實體模型Fig.1 3D solid model of a ship traction machine

船舶牽引機械構件較多，由于回轉支承、塔頂及其他相關附件對整體影響不大，因而將其均按等效剛體質量處理［2］。建立有限元模型時，起重臂部分采用SOLID 186單元，拉索則通過插入Command命令以LINK180單元模擬。根據(jù)起重機設計規(guī)范及相關設計手冊，選取Q345作為牽引機械金屬結構材料(見表1)。

表1 材料特性Tab.1 Material properties

鑒于工作時起重臂根部固定，該處設為固定約束，采用固定耦合的方式表示與之相連的拉索。牽引機械的計算載荷選用最不利工況時的載荷組合:自重為分布力;牽引載荷以廠家提供數(shù)值施加;風載以分布力的形式作用于塔機側面，其數(shù)值一般按六級風壓設定［3］。將PRO/E中建立的三維實體模型通過相關接口導入ANSYS Workbench平臺，根據(jù)現(xiàn)行規(guī)范及上述處理建立有限元模型。其中起重臂部分以全六面體網(wǎng)格劃分。

2 船舶牽引機械靜態(tài)應力分析

設備的最大設計水平牽引載荷為20 kN，牽引纜繩與水平方向最大夾角為53°。通過對有限元模型求解，結構應力變形分布情況如圖2，3所示(44倍率)。

由圖2，3可知，牽引機械的最大位移產(chǎn)生在起重臂的端部，總體最大位移為38.801 mm。整機最大應力出現(xiàn)在起重臂根部附近，即與回轉支承銜接處，Von Mises最大等效應力 138.38 MPa。此外，拉索吊點附近及牽引載荷一側的下弦桿上，也有較大應力分布。分析結果表明，最大應力值小于材料許用拉應力［σ］=345 MPa和許用壓應力［σ］=510 MPa。最大變形小于《起重機設計手冊》所規(guī)定的剛度要求［4］，即吊臂懸臂撓度 f≤4L/1 000，其中L為起重臂軸向尺寸，本結構設計值L=22.04 m?？梢姵醪皆O計方案滿足結構強度和剛度的要求。

3 優(yōu)化求解

由靜力計算結果分析中可知，船舶牽引機械整體結構滿足強度剛度要求，但整機大部分區(qū)域過于安全，浪費材料，增加制造的成本。因此，可通過減少起重臂主要構件的壁厚以最省的材料實現(xiàn)預定的性能要求［5］。

為實現(xiàn)優(yōu)化目的，定義牽引機械的最大等效應力及最大變形為狀態(tài)參數(shù)，臂架主要構成桿件的壁厚為設計參數(shù)。因結構所用構件皆選用標準件，故選取離散壁厚尺寸作為設計變量［6］，具體數(shù)值如表2所示。為留有一定安全裕度，求解條件為最大等效應力 ＜260 MPa(整機選用Q345鋼，安全系數(shù)取1.3，此安全系數(shù)根據(jù)《起重機設計規(guī)范》選取)，求解目標為整機質量最小。

保持3個設計尺寸(上弦桿壁厚、腹桿壁厚、下弦桿壁厚)中的一個尺寸參數(shù)不變，分析其余兩個參數(shù)Von Mises應力的響應［7］。尺寸與狀態(tài)和目標參數(shù)響應分析的結果見圖4，5，6。由圖7所示的各參數(shù)對整機最大等效應力的敏感度可知，下弦桿壁厚對整機最大等效應力及最大位移最為敏感。

表2 臂架桿件待選壁厚規(guī)格Tab.2 Standard size of a cantilever crane

采用目標驅動優(yōu)化方法，優(yōu)化的目標按照由高到低的等級依次為:最大應力(＜260 MPa)，整體質量和懸臂變形(＜88 mm)。分析得到的優(yōu)化解如表3所示。此3組優(yōu)化設計點為系統(tǒng)運用設計點計算結果擬合得到以供參考［8］，優(yōu)越等級皆為3星。將3組優(yōu)化設計點作為樣本設計點帶入程序重新計算，得到最終帶優(yōu)化設計點的各設計點參數(shù)值計算結果。

表3 優(yōu)化解Tab.3 Sptimal solutions

優(yōu)化效果對比，如表4所示。上弦桿壁厚6 mm，腹桿壁厚5 mm，下弦桿壁厚6 mm，最大等效應力值224.34 MPa。在靜力分析結果中可以看出，整機有較大的剛度及強度盈余，故有較大的優(yōu)化空間;優(yōu)化后主要構件尺寸大幅度下降，但都符合整機強度及剛度要求，整機質量減少24.1%，優(yōu)化效果較為明顯，實現(xiàn)了優(yōu)化目的。由于文中選取的載荷為企業(yè)給定的極限載荷值(已考慮動載系數(shù)φ=16 m/s)，且拖船過程中速度較低，根據(jù)機械動力學，采用靜力分析所得結果能夠達到工作要求。另外，因風載荷取為工作港口的最大計算風壓值，故實際風載對結構整體的影響在容許范圍之內。

表4 優(yōu)化效果Tab.4 Optimization effect

4 結語

首先采用PROE和ANSYS Workbench對船舶牽引機械進行有限元靜力分析，利用Workbench可協(xié)同建模并重用PROE參數(shù)的特點，使導入模型也能完成 ANSYS優(yōu)化設計，從方法上解決了導入ANSYS的PROE模型不能參數(shù)化的難題。最后利用ANSYS Workbench的優(yōu)化設計模塊對牽引機械進行結構優(yōu)化，給出影響牽引機械剛度、強度的結構參數(shù)敏感度，為設計者確定相關結構的參數(shù)尺寸提供了依據(jù)。

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