基于有限元方法的減搖鰭搖臂的疲勞研究

羅小燕， 廖春凱, 黃仲華， 吳忠保

(重慶華渝電氣集團(tuán)有限公司， 重慶 400021)

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基于有限元方法的減搖鰭搖臂的疲勞研究

羅小燕， 廖春凱, 黃仲華， 吳忠保

(重慶華渝電氣集團(tuán)有限公司， 重慶 400021)

摘要介紹了減搖鰭執(zhí)行機(jī)構(gòu)的工作原理，研究了其運(yùn)動(dòng)形式及受力狀況。采用有限元方法對(duì)某種型號(hào)減搖鰭搖臂進(jìn)行了強(qiáng)度計(jì)算，分析了其應(yīng)力分布情況，應(yīng)用名義應(yīng)力法獲得了該搖臂的疲勞壽命?；谟邢拊?jì)算結(jié)果對(duì)搖臂結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化后的搖臂應(yīng)力集中現(xiàn)象減少，疲勞壽命顯著提高。

關(guān)鍵詞搖臂有限元方法強(qiáng)度計(jì)算疲勞壽命

0引言

減搖鰭裝置是最早發(fā)明的一種減搖裝置。1923年日本的元良信太郎設(shè)計(jì)了第一套實(shí)用的減搖鰭，經(jīng)裝船實(shí)驗(yàn)得到了良好的減搖效果；1935年英國的布朗兄弟公司設(shè)計(jì)的減搖鰭成功應(yīng)用到一艘2 200 t的海峽渡輪，從此減搖鰭得到廣泛的應(yīng)用。我國的減搖鰭裝置最早由704所研制，自60年代開始，國產(chǎn)減搖鰭技術(shù)日趨成熟。減搖鰭是減搖效果最好的一種主動(dòng)式減搖裝置，是現(xiàn)代仿生學(xué)在船舶領(lǐng)域內(nèi)的一個(gè)很好的應(yīng)用,并且是世界上應(yīng)用最多的減搖裝置，其減搖比可達(dá)90%，主要應(yīng)用于中高速航線的船舶。減搖鰭系統(tǒng)一般有控制部分、執(zhí)行部分和鰭組成。通過控制鰭的運(yùn)動(dòng)，可以使鰭產(chǎn)生對(duì)抗海浪的穩(wěn)定力矩，達(dá)到減小橫搖的目的[1,2]。減搖鰭的新近技術(shù)進(jìn)展和發(fā)展方向主要集中在兩個(gè)方面，一是提高裝置的可靠性，二是改進(jìn)系統(tǒng)以提高減搖效果。因此有必要針對(duì)減搖鰭執(zhí)行機(jī)構(gòu)實(shí)施各種強(qiáng)度和疲勞研究，以促進(jìn)減搖鰭技術(shù)的發(fā)展。

1減搖鰭驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)工作原理及搖臂受力狀況

減搖鰭執(zhí)行機(jī)構(gòu)的主要運(yùn)動(dòng)方式為轉(zhuǎn)鰭運(yùn)動(dòng)。與轉(zhuǎn)鰭運(yùn)動(dòng)直接相關(guān)的零部件有搖臂、轉(zhuǎn)鰭液壓缸、鰭軸和鰭，如圖1所示。鰭軸外端通過鍵與鰭聯(lián)成一體，鰭軸與搖臂通過雙鍵固定聯(lián)接成一起，鰭上產(chǎn)生的流體力矩通過鰭傳遞給搖臂。轉(zhuǎn)鰭液壓缸通過油缸絞軸(圖中未畫出)和傳動(dòng)銷支承在搖臂兩耳上，形成鉸鏈聯(lián)接。轉(zhuǎn)鰭時(shí)，左右兩只轉(zhuǎn)鰭液壓缸的有桿腔和無桿腔分別進(jìn)油，然后各自產(chǎn)生推力和拉力，對(duì)搖臂一推一拉形成力偶，從而帶動(dòng)鰭軸轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)鰭功能。轉(zhuǎn)鰭的速度和方向由液壓機(jī)組的流量和流向確定。

圖1　執(zhí)行機(jī)構(gòu)和鰭示意圖

根據(jù)水動(dòng)力學(xué)原理[3]，減搖鰭在運(yùn)行時(shí)，鰭相對(duì)于水流有一個(gè)攻角α，鰭上將產(chǎn)生垂直于運(yùn)動(dòng)方向的升力Py和平行于運(yùn)動(dòng)方向的阻力Px，同時(shí)，由于作用于鰭的流體動(dòng)力中心不通過鰭軸，會(huì)產(chǎn)生一個(gè)阻礙轉(zhuǎn)動(dòng)的力矩T，即驅(qū)動(dòng)鰭運(yùn)動(dòng)所克服的力矩，如圖2所示。

圖2　鰭受力示意圖

根據(jù)鰭升力系數(shù)、阻力系數(shù)曲線(見圖3)，其值可按以下公式計(jì)算。

(1)

(2)

式中：ρ為海水密度；A為鰭面積；V為海水流速；Cx為阻力系數(shù)；Cy為升力系數(shù)。

圖3　某型鰭升力系數(shù)、阻力系數(shù)曲線圖

則升力與阻力的合力產(chǎn)生的阻礙力矩的計(jì)算公式如式(3)所示。

(3)

式中：l為流體中心與鰭軸中心距離。

將某型鰭的相關(guān)參數(shù)代入公式(3)，得出阻礙力矩，其中Tmax=686 kN·cm。

根據(jù)所選液壓缸技術(shù)指標(biāo)及船的固有周期，液壓機(jī)構(gòu)按照正弦運(yùn)動(dòng)，在此情況下運(yùn)動(dòng)的最大速度定義為Vmax，則液壓缸的運(yùn)動(dòng)速度Va的表達(dá)式為

(4)

假設(shè)液壓動(dòng)力機(jī)構(gòu)按照正弦運(yùn)動(dòng)規(guī)律，取ωmax=0.6π、Vmax=0.22m/s，則得出了液壓缸的運(yùn)動(dòng)規(guī)律：

(5)

②用普通（單一）消力池和輔助消能工聯(lián)合消能，能起到較好的消能效果。尤其是在海漫段加T形墩對(duì)消力池低佛汝德數(shù)水躍的余能消減有顯著作用，而且避免了在消力池內(nèi)修建趾墩、消能墩等輔助消能工，在泄洪時(shí)大量粒徑較大的泥沙磨蝕消力池，與消能工產(chǎn)生碰撞摩擦，局部漩渦及泥沙淤積，同時(shí)也避免了池內(nèi)可能產(chǎn)生的空化現(xiàn)象。

根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)狀況可知，搖臂主要受到阻礙鰭轉(zhuǎn)動(dòng)的力矩和兩個(gè)液壓缸相對(duì)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的力偶。

2疲勞分析方法

疲勞現(xiàn)象是材料在循環(huán)載荷的作用下對(duì)結(jié)構(gòu)性能造成疲勞累積損傷。疲勞失效是工程結(jié)構(gòu)失效的主要方式。根據(jù)不同的疲勞破壞形式，有著不同的疲勞分析方法。工程中常用的疲勞分析方法有三種：名義應(yīng)力法、局部應(yīng)力應(yīng)變法和損傷容限法。名義應(yīng)力法主要用于彈性變形居主導(dǎo)地位的高周疲勞壽命計(jì)算，根據(jù)搖臂的受力形式可采用名義應(yīng)力法[4]。

名義應(yīng)力法是一種傳統(tǒng)的安全壽命估算方法[5]。名義應(yīng)力法認(rèn)為兩個(gè)不同形狀的零件只要滿足以下條件則他們的疲勞壽命相同。

(1) 零件的材料相同；(2) 零件的載荷譜相同；(3) 零件最危險(xiǎn)部位的應(yīng)力集中系數(shù)相同。

使用名義應(yīng)力法進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算時(shí)，首先需要根據(jù)載荷譜確定零件最危險(xiǎn)部位的應(yīng)力譜，而后采用材料的S-N曲線，S-N曲線按冪函數(shù)表達(dá)式：

(6)

對(duì)實(shí)際構(gòu)件進(jìn)行應(yīng)力集中、尺寸效應(yīng)、表面加工狀態(tài)、載荷形式等方面的修正，常用的有Goodman修正公式：

(7)

式中：Δσ為強(qiáng)度極限；σ-1為疲勞極限；σb為強(qiáng)度極限；σm為平均應(yīng)力。

結(jié)合材料的疲勞極限圖，通過插值將材料的S-N曲線轉(zhuǎn)換為零件的S-N曲線，最后根據(jù)載荷周期T計(jì)算零件的壽命Np，計(jì)算公式為

(8)

3有限元計(jì)算分析

利用三維建模軟件建立減搖鰭執(zhí)行機(jī)構(gòu)的實(shí)體模型，其中搖臂結(jié)構(gòu)如圖4所示，建模過程中，依據(jù)等效代換理論將其它零部件進(jìn)行有效地處理[6]，忽略鎖緊裝置、密封裝置、軸承等，簡(jiǎn)化轉(zhuǎn)鰭液壓缸、鰭軸等零件。將模型導(dǎo)入到有限元分析軟件中，支承座設(shè)定為固定約束，鰭軸與支承座底孔為旋轉(zhuǎn)約束，液壓缸絞軸與傳動(dòng)銷、傳動(dòng)銷與搖臂耳環(huán)處內(nèi)孔設(shè)定為旋轉(zhuǎn)約束，鰭軸與平鍵、平鍵與搖臂設(shè)置為固定約束。

圖4　優(yōu)化前搖臂示意圖

執(zhí)行機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)鰭運(yùn)動(dòng)為周期循環(huán)運(yùn)動(dòng)，根據(jù)式(3)和式(5)所得數(shù)據(jù)，定義在1個(gè)周期內(nèi)的液壓缸的運(yùn)動(dòng)速度V和阻礙力矩T。

經(jīng)有限元軟件分析，得出搖臂在一個(gè)周期內(nèi)各時(shí)刻所受到應(yīng)力云圖，這里選取1/4 T和3/4 T時(shí)刻應(yīng)力云圖，如圖5所示，在0°位置時(shí)，升力與阻力為0，液壓缸加速度為最小，此時(shí)搖臂所受應(yīng)力為0 MPa；在0～1/4 T時(shí)刻，升力和阻力逐漸增大，在1/4 T時(shí)刻達(dá)到最大正應(yīng)力值為79.1 MPa。同理，在3/4 T時(shí)刻達(dá)到最大負(fù)應(yīng)力值為-79.1 MPa。

圖5　搖臂1/4 T、3/4 T時(shí)刻應(yīng)力云圖

4疲勞壽命計(jì)算

由上可知，搖臂在轉(zhuǎn)鰭運(yùn)動(dòng)過程中的最大應(yīng)力與最小應(yīng)力，結(jié)合搖臂的材料Q235A的性能參數(shù)，如表1所示。

表1　Q235A的材料性能

將所得數(shù)值代入式(6)～式(8)，得出了搖臂的疲勞壽命計(jì)算結(jié)果，如表2所示。

表2　搖臂在不同存活率下的壽命

5改進(jìn)方案及疲勞分析

根據(jù)搖臂應(yīng)力云圖可知搖臂兩耳處受力不均勻，在棱角位置出現(xiàn)了應(yīng)力集中。優(yōu)化方案如下：(1) 將搖臂設(shè)計(jì)為中心對(duì)稱結(jié)構(gòu)，使所受應(yīng)力對(duì)稱；(2) 將搖臂耳環(huán)兩槽根部設(shè)計(jì)為圓角過渡結(jié)構(gòu)。改進(jìn)搖臂如圖6所示。

通過有限元分析得出優(yōu)化后搖臂在1/4 T、3/4 T時(shí)刻的應(yīng)力云圖，如圖7所示。

圖6　優(yōu)化后搖臂示意圖

圖7　優(yōu)化后搖臂1/4 T、3/4 T時(shí)刻應(yīng)力云圖

得出優(yōu)化后搖臂在運(yùn)動(dòng)過程中的最大應(yīng)力75.8 MPa和最小應(yīng)力-75.8 MPa，將所得數(shù)值代式(6)～式(8)，得出了改進(jìn)后搖臂的疲勞壽命計(jì)算結(jié)果，見表3。

表3　優(yōu)化后搖臂在不同存活率下的壽命

由圖7和表3可得，改進(jìn)后搖臂在轉(zhuǎn)鰭運(yùn)動(dòng)時(shí)所受的應(yīng)力集中減少，應(yīng)力分布相對(duì)均勻，所計(jì)算出的疲勞壽命顯著提高。

6結(jié)論

通過對(duì)某型減搖鰭搖臂的運(yùn)動(dòng)載荷進(jìn)行有限元分析，得出搖臂的應(yīng)力云圖，并用名義應(yīng)力法估算了搖臂的壽命及可靠性。根據(jù)其分析結(jié)果，將搖臂結(jié)構(gòu)形式改為中心對(duì)稱結(jié)構(gòu)，且在搖臂耳環(huán)槽根部采用圓弧過渡，這樣改善了搖臂在棱角處的應(yīng)力集中情況，使其疲勞壽命得到很大地提高。

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Study on Fatigue Arm Rocker of Fin Stabilizer Reduction

based on Finite Element Method

LUO Xiao-yan, LIAO Chun-kai, HUANG Zhong-hua， WU Zhong-bao

(Chongqing Huayu Electic Group Co., Ltd., Chongqing 400021, China)

AbstractWorking principle of fin stabilizer execution mechanism is introduced, and movement and load condition are analyzed. The strength of the rocker arm of one type of fin stabilizer is calculated, on basis of Finite Element Method, obtaining the stress distribution and fatigued life of the rocker arm. The structure of rocker arm of this type is optimized based on the calculation. It is founded that tress concentration phenomenon is obviously reduced, and fatigued life of the optimized structure is increased.

KeywordsFin stabilizerFinite Element MethodStrength calculationFatigue life

中圖分類號(hào)U661

文獻(xiàn)標(biāo)志碼A

作者簡(jiǎn)介：羅小燕(1984-)，男，工程師。