穿梭油船貨油泵電機(jī)基座的強(qiáng)度分析與模態(tài)分析

王 寧，許東方

(舟山中遠(yuǎn)海運(yùn)重工有限公司，浙江 舟山 316131)

0 引 言

穿梭油船在深海石油鉆井平臺(tái)與海岸港口之間進(jìn)行原油駁運(yùn)，貨油泵是其實(shí)現(xiàn)自身商業(yè)功能的關(guān)鍵設(shè)備，對(duì)貨油泵的良好支撐可保證設(shè)備的正常高效率工作。在貨油泵電機(jī)基座設(shè)計(jì)過程中，以往主要基于設(shè)計(jì)員自身經(jīng)驗(yàn)進(jìn)行相關(guān)參數(shù)確認(rèn)，保守起見對(duì)材料規(guī)格的選擇相對(duì)較高，在一定程度上導(dǎo)致材料浪費(fèi)。在工程中對(duì)各種形狀實(shí)體進(jìn)行變形和應(yīng)力計(jì)算較為困難，無法對(duì)設(shè)計(jì)方案定量分析，困擾很多工程師對(duì)方案進(jìn)一步分析和優(yōu)化。隨著數(shù)值分析技術(shù)和計(jì)算機(jī)仿真軟件的發(fā)展，電子計(jì)算機(jī)性能提升，有限元分析軟件可較好地運(yùn)行在個(gè)人計(jì)算機(jī)上，一些拓?fù)浜?jiǎn)單、外形不復(fù)雜的結(jié)構(gòu)可較方便地得到數(shù)值解。

單元形狀簡(jiǎn)單，可通過物理定理的平衡關(guān)系或能量關(guān)系建立節(jié)點(diǎn)間的平衡方程，組合各單元，構(gòu)造總體剛度矩陣，形成總體代數(shù)方程組，代入邊界條件求解，得到不同節(jié)點(diǎn)的位移或溫度值，而結(jié)構(gòu)場(chǎng)中的應(yīng)力和應(yīng)變、溫度場(chǎng)中的熱通量通過位移或溫度間接導(dǎo)出，因此單元?jiǎng)澐衷郊?xì)，節(jié)點(diǎn)應(yīng)力和應(yīng)變值會(huì)更大。模態(tài)分析是動(dòng)力學(xué)分析的基礎(chǔ)，是求模型的固有特性，包括頻率、振型等，固有頻率與外界激勵(lì)沒有關(guān)系，是結(jié)構(gòu)的一種固有屬性，只受剛度分布和質(zhì)量分布的影響，在模態(tài)分析時(shí)不能加載載荷，可簡(jiǎn)單地分為有約束的普通模態(tài)和無約束的自由模態(tài)。在模態(tài)分析中必須注重模型細(xì)節(jié)，如以質(zhì)點(diǎn)模型代替設(shè)備質(zhì)量是工程中的常用簡(jiǎn)化方法。在船體模塊的模型化中，可用梁?jiǎn)卧途匦谓畎鍐卧枋鰩缀跽麄€(gè)結(jié)構(gòu)[1]。與機(jī)械零部件分析采用實(shí)體單元分析不同，船舶結(jié)構(gòu)動(dòng)力響應(yīng)分析中的有限元邊界加載采用施加激振力載荷或加速度載荷兩種常用方法，在低頻域中采用加速度載荷施加方法[2]。船舶的橫搖和縱傾與波浪頻幅有關(guān)為低頻域，所進(jìn)行的分析采用板梁?jiǎn)卧凹铀俣容d荷簡(jiǎn)化模型和邊界條件，對(duì)某穿梭油船貨油泵電機(jī)基座進(jìn)行強(qiáng)度分析和模態(tài)分析。

1 強(qiáng)度分析

貨油泵容量為4 000 m3/h，揚(yáng)程為130 m，驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率為1 894 kW，質(zhì)量為10 330 kg，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為123 kg·m2?；谪浻捅门摷肮艿啦贾茫O(shè)計(jì)貨油泵安裝圖，貨油泵電機(jī)基座如圖1所示。

圖1 貨油泵電機(jī)基座

基座高為960.0 mm，面板直徑為1 640.0 mm。為支撐電機(jī)，設(shè)計(jì)方案1的面板、筒體和肘板的規(guī)格選擇為25.0 mm、15.0 mm和15.0 mm，設(shè)計(jì)方案2的規(guī)格全部選擇15.0 mm。材料選擇普通碳素鋼，屈服強(qiáng)度為235 MPa。根據(jù)鋼板尺寸與壁厚比值，符合殼單元應(yīng)用條件，通過DesignModeler軟件建立實(shí)體模型并抽取中面得到殼體模型，墊塊接觸區(qū)域采用映射面分割面板中面，點(diǎn)質(zhì)量作用在映射面上，采用共節(jié)點(diǎn)方式連接各部件。貨油泵電機(jī)基座三維殼體模型如圖2所示。

圖2 貨油泵電機(jī)基座三維殼體模型

約束肘板和筒體底部邊線，輸入代表電機(jī)的點(diǎn)質(zhì)量、質(zhì)心坐標(biāo)和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，加入地球標(biāo)準(zhǔn)重力加速度，網(wǎng)格劃分選用四面體。求解結(jié)果如表1所示。不同方案的應(yīng)變和應(yīng)力云圖如圖3和圖4所示。

表1 不同方案四面體網(wǎng)格求解結(jié)果

分析求解結(jié)果及應(yīng)變和應(yīng)力云圖可知：方案1和方案2的最大應(yīng)變位置在墊塊附近(分割面)面板邊緣，最大應(yīng)力位置在筒體和面板接觸地方，即焊縫所在位置。隨著網(wǎng)格劃分越小，應(yīng)力值變大，但應(yīng)變基本上保持不變，可認(rèn)為求解結(jié)果收斂。應(yīng)變和應(yīng)力在云圖中的分布為對(duì)稱分布，支座反力大小不隨網(wǎng)格細(xì)化發(fā)生變化，且數(shù)值等于電機(jī)重力加上基座本身重力。距離面板較遠(yuǎn)位置筒體底部應(yīng)力數(shù)值較小，與圣維南原理結(jié)論保持一致，即若作用在彈性體某一小塊面積(或體積)上的載荷的合力與合力矩均等于零，則在遠(yuǎn)離載荷作用區(qū)的地方，應(yīng)力小得幾乎等于零[3]。

在應(yīng)力結(jié)果上，方案1的安全因數(shù)可判定為4.7，方案2的安全因數(shù)可判定為3.5，從強(qiáng)度方面看2種方案均可滿足要求。在應(yīng)變結(jié)果上，方案2的最大變形為0.811 mm，變形相對(duì)較大，不宜選用。電機(jī)基座焊接在船體板架結(jié)構(gòu)上，電機(jī)質(zhì)量對(duì)板架結(jié)構(gòu)的影響需要將結(jié)構(gòu)建立在有限元模型中進(jìn)行計(jì)算分析，并可通過圣維南原理和圖3與圖4推導(dǎo)船體結(jié)構(gòu)受到的應(yīng)力較微弱。

圖3 方案1應(yīng)變和應(yīng)力云圖

圖4 方案2應(yīng)變和應(yīng)力云圖

船舶在航行中會(huì)受到風(fēng)浪影響，伴隨波浪橫搖或縱搖，設(shè)備及基座會(huì)受到橫向、縱向和垂向附加載荷影響，簡(jiǎn)單處理方式是加入各方向組合運(yùn)動(dòng)加速度，通過不同載荷步加載至有限元模型邊界進(jìn)行計(jì)算。環(huán)境加速度選擇0.5g(重力加速度g=9.81 m/s2)，工況組合如表2所示。

表2 工況組合

正負(fù)值選擇遵循船舶坐標(biāo)系，x方向：沿平臺(tái)縱向，艏部為正；y方向：沿平臺(tái)橫向，左舷為正；z方向：沿平臺(tái)垂向，向上為正。采用相同的網(wǎng)格劃分尺寸及方法，計(jì)算結(jié)果如表3所示。

表3 方案1四面體網(wǎng)格12.5 mm時(shí)不同工況計(jì)算結(jié)果

與表1求解結(jié)果對(duì)比可得出：最大總變形增大約0.053 mm和0.036 mm，最大等效應(yīng)力增大約15.922 MPa和13.324 MPa，安全因數(shù)為3.7，方案1對(duì)于組合載荷是安全的。

2 模態(tài)分析

對(duì)方案1進(jìn)行模態(tài)計(jì)算，采用12.5 mm尺寸和四面體網(wǎng)格，模型約束基座底部所有自由度，以點(diǎn)質(zhì)量形式模擬電機(jī)質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，加速度作為外載荷在有限元模型中去除，提取模型前6階模態(tài)。模態(tài)計(jì)算結(jié)果如表4所示，其中：ROT為旋度(Rate of Turning)。

參與因數(shù)依據(jù)總體笛卡爾坐標(biāo)系的各平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)方向假設(shè)單位位移(歸一化)，求出各方向的運(yùn)動(dòng)質(zhì)量比，絕對(duì)值越大表示為更主要的振型形式；有效質(zhì)量比等于參與因數(shù)的平方，在工程上各方向大于90%即可認(rèn)為模態(tài)提取充分[4]。由表4可知：第1階和第2階振型為船舶縱向和橫向的平移及轉(zhuǎn)動(dòng)；第3階為船舶垂向平移；第4階、第5階和第6階可認(rèn)為是激勵(lì)在200.00 Hz附近時(shí)產(chǎn)生的船舶垂向轉(zhuǎn)動(dòng)。查閱船舶主機(jī)和螺旋槳相關(guān)資料：主機(jī)為六缸機(jī)，轉(zhuǎn)速為74 r/min；螺旋槳為四葉槳，與主機(jī)輸出軸直連；螺旋槳第1階軸頻率、第4階葉頻率和第8階葉頻率分別為1.23 Hz、4.90 Hz和9.90 Hz；主機(jī)的第1階和第2階平衡力矩的激勵(lì)頻率為7.40 Hz和14.80 Hz。經(jīng)計(jì)算可得：電機(jī)基座固有頻率避開最接近的主機(jī)第2階激勵(lì)頻率達(dá)66%，處于安全范圍。

表4 模態(tài)計(jì)算結(jié)果

3 結(jié) 語

通過對(duì)某穿梭油船貨油泵電機(jī)基座的強(qiáng)度分析和模態(tài)分析，論證設(shè)計(jì)方案的合理性和可靠性，對(duì)船舶貨油駁運(yùn)設(shè)備的可靠運(yùn)行提供支持。船舶運(yùn)動(dòng)在受到波浪力及風(fēng)力影響時(shí)產(chǎn)生的運(yùn)動(dòng)加速度較為復(fù)雜，所進(jìn)行的分析僅對(duì)其簡(jiǎn)化模擬，同實(shí)際工況存在出入，實(shí)際環(huán)境載荷需要結(jié)合相關(guān)理論及實(shí)船運(yùn)行數(shù)據(jù)得出。