某超高速滑行艇半浸槳裝置垂向油缸活塞桿設(shè)計(jì)

馬衛(wèi)澤,劉樂(lè)華,唐小光,成 建

(1.武漢勞雷綠灣船舶科技有限公司,湖北 武漢 430083;2.北京機(jī)電工程研究所,北京 100085)

0 引言

當(dāng)高速艇采用垂向式半浸槳裝置作為推進(jìn)器的時(shí)候,其推進(jìn)裝置在產(chǎn)生推力的同時(shí),還會(huì)產(chǎn)生相當(dāng)大的垂向力和側(cè)向力[1],這主要是由下述原因造成的:①半浸槳裝置的葉片在轉(zhuǎn)動(dòng)一周的情況下,經(jīng)歷入水和出水各1次,沖擊入水對(duì)葉片產(chǎn)生的向上力遠(yuǎn)比出水時(shí)產(chǎn)生的向下力大;②半浸槳裝置的工作狀態(tài)都處于斜向來(lái)流當(dāng)中,使葉片產(chǎn)生向上的力;③槳葉在入水過(guò)程中有通氣過(guò)程,入水通氣過(guò)程中產(chǎn)生的向上力數(shù)倍于出水過(guò)程中產(chǎn)生的向下力[2]。

半浸槳裝置在工作過(guò)程中產(chǎn)生的垂向力和側(cè)向力的負(fù)載最后全部作用于垂向液壓油缸上。當(dāng)油缸活塞桿伸縮運(yùn)動(dòng)時(shí),受到外力沖擊的載荷也不斷在變化。這種惡劣工況下,油缸活塞桿的剛度和穩(wěn)定性是該推進(jìn)裝置能否正常工作的關(guān)鍵,同時(shí)還可以增設(shè)球形關(guān)節(jié)來(lái)進(jìn)行一定的受力補(bǔ)償[3-4]。本文通過(guò)對(duì)油缸進(jìn)行三維建模后分析了活塞桿的靜應(yīng)力和彎曲力矩,并對(duì)相對(duì)薄弱的部位進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì),使該油缸的理論設(shè)計(jì)滿足該推進(jìn)裝置在滿負(fù)荷工況和額外沖擊負(fù)荷的工作要求,并通過(guò)實(shí)物的壓力測(cè)試進(jìn)行驗(yàn)證。

1 垂向力和側(cè)向力的計(jì)算

某超高速滑行艇主要量度如下:船長(zhǎng)1.2 m,船寬4.0 m,航速75 kn,排水量8.1 t,減速比1.2。

半浸槳推進(jìn)裝置在航行過(guò)程中產(chǎn)生的垂向力、側(cè)向力的大小與其產(chǎn)生的推力有關(guān)。根據(jù)ROLLA圖譜資料計(jì)算所得的推力在滿足了整船阻力的要求下再對(duì)垂向力和側(cè)向力進(jìn)行分析,計(jì)算所得該高速艇相應(yīng)航速下槳葉產(chǎn)生的推力[5]、垂向力和側(cè)向力數(shù)值見(jiàn)表1。

表1 不同航速下實(shí)船單槳推力、垂向力和側(cè)向力的數(shù)值

根據(jù)上述計(jì)算結(jié)果可知:當(dāng)該艇在航行速度為45 kn時(shí),其單槳產(chǎn)生的推力最大為14 415 N;槳葉浸沒(méi)面積為58%,航速40 kn時(shí)產(chǎn)生垂向受力最大為7 910.1 N;槳葉浸沒(méi)面積為47%,航速60 kn時(shí)產(chǎn)生側(cè)向力最大為8 348.3 N,垂向力Fv和側(cè)向力Fs分別為單槳推力T的56%和62%,此大負(fù)載受力條件下對(duì)垂向油缸的強(qiáng)度有著更高的要求。

2 作業(yè)工況受力分析

常規(guī)半浸槳裝置由2個(gè)油缸分別控制裝置的上下、左右角度調(diào)節(jié),故常規(guī)半浸槳裝置的垂向力和側(cè)向力可分別由上下油缸和左右油缸來(lái)承受。該半浸槳裝置只有1個(gè)上下油缸,導(dǎo)致了該油缸必須同時(shí)承受垂向力和側(cè)向力。受力示意圖見(jiàn)圖1。

圖1 半浸槳裝置布置受力示意圖

垂向油缸安裝圖見(jiàn)圖2。垂向油缸通過(guò)安裝固定座與船體平臺(tái)連接,形成與船體的剛性固定。油缸通過(guò)球形機(jī)構(gòu)與安裝固定座連接,球的兩側(cè)(船寬方向)加工成平面,保證了油缸在承受側(cè)向力時(shí)不發(fā)生偏移。而球形機(jī)構(gòu)的前后兩面為弧形面(船長(zhǎng)方向),可對(duì)活塞桿在上下伸縮時(shí)產(chǎn)生的位移進(jìn)行補(bǔ)償。最終,油缸活塞桿承受的側(cè)向力都通過(guò)安裝固定座傳遞給船體平臺(tái),因此側(cè)向力的計(jì)算分析對(duì)船體部分的結(jié)構(gòu)加強(qiáng)也是非常有必要的。

圖2 垂向油缸安裝圖

理論分析中,假設(shè)油缸缸筒為剛性固定件,油缸活塞桿耳板與軸管耳板之間連接后也為剛性固定件,因此活塞桿在受到側(cè)向力后與球形機(jī)構(gòu)形成彎曲力臂,活塞桿此位置所承受的應(yīng)力最大,故需通過(guò)表1中不同浸沒(méi)面積下,半浸槳葉所產(chǎn)生的垂向力和側(cè)向力數(shù)據(jù),結(jié)合油缸在槳葉不同浸沒(méi)面積下的工作行程和狀態(tài),對(duì)油缸的活塞桿進(jìn)行軸向受力及彎矩分析,計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表2。

表2 油缸活塞桿壓應(yīng)力與側(cè)向彎矩

2.1 槳葉58%浸沒(méi)面積油缸受力分析

垂向油缸受力示意圖見(jiàn)圖3。

圖3 垂向油缸受力示意圖

在航行起飛階段,半浸槳裝置浸沒(méi)面積較深,約為58%。該狀態(tài)下,油缸活塞桿伸出最大長(zhǎng)度后,油缸活塞桿在A1點(diǎn)受到最大應(yīng)力,其力臂長(zhǎng)度為441 mm,A1點(diǎn)的最大受力彎矩為548.96 N·m。因此,活塞桿在槳葉浸沒(méi)面積為58%的條件下,受到最大垂向7 910.1 N的壓應(yīng)力和548.96 N·m的側(cè)向彎矩。

2.2 槳葉47%浸沒(méi)面積油缸受力分析

當(dāng)該艇越過(guò)阻力峰值,逐漸提速的過(guò)程中,半浸槳裝置浸沒(méi)面積也隨之減小,約為47%。該狀態(tài)下,油缸活塞桿伸出長(zhǎng)度回歸到零位設(shè)計(jì)值,油缸活塞桿在A1點(diǎn)承受最大應(yīng)力,其力臂長(zhǎng)度為354 mm,A1點(diǎn)的最大受力彎矩為1 696.69 N·m。因此,活塞桿槳葉浸沒(méi)面積為47%的條件下,受到最大垂向7 336.5 N的壓應(yīng)力和1 696.69 N·m的側(cè)向彎矩。

2.3 槳葉30%浸沒(méi)面積油缸受力分析

當(dāng)該艇逐漸提速達(dá)到最高航速的過(guò)程中,半浸槳裝置浸沒(méi)面積進(jìn)一步減小,約為30%。該狀態(tài)下,油缸活塞桿伸出長(zhǎng)度達(dá)到最小值,在A1點(diǎn)承受最大應(yīng)力,其力臂長(zhǎng)度為290 mm,A1點(diǎn)的最大受力彎矩為2 370.11 N·m。因此,在槳葉浸沒(méi)面積為30%的條件下,受到最大垂向2 228.9 N的壓應(yīng)力和2 370.11 N·m的側(cè)向彎矩。

3 油缸活塞桿強(qiáng)度有限元分析

根據(jù)推進(jìn)裝置的受力分析與液壓油缸的設(shè)計(jì)資料,對(duì)半浸槳推進(jìn)裝置的垂向油缸進(jìn)行初步設(shè)計(jì)?；钊麠U直徑為60 mm,油缸內(nèi)徑為80 mm,油缸外徑為100 mm,詳細(xì)尺寸見(jiàn)圖4。

圖4 垂向油缸尺寸圖(單位:mm)

為了對(duì)油缸在不同負(fù)荷工況下的受力進(jìn)行可視化分析,采用Solidworks軟件的有限元分析程序?qū)?種浸沒(méi)面積下油缸活塞桿的受力情況進(jìn)行模擬。

3.1 油缸三維建模

在利用Solidworks軟件對(duì)油缸進(jìn)行模型建立時(shí),為了縮短計(jì)算時(shí)間,更為快速得到相關(guān)數(shù)值,模型中沒(méi)有對(duì)密封圈槽、倒角和凸臺(tái)等部位進(jìn)行細(xì)節(jié)化,并默認(rèn)該模型不存在材料缺陷和焊接缺陷,活塞桿及缸筒均采用硬度較高、耐腐蝕性能優(yōu)良的不銹鋼2205材料。材料的力學(xué)性能如下:屈服強(qiáng)度σs≥450 MPa,抗拉強(qiáng)度σb≥620 MPa,伸長(zhǎng)率≥25%,硬度≤310 HB。垂向油缸三維模型見(jiàn)圖5。

圖5 垂向油缸三維模型

3.2 活塞桿不同伸出長(zhǎng)度強(qiáng)度校核

對(duì)油缸進(jìn)行三維建模后的有限元分析發(fā)現(xiàn),在對(duì)應(yīng)的浸沒(méi)面積下,活塞桿伸出最大長(zhǎng)度分別在最大、零位和最小的受力狀態(tài)時(shí)。通過(guò)表3中活塞桿在不同長(zhǎng)度下的數(shù)據(jù)對(duì)比可知:零位狀態(tài)下的靜應(yīng)力最大為106.3 MPa,最大行程時(shí)的活塞桿位移值最大為0.135 mm,兩項(xiàng)數(shù)值對(duì)應(yīng)2205材料最大屈服強(qiáng)度下的安全系數(shù)均在合理范圍之內(nèi),故該油缸活塞桿的強(qiáng)度設(shè)計(jì)安全可靠。

表3 油缸活塞桿最大應(yīng)力與最大位移

3.3 油缸靜壓力分析

半浸槳推進(jìn)裝置在高速航行過(guò)程中因船體不斷受到來(lái)自于外界的沖擊,而且由于波浪的影響,船體和推進(jìn)裝置經(jīng)常處于從空氣中跌落至水面的狀態(tài)。由于跌落的勢(shì)能較大,因而會(huì)給垂向油缸增加額外的沖擊負(fù)荷。在常規(guī)計(jì)算中,此沖擊載荷取值為正常受力的2.5倍,因此還需對(duì)油缸所承受的沖擊壓力進(jìn)行校核。

已知垂向油缸在航行過(guò)程中所承受的最大垂向力為Fv=7 910.1 N,其2.5倍的沖擊載荷為19 775.25 N,此工況下油缸的壓力P為

式中:F為沖擊載荷,N;S1為油缸內(nèi)徑面積,mm2;S為油缸活塞桿截面積,mm2。

計(jì)算所得油缸的壓力為8.99 MPa,而該油缸的設(shè)計(jì)壓力為10.00 MPa,故油缸在額外沖擊載荷下的壓力也是安全可靠的。

4 壓力試驗(yàn)

為了進(jìn)一步驗(yàn)證該垂向油缸設(shè)計(jì)的可靠性,本文根據(jù)所設(shè)計(jì)的油缸參數(shù)制作了1只油缸進(jìn)行臺(tái)架負(fù)載試驗(yàn)。垂向工作油缸的側(cè)向力由液壓油缸施加(10 kN),垂向力由配重架施加(5 kN),垂向力配重架上布置1個(gè)振動(dòng)儀。該試驗(yàn)裝置由1個(gè)電磁閥塊自動(dòng)控制垂向油缸活塞桿的伸縮動(dòng)作,側(cè)向力油缸固定施加10 kN的壓力。該試驗(yàn)持續(xù)進(jìn)行了5 d的模擬試驗(yàn),每天試驗(yàn)時(shí)間為6～8 h。結(jié)束后檢查垂向油缸活塞桿的變形和油缸的漏油情況,發(fā)現(xiàn)油缸的各項(xiàng)指標(biāo)完全正常,從而進(jìn)一步驗(yàn)證了該垂向油缸設(shè)計(jì)的可靠性。

5 結(jié)語(yǔ)

半浸槳推進(jìn)裝置垂向油缸承受了來(lái)自于槳葉轉(zhuǎn)動(dòng)產(chǎn)生的垂向力和側(cè)向力,直接影響著半浸槳推進(jìn)裝置的工作性能。本文通過(guò)對(duì)垂向油缸進(jìn)行三維建模,并結(jié)合實(shí)例應(yīng)用的相關(guān)參數(shù)對(duì)模型進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析,理論上證明了該垂向油缸關(guān)鍵技術(shù)參數(shù)是符合設(shè)計(jì)要求的。最后通過(guò)油缸實(shí)物的臺(tái)架負(fù)載試驗(yàn),進(jìn)一步驗(yàn)證了該油缸設(shè)計(jì)的可靠性,為同類型產(chǎn)品的設(shè)計(jì)驗(yàn)證提供了技術(shù)參考,但后續(xù)還是有必要在實(shí)船上進(jìn)行實(shí)物的應(yīng)用驗(yàn)證。