錨機機座有限元分析與試驗研究*

胡甫才 周 勇 向 陽 楊建國

武漢理工大學能源與動力工程學院 武漢 430063

錨機機座有限元分析與試驗研究*

胡甫才 周 勇 向 陽 楊建國

武漢理工大學能源與動力工程學院 武漢 430063

建立錨機機座組件的三維實體模型，用有限元分析軟件進行線性靜力和強度分析，測量機座特征點的應力值，驗證了模型的正確性，為錨機的優化設計提供依據。

有限元分析 應力測量 機座 錨機

錨機是船舶輔機的主要裝置，其主要作用是 保持船位、緊急制動及使船安全靠離碼頭［1］。隨著船舶噸位的增加，錨機承受的載荷也越來越大，對其可靠性的要求也越來越高。目前錨機的設計主要依靠經驗公式和簡單的力學模型，由于缺乏精確的強度計算方法，采用安全系數偏高，使錨機的理論承載能力與實際承載負荷之間存在較大的差異，利用先進的CAE分析技術對其進行分析，以提高其可靠性和滿足錨機的升級與優化的需要。

1 有限單元法原理

有限元求解過程包括計算對象離散化、單元分析和整體分析3個步驟。計算對象離散化是將要分析的計算對象分割成有限個單元，單元之間設置聯接節點，并使相鄰單元的有關參數具有一定的連續性，然后構成單元集合體以代替原計算對象，并將彈性體邊界約束用邊界上節點約束去替代。單元分析是用力學理論研究單元的性質，從建立單元位移模式入手，導出單元應變、應力，討論單元平衡條件，建立單元節點力與位移之間的關系［2-3］。整體分析是在單元分析的基礎上，建立系統總勢能計算公式，應用最小總勢能原理建立有限元基本方程，引入位移邊界條件后求解該有限元方程，解出全部結點位移，最后逐個計算單元的應力。由此可得到有限元的基本方程為

式中：［K］——整體剛度矩陣；

｛δ｝——節點位移列陣；

［F］——節點載荷列陣。

利用邊界條件，結合以上方程可以求出各點的位移及各單元應力等。

2 有限元分析模型的建立

2．1 錨機機座三維實體建模

使用三維CAD造型軟件SolidWorks，通過拉伸、旋轉、筋、抽殼、孔等三維特征造型功能創建錨機機座組件所需各零件模型，根據各零件模型的隸屬關系，將所有零部件裝配成圖1所示的實體裝配體。

圖1 錨機機座3D實體模型

2．2 力學簡化模型的建立

將錨機機座組件在SolidWorks（三維CAD軟件）中轉換為單一零件。對錨機機座三維模型作如下簡化：將一些小特征如倒角、圓角、溝槽、孔、凸臺、螺紋孔、軸瓦、螺釘、螺母等忽略不計，且假設機座的焊縫是合格的。

2．3 網格劃分

幾何模型的網格劃分是建立有限元模型時的一個重要步驟，劃分網格對分析結果的正確性和準確性影響較大。MSC．Patran［4-5］能夠完成各種復雜幾何的網格劃分，可對劃分過程和劃分參數進行控制。采用了四面體10節點（Tet10）對錨機機座進行劃分單元，總體劃分尺寸為50 mm，單元為92 164個，節點為162 898個。

2．4 邊界條件的確定

錨機機座底端固定，機座主要承受錨機的重力及錨鏈的拉力。由于錨機機座受重力的作用已存在變形，為了與應力測量的結果進行比較，在確定受力邊界條件時，不考慮錨機重力的影響，只考慮錨鏈的拉力作用，錨鏈的工作負荷為640 k N，由于滑動軸承是對稱布置的，兩個滑動軸承座承受的載荷分別為320 k N。

軸瓦是滑動軸承中的重要零件。若載荷垂直向下或稍有偏斜時，軸承的中分面常為水平方向，若載荷方向有較大偏斜時，則軸承的中分面也斜著布置，使中分面垂直于或接近垂直于載荷方向［6］。對于錨機機座的載荷方向斜向下，與水平方向夾角為20°（見圖2），承載區為與錨鏈同側的軸瓦表面，另一側為非承載區。為簡化計算僅對圖2陰影部分軸瓦施加面載荷。錨機軸承座軸瓦半徑為150 mm，寬度為286 mm，上下軸瓦表面積為0．27 m2，錨機工作負荷作用在下軸瓦陰影部分的壓力為3．88 MPa。

圖2 錨機機座受力分析示意圖

2．5 輸入材料物性參數

對錨機機座組件定義各向同性的普通碳素結構鋼Q235A，楊氏模量為206．0 GPa，泊松比為0．3。

3 機座應力場分析及強度校核

根據錨機機座的受力及結構特征，機座的線性靜態有限元分析結果用云紋圖形式表示，見圖3、4。

圖3 錨機機座Mises應力云圖

圖4 最大應力所在部位

3．1 結果分析

從錨機機座Mises應力云圖上可以看出：

1）Mises應力最大值出現在機座橫板與機體焊接過渡圓角處，由于截面變化出現應力集中，最大應力值達16．3 MPa。

2）在截面變化處均出現應力集中現象，其中軸承座與機體焊接處及機座底端的應力集中比較明顯。

3）由于錨鏈拉力的作用，錨鏈拉出側的機座表面應力明顯大于另一側，且錨鏈側大部分為壓應力，另一側為拉應力。

為了檢驗錨機機座計算模型的準確性及錨機對機座應力場的影響，選取了部分測點沿應變片方向的計算應力值，見表1。

表1 計算點的應力值

計算點應力結果表明：測點A3、A4在y方向為壓應力，測點D4、D5在y方向為拉應力，且壓應力在數值上比拉應力要大。

3．2 強度校核

將根據最大能量理論（第四強度理論）得出的屈服條件作為錨機機座的判斷準則，即

式中：σs——錨機機座材料的屈服極限，對于Q235A材料，σs＝235 MPa；

n——安全系數；

［σ］——材料許用應力。

對于錨機機座，其額定工況下n一般取為2．5［7］，則有

錨機機座符合強度要求。

4 錨機機座應力場測試

4．1 測試系統組成

測試軟件是在虛擬儀器NI公司Labview7．1 Express開發平臺下開發的，數據采集卡拾取應變信號，通過測試分析測試軟件完成各種參數的顯示、存儲和分析［8-9］。測試系統主要由電阻應變片、動態應變儀、高性能數據采集設備PXI和測試軟件組成，見圖5。

圖5 測試系統框圖

4．2 測點布置

測點布置見圖6。圖示坐標系為應變片粘貼方向。其中o為原點，x軸為測點所在平面的水平方向，y軸為測點所在平面的垂直方向。

圖6 錨機機座測點布置圖

4．3 測試結果

錨機機座部分應力應變測試結果見表2。其中x應力方向為測點所在平面水平方向，y應力方向為測點垂直方向，見圖6。

表2 錨機機座上測點應力值

對比表1及表2可以看出，錨機機座測點測試與計算結果基本一致，說明了錨機機座有限元分析模型較合理。但由于分析時將錨機機座組件作為單一零件來處理，而實際錨機機座組件是由很多零件、多種材料所組成的裝配體，這些都與實際有差別，因此測量結果與計算結果存在一定的差別。

5 結束語

通過對錨機機座組件進行線性靜力有限元分析和應變的測試，表明在機座截面變化處均出現了應力集中，其中軸承座與機體焊接處及機座底端的應力集中較為明顯；錨鏈拉出側的錨機機座受壓，且受壓側的應力值大于受拉側的應力值；Mises應力最大值出現在機座橫板與機體焊接過渡圓角處，且與錨機機座材料的屈服極限相差甚遠，因此實際結構中可以對錨機機座進行優化。另外，建議在以后建立有限元分析模型時，將焊接等因素都考慮進去，構成更加完善的模型，這樣理論分析與試驗結果會更加接近。

［1］姚壽廣．船舶輔機［M］．哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2004．

［2］蔣孝煜．有限元法基礎［M］．北京：清華大學出版社，1984．

［3］謝志強．4120SG型柴油機結構有限元分析［D］．武漢：武漢理工大學，2005：16～18．

［4］郭乙木，萬 力，黃 丹．有限元法與MSC．Nastran軟件的工程應用［M］．北京：機械工業出版社，2006．

［5］劉兵山，黃 聰．Patran從入門到精通［M］．北京：中國水利水電出版社，2003．

［6］楊可楨，程光蘊．機械設計基礎［M］．北京：高等教育出版社，2005．

［7］馮志強，梁海洋，雷炳懷．起錨機若干零部件在強度計算中的負荷確定探討［J］．中外船舶科技，2005（3）：1～4．

［8］J．阿弗里爾．試驗應力分析手冊［M］．陳棣華，譯．北京：機械工業出版社，1985．

［9］鄧 焱，王 磊．Labview7．1測試技術與儀器應用［M］．北京：機械工業出版社，2004．

FE analysis and stress measurement of the windlass seat

HU Fu-cai ZHOU Yong XIANG Yang YANG Jian-guo
School of Energy and Power Engineering Wuhan University of Technology Wuhan 430063

The 3D-model of the windlass seat was established to carry out the linear static FEanalysisin MSC．Nastran for assessment of its structural strength．The numerical results of stresses had good agreement with the testing ones of stress measurement，which could offer a scientific basis of the optimal structural design of the windlass seat．

FE analysis stress measurement seat windlass

U664．5

A

1671-7953（2007）02-0053-04

2006-10-09

修回日期2006-11-20

胡甫才（1973—），男，碩士，講師。

*國防軍工項目資助（編號：43051531）