船舶牽引機械的結構優化設計

韓 龍， 錢 怡

(江南大學機械工程學院，江蘇無錫214122)

隨著經濟的發展和科學技術的突飛猛進，市場對產品提出越來越嚴格的要求。依靠傳統經驗設計的產品其結構及尺寸參數相對保守，耗材過多，成本較高，性能難以達到最佳。由經驗設計向采用CAD/CAE等現代設計方法轉變是現代產品設計的發展趨勢。在保證產品強度、剛度、可靠性等條件下通過優化設計使產品小型化、輕量化是現代制造產業追求的目標［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、輕量化不僅節省了材料，減少了生產成本，而且也降低了運輸成本，提高了產品的競爭力。因此，牽引機械的優化有著重要的現實意義。

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、輕量化的最優解。

1 船舶牽引機械系統建模、網格劃分

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規格的無縫鋼管，下弦桿為兩根180×180×14的方管，腹桿為Φ63×9規格的無縫鋼管，拉索為Φ25鋼纜。根據設計意圖及尺寸在PRO/E里建立船舶牽引機械初步的參數實體模型，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。根據起重機設計規范及相關設計手冊，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值施加;風載以分布力的形式作用于塔機側面，其數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，根據現行規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格劃分。

2 船舶牽引機械靜態應力分析

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預定的性能要求［5］。

為實現優化目的，定義牽引機械的最大等效應力及最大變形為狀態參數，臂架主要構成桿件的壁厚為設計參數。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，安全系數取1.3，此安全系數根據《起重機設計規范》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)中的一個尺寸參數不變，分析其余兩個參數Von Mises應力的響應［7］。尺寸與狀態和目標參數響應分析的結果見圖4，5，6。由圖7所示的各參數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格Tab.2 Standard size of a cantilever crane

采用目標驅動優化方法，優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)。分析得到的優化解如表3所示。此3組優化設計點為系統運用設計點計算結果擬合得到以供參考［8］，優越等級皆為3星。將3組優化設計點作為樣本設計點帶入程序重新計算，得到最終帶優化設計點的各設計點參數值計算結果。

表3 優化解Tab.3 Sptimal solutions

優化效果對比，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，故有較大的優化空間;優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%，優化效果較為明顯，實現了優化目的。由于文中選取的載荷為企業給定的極限載荷值(已考慮動載系數φ=16 m/s)，且拖船過程中速度較低，根據機械動力學，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可協同建模并重用PROE參數的特點，使導入模型也能完成 ANSYS優化設計，從方法上解決了導入ANSYS的PROE模型不能參數化的難題。最后利用ANSYS Workbench的優化設計模塊對牽引機械進行結構優化，給出影響牽引機械剛度、強度的結構參數敏感度，為設計者確定相關結構的參數尺寸提供了依據。

［1］彭先勇，陸中良，李受人，等.ANSYS Workbench的液壓油缸多目標優化設計［J］.湖北工業大學學報，2011，26(4):79-81.PENG Xian-yong，LU Zhong-liang，LI Shou-ren，et al.Analysis and optimization of hydraulic cylinder［J］.Journal of Hubei University of Technology，2011，26(4):79-81.(in Chinese)

［2］鄭夕健，謝正義，張國忠.基于ANSYS的塔式起重機結構穩定性分析［J］.建筑機械，2007(11):76-78.ZHEN Xi-jian，XIE Zheng-yi，ZHANG Guo-zhong.The stability of the tower crane based on ANSYS［J］.Construction Machinery，2007(11):76-78.(in Chinese)

［3］張青，劉青峰，王玉玲，等.基于三維實體模型的塔式起重機鋼結構設計［J］.起重運輸機械，2006(7):27-29.ZHANG Qing，LIU Qing-feng，WANG Yu-ling，et al.Design of tower crane steel structure based on 3D solid model［J］.Hoisting and Conveying Machinery，2006(7):27-29.(in Chinese)

［4］《起重機設計手冊》編寫組.起重機設計手冊［M］.北京:機械工業出版社，1980.

［5］宋偉.大口徑閘閥強度分析與結構優化［D］.蘭州:蘭州理工大學，2007:40-45.

［6］楊長驥.起重機械［M］.北京:機械工業出版社，1982:1-11，42-59，371-376.

［7］蒲廣義.ANSYS Workbench 12基礎教程與實例詳解［M］.北京:中國水利水電出版社，2010:65-70，178-193.

［8］寧波，呂志軍，婁文斌.基于 ANSYS Workbench的堆垛機結構分析與優化［J］.機械設計與制造，2012(6):72-73.NING Bo ，LV Zhi-jun ，LOU Wen-bin.Analysis and optimization of stacker structure based on ANSYS workbench［J］.Machinery Design and Manufacture，2012(6):72-73.(in Chinese)