固定式減搖鰭執行機構的模態及動態響應分析

修哲+操安喜+許樂平

摘要： 采用有限元法對小型高速船使用的固定式減搖鰭執行機構進行模態分析和瞬態動力響應分析，對減搖鰭執行機構的結構動力性能進行全面分析.結果可為同類減搖鰭執行機構的結構設計提供參考.

關鍵詞： 小型高速船； 減搖鰭； 模態分析； 瞬態動力響應； 有限元； 結構強度

中圖分類號： U661.42文獻標志碼： B

Abstract： The modal analysis and transient dynamic response analysis are performed on the fixed fin stabilizer of a small highspeed boat by finite element method. The structural dynamic performance is fully analyzed for the actuator of the fin stabilizer. The results can provide reference for the design of the same kind of fin stabilizer actuator.

Key words： small hightspeed boat； fin stabilizer； modal analysis； transient dynamic response； finite element； structure strength

收稿日期： 2014[KG*9〗04[KG*9〗27修回日期： 2014[KG*9〗07[KG*9〗24

作者簡介： 修哲（1989—），男，遼寧沈陽人，碩士研究生，研究方向為船舶工程，（Email）1051703671@qq.com0引言

由于風浪的作用，船舶在海上航行時會產生橫搖、縱搖、升沉等運動，其中橫搖運動對船舶的適航性、乘員的舒適性和設備的安全性影響最大.航行于沿海的小型高速船，由于船舶尺寸小、橫穩心高、自然橫搖周期短，且沿海海浪中短峰波最常見，因而最容易引起橫搖共振.[1]為此，在航行于沿海的小型高速船上安裝減搖裝置非常必要.目前，常用的減搖裝置有減搖鰭、減搖水艙、減搖陀螺等.減搖鰭屬于主動式減搖設備，減搖效果好，在船舶高速運行條件下，減搖效率最高可達90%，而且設備占用空間小，是小型高速船減搖設備的首選.[25]減搖鰭裝置主要由鰭組件、執行機構、液壓系統和液壓機構等組成.其中，執行機構是減搖鰭裝置中的最大構件，承擔鰭的回轉與零位鎖緊功能.鰭產生的巨大升力通過執行機構作用到船體上，所以執行機構也是減搖鰭設備最重要的承力構件.[3]減搖鰭結構設計和優化的問題逐漸引起重視.[68]

對于小型高速船，由于受艙室空間和空船質量的制約，要求減搖鰭執行機構的尺寸和質量盡量小.這些要求對于需要承受巨大升力、阻力和轉矩的減搖鰭執行機構的結構設計來說極具挑戰性.[9]在已有的工程實踐中，由于結構靜強度導致執行機構結構失效的情況未見報道，而是出現由于執行機構遭遇瞬時沖擊力引起執行機構結構失效的故障.[10]當船舶在惡劣海況下高速航行時，減搖鰭設備在升力和波浪激振力等多種載荷瞬時沖擊的聯合作用下，易發生結構的斷裂失效，因而減搖鰭執行機構的動力性能成為減搖鰭結構設計的關鍵問題.對減搖鰭執行機構進行模態分析和激振條件下的瞬態動力響應分析是保證減搖鰭裝置安全和穩定工作的前提.為此，利用有限元軟件對減搖鰭執行機構進行動力特性研究，建立減搖鰭執行機構的三維實體有限元仿真模型，對其進行約束條件下的模態分析.考慮航行中的小型高速船減搖鰭裝置可能遭遇的波浪激振，對減搖鰭執行機構進行瞬態沖擊力作用下的動態響應計算.

1有限元模型建立

固定式減搖鰭執行機構主要由鰭軸、鰭座、前后支承軸承、鰭柄、連桿和轉鰭油缸等零部件組成，見圖1.鰭軸首端伸出船體舷側以外，鰭安裝于鰭軸外伸段，鰭軸通過鰭座前后兩端的軸承固定于鰭座，鰭柄通過鍵與鰭軸相連，連桿連接鰭柄與液壓油缸.這些零部件安放于船艙內，鰭座通過加強肘板與船體舷側外板相連，同時與船體主骨架相連.由以上機械零部件組成的執行機構，其結構型式與以板梁組合結構為主的船體結構有顯著差別.為此，采用三維實體有限元模型對執行機構進行有限元仿真計算.

首先，利用SolidWorks強大的幾何造型功能建立減搖鰭執行機構的三維實體幾何模型.在建模過程中，根據減搖鰭執行機構的傳力路徑和受力特點，對執行機構進行簡化處理：1）將次要的附屬結構部件與主要部件進行合并，如將與鰭軸緊密相連的軸承與鰭軸合并，既減少耗費資源的接觸對探測與非線性計算，又不影響對重要構件應力的評估；2）將不必要的、會影響網格劃分的圓孔進行填充，并且去掉可能影響網格劃分質量和計算效率的次要結構.

將幾何模型導入到有限元軟件進行網格劃分.在網格劃分中采用3種單元類型.

1）梁單元.考慮到油缸連桿主要起傳力作用，模型中采用梁單元模擬.

2）四面體實體單元.鰭軸與鰭座采用NXNastran提供的C3D10M四面體單元模擬.單元尺寸總體上為36 mm×36 mm×36 mm，在應力水平較高、結構形狀不規則以及本身幾何尺寸較小的位置，單元的尺寸控制在24 mm×24 mm×24 mm左右.

3）質量單元.鰭結構及其附連水質量采用質量單元模擬.

有限元模型見圖2，單元總數為329 849個，節點總數為77 027個.

2執行機構結構約束模態分析

一般情況下，執行機構結構的前幾階低階固有頻率對結構的動力學性能影響較大，遠離振源頻帶的模態對結構實際影響較小.本文研究的減搖鰭執行機構設置于船體左右舷側，是船體結構的組成部分，為使計算結果更具參考性，將計算頻率適當放寬，計算執行機構前6階固有頻率及其對應的模態陣型.在模態計算中，對減搖鰭執行機構有限元模型進行約束，約束點取在執行機構與船體結構相連位置的節點上，約束條件取為Ux=Uy=Uz=0.需要說明的是，鰭結構安裝于鰭軸首端，懸伸于舷側以外，運動過程中有附連水質量的影響.附連水質量根據結構的設計尺寸進行具體施加，總附連水質量為11.2 t，均勻施加在鰭軸結構上.故將鰭結構本身質量及其附連水質量均考慮為質量點單元的形式.采用Lanczos方法進行求解，計算得到的前6階模態振型見圖3，固有頻率及模態特征見表1.a）1階垂向彎曲，f=24.25 Hzb）1階橫向彎曲，f=47.76 Hzc）2階垂向彎曲，f=138.93 Hzd）1階扭轉，f=178.73 Hze）2階橫向彎曲，f=179.68 Hzf）3階垂向彎曲，f=194.51 Hz圖 3減搖鰭執行機構前6階模態振型

Tab.1Natural frequency and modal characteristics of first six orders of fixed fin stabilizer actuator序號模態固有頻率/Hz振型描述11階橫向24.25執行機構鰭軸垂向彎曲21階垂向47.76執行機構鰭軸橫向彎曲32階彎曲138.93執行機構垂向2階彎曲41階扭轉178.73執行機構1階扭轉52階彎曲179.68執行機構橫向2階彎曲63階彎曲194.51執行機構垂向3階彎曲

由圖3可知：第1和2階振型主要表現為鰭軸的彎曲模態，第3階振型為2階軸向彎曲振動，第4階振型為扭轉振動，第5階振型為2階軸向彎曲振動，第6階振型為3階軸向彎曲振動.

3瞬態沖擊載荷作用下執行機構的動態響應分析3.1激勵的確定

航行中的船舶減搖鰭隨船體運動，易遭受波浪的沖擊，其外部載荷具有明顯的隨機性和瞬態性.選擇減搖鰭所在船經歷的海況條件為中國沿海海況條件.在前文模態分析的基礎上，根據波浪中運動船舶所受載荷的特點，假定其沖擊載荷為脈沖載荷，脈沖幅值和脈沖作用時間根據波浪的海況條件進行確定的，載荷時間歷程曲線見圖4.作用于鰭面的升力、阻力和扭矩由執行機構傳遞至船體，經計算，在中國沿海典型工況下鰭面所受各項力的最大值分別為升力Fz=376.8 kN，阻力Fx=184.6 kN，扭矩My=63.083 kN·m，作用力與作用點位置見圖5.圖 4載荷時間歷程

3.2結果分析

選取執行機構上具有代表性的2個節點進行動態分析.這2個節點分別位于鰭軸的端部和轉鰭油缸座處，節點位置見圖5，計算結果位移時程曲線見圖6和7.由此可知：在瞬態沖擊力的作用下，鰭軸端部變形經歷急劇增大而后迅速減小、最后不斷波動的過程，非線性特征非常明顯，呈鋸齒狀，位移峰值達到8.7 mm；轉鰭油缸座處動態響應的數值相對較小，說明沖擊載荷對其影響較小.據減搖鰭的結構形式和材料性質，初步估算阻尼值為0.2.

動態等效應力云圖見圖8.由此可見：最大應力位于軸桿連接處，其值為213 MPa，說明在瞬態激勵載荷作用下，執行機構局部可能產生瞬時高應力，高應力范圍小但應力值較大，容易引起疲勞失效，設計和加工制造時應予以足夠重視.

4結論

對小型高速船常用的固定式減搖鰭執行機構進行模態和瞬態動力響應分析，得到如下結論.

1）減搖鰭執行機構固有頻率均在24 Hz以上，前幾階模態以鰭軸的橫彎為主，與其工作頻率相差較遠，不易發生共振.

2）在瞬態沖擊載荷作用下：鰭軸端部位移較大，非線性特征明顯；鰭軸根部應力較大，設計時應予以重視.

3）固定式減搖鰭執行機構的結構固有頻率較高，在一般海況下能夠避開減搖鰭的工作頻率，不易發生共振，但是在高海況條件下，減搖鰭結構在各種瞬時沖擊載荷的聯合作用下，執行機構的鰭軸動態響應顯著，鰭軸端部位移較大，鰭軸根部局部應力水平較高，設計和制造加工時應予以重點關注.參考文獻：

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