基于ABAQUS的轉葉式舵機接觸狀態仿真與分析

倪培源 韋紅錢 端傳捷

（1.南京中船綠洲機器有限公司，南京 210000；2.河海大學 港口海岸與近海工程學院，南京 210000）

1 研究背景

船舶舵機是重要的船舶操縱設備，其性能直接影響船舶的穩定性和安全性。舵機在受力后，接觸狀態會發生變化，可能因接觸面之間產生位移而漏油，輕則導致轉舵速度變慢，單邊不能操舵，刪除壓力下降，重則會出現嚴重的跑舵現象，影響整個系統正常使用。因此，有必要重視舵機受力后導致位移增大引起的漏油現象。

轉葉式舵機是一個結構復雜的系統，目前沒有公開發表的文獻完整地分析舵機整機強度。一方面，由于舵機系統的構件繁多，結構普遍復雜，還承受著多種固-液耦合的載荷形式，數值建模的難度很大；另一方面，舵機的各個構件之間存在大量的接觸效應，計算過程為非線性計算，極大地增加了分析過程的計算量和收斂難度。如果將舵機分解為單獨的若干主要構件的組合進行數值模擬，則無法保證分解的每個單獨構件的受力形式和約束條件與實際的受力情況相符。因此，有必要對整機進行有限元分析。

2 國內外研究現狀

黃裕健等[1]分析了舵機的下端蓋密封填料盤根出現漏油的問題。羅忠杰[2]指出目前出現的船舶海損事故中有可能是液壓舵機故障引起的，因此加強舵機安全、確保舵機正常工作是降低事故出現概率、減少海損事故的重要措施。王必改[3]介紹了某船舵機轉舵速度慢的故障發生經過及故障的排除過程，通過分析故障原因，指出轉舵機構內漏嚴重是造成故障的主要原因。黃靈勇[4]從目前發生的船舶海損事故分析發現，因船舶發生海損的占比相當大，多與舵機故障有關，所以應該加強對舵機的檢測。

3 舵機數值模型建立

考慮到舵機轉速很慢（65°/28 s），可以近似為準靜態問題處理。

3.1 舵機三維有限元模型建立

根據800 kN·m轉葉式舵機的幾何參數，利用Pro/E三維建模軟件建立轉葉式舵機的實體模型。將整機由缸體、缸蓋、靜葉、轉子、上下襯套、蓋板、軸承和4種類型的60個螺栓等零件組成，改為舵機由缸體、缸蓋、靜葉、轉子、襯套、蓋板、推力軸承及螺栓等零件組成。然后，將實體模型導入ABAQUS中進行必要的前處理，并適當切分實體，以便實現網格劃分。裝配整體模型如圖1所示。

圖1 ABAQUS舵機整體模型建立

3.2 材料屬性

舵機零部件較多，零部件材料也不盡相同，具體材料及參數如表1所示。

表1 材料屬性表

3.3 邊界條件與接觸設置

轉葉式舵機底部通過預緊力螺栓與船舶甲板固定，其余各個部件表面的接觸關系可以分為摩擦接觸和綁定接觸兩類[5]。

3.3.1 摩擦接觸關系的表面

摩擦接觸關系的表面包括螺栓1螺母底面與缸蓋頂面、螺栓2螺母底面、缸蓋加勁板的頂面、螺栓3螺母底面、缸體底加勁板頂面、螺栓4螺母底面、缸蓋部分底面、缸體頂面、靜葉頂面、缸蓋底面、底面與缸體內部底面、背面與缸體內壁、推力軸承與轉子以及轉子與上下襯套。

3.3.2 綁定接觸關系的表面

綁定接觸關系的表面包括螺栓1螺桿側面、缸體螺孔內側面、螺栓2螺桿側面、螺栓3螺桿側面、螺栓4螺桿側面、靜葉螺孔內側面、上壓蓋與缸蓋的接觸表面、下壓蓋與缸體的接觸表面、推力軸承與缸體接觸的表面以及銷軸與缸體及靜葉的接觸表面。

3.4 單元類型及網格劃分

在有大量接觸的情況下，不能使用六面體和四面體的二次單元。在采用四面體一次單元時，為了達到更好的計算結果，通常需要提高網格的密度，將導致網格數量增加，因而需要更多的計算時間。在同樣的全局種子數量下，與四面體單元相比，采用六面體單元將會大幅減少網格的數量，從而減少計算時間。同一個模型，六面體單元的計算結果比四面體單元的計算結果精度要更高，因此應盡量使用六面體一次單元。在HD80-3轉葉式舵機的靜力學分析中主要采用六面體單元，單元類型為C3D8I，在復雜形狀處結合四面體單元。具體網格劃分情況如圖2所示。

圖2 各主要部件網格示意圖（六面體為主）

3.5 施加荷載

3.5.1 螺栓預緊力

轉葉式舵機螺栓的數量多預緊力大，是受力分析的重要部件，并且涉及到接觸問題，需要重點考慮。在建立模型的接觸關系前，模型的實體可能出現位移，同時突然改變接觸條件，會導致ABAQUS無法收斂。針對這個問題采取的處理方式是使用額外的分析步和邊界條件，使模型平穩進入接觸狀態，將荷載逐步施加到模型上。

第1個分析步：在螺栓上只施加很小的預緊力（100 N），平穩建立各個接觸；

第2個分析步：去掉缸蓋及靜葉的約束條件，根據實際情況施加螺栓上的預緊力；

第3個分析步：將螺栓的預緊力改為Fix at current length。

圖3 螺栓預緊力及舵桿重力施加

3.5.2 自重

由于該轉葉式舵機體型較大，自重將是不可忽略的因素，需要在初始分析步為各個部件施加重力加速度。

3.5.3 舵桿豎向力及水平力

在第3個分析步中，建立轉子參考點和參考點與轉子內表面的MPC約束，施加舵桿對轉子向下的拉力，其水平方向力為900 kN，豎直方向力為700 kN。

3.5.4 工況和油壓

考慮到舵機經常處于工作狀態，選取工作壓強為7 MPa， 極限工作壓強為13.125 MPa。工況1考慮最危險工況，即轉子葉片位于兩個靜葉中間（即正舵位置），一個葉片隔出兩個大小相同的腔體，一個腔體有油壓，另一個腔體中無油壓；工況2以轉子葉片位于靜葉中間為初始位置，向左旋轉12°改為左舵12°，葉片在兩個靜葉之間隔出一大一小兩個腔體；工況3轉子處于最大行程狀態（極限位置），轉子與靜葉相接觸。施加位置為缸體內壁和缸體頂面密封圈內的環面、缸蓋對應腔體的位置、缸蓋密封圈內的環面以及靜葉與轉子組成的表面。

4 接觸面接觸狀態及接觸位移分析

計算缸體和缸蓋間、靜葉和缸體間的接觸狀態和接觸位移后，發現工況3是最危險的工況。下面給出工況3的計算結果。

對該轉葉式舵機分別施加7 MPa和13.125 MPa的油壓后，缸體內各接觸面的接觸狀態如圖4和圖5所示。白線外側區域表示接觸面閉合，部分存在小幅滑動（對于圖5靜葉則是所有白線圍成的區域）；白線內側區域則表示接觸面之間分離。施加不同的油壓后，靜葉與缸體和缸蓋之間能夠緊密貼合形成封閉的面，防止油泄露。缸蓋與缸體之間接觸面存在分離的情況。隨著油壓的增加，分離的面積也在增加，但是缸體與缸蓋之間有密封圈阻止油的滲透。

圖4 13.125 MPa時缸體與缸蓋接觸面接觸狀態

圖5 13.125 MPa時靜葉與缸體接觸面接觸狀態

密封圈能否阻擋油的滲透，主要在于缸蓋與缸體之間的相對位移大小。當對舵機內部施加較大的油壓后，缸蓋與缸體之間有小幅的張開角，其變形示意圖如圖6所示。

圖6 缸體與缸蓋相對位移圖

工況1條件下，施加7 MPa正常工作壓強以及13.125 MPa 極限壓強后，密封圈內邊緣缸體與缸蓋之間的相對位移為0.02 mm和0.07 mm；工況2條件下，施加7 MPa正常工作壓強和13.125 MPa極限壓強后，密封圈內邊緣缸體與缸蓋之間的相對位移為0.028 mm和0.093 mm；在工況3條件下，施加7 MPa正常工作壓強和13.125 MPa極限壓強后，密封圈內邊緣缸體與缸蓋之間的相對位移為0.038 mm和0.127 mm。密封圈是超彈性材料，產生的變形足夠抵消缸蓋與缸體之間的相對位移，能夠滿足密封要求。

密封圈內邊緣缸體與缸蓋之間的相對位移主要與轉子的位置和施加的油壓有關。轉子旋轉產生的封閉腔體越大，位移越大。施加的壓力越大，位移也越大。

5 結語

通過有限元分析可知，在目前的油壓（工作壓強和極限壓強）下，缸體和缸蓋以及缸體和靜葉間雖有微小位移，但接觸位移都沒有貫通，即沒有出現漏油風險。但是，與黃裕健等人分析的強度潛力相比，接觸漏油是舵機的薄弱環節。雖然這里沒有考慮密封條的影響，但鋼材受力并不受影響。因此，在選擇密封條的材料時，應該選擇壽命長、受溫度影響小以及彈性好的材料，從而提高密封效果，降低漏油風險。