摘要：Inventor建立錨機(jī)機(jī)架焊接組件的三維實(shí)體模型，有限元分析軟件MSC. Nastran進(jìn)行線性靜力和強(qiáng)度分析，并對(duì)錨機(jī)機(jī)架的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

關(guān)鍵詞：有限元分析;錨機(jī)機(jī)架;結(jié)構(gòu)優(yōu)化

中圖分類號(hào)：TH12 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文章編號(hào)：1674-957X（2021）09-0089-02

0 ?引言

錨機(jī)是船舶甲板上的主要設(shè)備，是一種重要的輔機(jī)， 其主要作用是保持船位、緊急制動(dòng)及使船安全靠離碼頭[1]。隨著超大型貨物的體積和重量越來越大，需要的半潛船的噸位也越來越大。同時(shí)，隨著半潛船噸位的增加，錨機(jī)承受的載荷也越來越大，對(duì)其可靠性的要求也越來越高，另外由于考慮燃油經(jīng)濟(jì)性，半潛船重量控制越來越嚴(yán)格，需要嚴(yán)格控制錨機(jī)的重量。目前錨機(jī)的設(shè)計(jì)主要依據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式和簡(jiǎn)化的力學(xué)模型，缺少精確的強(qiáng)度計(jì)算方法，因此需要采用較高的安全系數(shù)，這就造成為了滿足實(shí)際承載負(fù)荷，錨機(jī)的結(jié)構(gòu)笨重和成本較高。本文利用CAE分析技術(shù)對(duì)其進(jìn)行分析，以提高其可靠性，并通過優(yōu)化分析，提升產(chǎn)品的競(jìng)爭(zhēng)力，滿足降本增效的需要。

1 ?有限元法

有限元求解過程包括計(jì)算對(duì)象離散化、單元分析和整體分析3個(gè)步驟[2]。

有限元的基本方程為：[K]{D}=[F] ? ? ?（1）

式中：[K]——整體剛度矩陣;{D}——節(jié)點(diǎn)位移列陣;[F]——節(jié)點(diǎn)載荷列陣。

因此，利用邊界條件，結(jié)合以上方程可以求出各點(diǎn)的位移及各單元應(yīng)力。

2 ?建立有限元分析模型

2.1 錨機(jī)機(jī)架三維建模 ?用三維CAD造型軟件Inventor，通過拉伸、旋轉(zhuǎn)、孔等特征造型功能創(chuàng)建錨機(jī)機(jī)架組件所需各零件模型，并且根據(jù)各零件模型的裝配關(guān)系，完成錨機(jī)機(jī)架的零部件裝配，圖1為錨機(jī)機(jī)架的裝配圖。

2.2 簡(jiǎn)化力學(xué)模型 ?將一些不影響整體結(jié)構(gòu)性能的一些小特征如倒角、螺紋孔、圓角和一些不需要分析的軸瓦、定位銷、螺釘和螺母等忽略不計(jì)，并且假設(shè)機(jī)架的焊縫是合格的。將錨機(jī)機(jī)架組件在三維CAD軟件中轉(zhuǎn)換為單一零件，并導(dǎo)出SAT格式。

2.3 劃分網(wǎng)格 ?幾何模型的網(wǎng)格劃分是建立有限元模型時(shí)的重要步驟，劃分網(wǎng)格大小和單元類型對(duì)分析結(jié)果的正確性和準(zhǔn)確性影響較大。本文采用shell單元作為錨機(jī)機(jī)架的劃分單元。利用MSC.Patran有限元前后置處理器劃分網(wǎng)格，總體劃分尺寸為50mm×50mm，單元為7602個(gè)，節(jié)點(diǎn)為8452個(gè)。

2.4 載荷及邊界條件 ?錨機(jī)機(jī)架安裝在船廠提供的底座上，通過螺栓固定并限制上下方向的位移，同時(shí)通過止推塊限制機(jī)架左右方向的位移。因此，機(jī)架主要受到錨機(jī)和錨鏈輪組件的重力及錨鏈的工作拉力，以及受到錨鏈支持負(fù)載力的影響。由于錨機(jī)和錨鏈輪組件的重力相對(duì)于錨鏈工作拉力太小，另外工作拉力相比支持負(fù)載來說相對(duì)比較小，為了簡(jiǎn)化受力，在確定受力邊界條件時(shí)，忽略錨機(jī)和錨鏈輪組件重力的影響，只考慮錨機(jī)的支持負(fù)載作用。錨機(jī)參數(shù)如表1所示。

按中國(guó)船級(jí)社《鋼質(zhì)海船入級(jí)規(guī)范》（2009）第2分冊(cè)第3.7.2.2條[3]，錨機(jī)的支持負(fù)載按照錨鏈破斷強(qiáng)度的45%計(jì)算，即0.45×10710kN=4820kN。拋錨工況下，錨機(jī)錨鏈輪應(yīng)保證可靠的制動(dòng)力，通過制動(dòng)帶和制動(dòng)輪之間的摩擦力進(jìn)行制動(dòng)[4]。由撓性體摩擦理論即可求出制動(dòng)帶兩端拉力，隨角度變化的壓強(qiáng)及隨角度變化的摩擦力等，按照撓性體摩擦理論公式得到的拉力、摩擦力和力矩之間的關(guān)系如式（1）所示：

（2）

式中： T、r、F1、F2分別為制動(dòng)帶扭矩、半徑、緊邊拉力和松邊拉力，帶入?yún)?shù)得到F1=3713kN，F(xiàn)2=469kN。

圖2為錨鏈輪受力分析圖，分解錨機(jī)的支持負(fù)載，可得出Fknx=4655kN，F(xiàn)kny=1247kN。通過空間力學(xué)計(jì)算，可得出兩個(gè)滑動(dòng)軸承座承受的載荷分別為FA=3343.478kN，F(xiàn)B=3405.065kN。

2.5 輸入材料物性參數(shù) ?錨機(jī)機(jī)架組件材料參數(shù)如表2所示。

3 ?機(jī)架應(yīng)力分析及強(qiáng)度校核

根據(jù)錨機(jī)機(jī)架的受力載荷、約束條件及結(jié)構(gòu)特征，機(jī)架的靜態(tài)應(yīng)力分析結(jié)果詳見圖3，機(jī)架的靜態(tài)位移分析結(jié)果詳見圖4。

3.1 結(jié)果分析 ?從錨機(jī)機(jī)架Mises應(yīng)力云圖上和位移圖上可以看出：①M(fèi)ises應(yīng)力最大值出現(xiàn)在前機(jī)架與機(jī)體焊接處，最大應(yīng)力值207MPa。Mises應(yīng)力沿著軸承座中心到前后基座與機(jī)體焊接處的連線上變化，在軸承座和基座附近的截面處出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，其中機(jī)體與前基座連接處的應(yīng)力集中比較明顯。由于受到錨鏈剎車力的作用，靠近錨機(jī)剎車處的機(jī)體應(yīng)力要比遠(yuǎn)離剎車處的機(jī)體應(yīng)力要大，應(yīng)力圖符合實(shí)際受力工況。②有應(yīng)變圖得知，在支持負(fù)載下，錨機(jī)最大變形為1.23mm。

3.2 強(qiáng)度校核 ?依據(jù)畸變能密度理論（第四強(qiáng)度理論）得出的屈服條件作為錨機(jī)機(jī)架的判斷準(zhǔn)則，即

式中：σs——錨機(jī)機(jī)架材料的屈服極限，對(duì)于Q345B材料，σs=355MPa;n——安全系數(shù);[σ]——材料許用應(yīng)力。

對(duì)于錨機(jī)機(jī)架，支持負(fù)載工況下n一般取為1.053[5]，實(shí)際計(jì)算中取1.1，則有207MPa<[σ]=322.7MPa，錨機(jī)機(jī)架符合強(qiáng)度要求。

3.3 優(yōu)化分析 ?根據(jù)錨機(jī)機(jī)架的分析結(jié)果，對(duì)機(jī)體主板進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化后的機(jī)架靜態(tài)應(yīng)力分析結(jié)果詳見圖5，機(jī)架的靜態(tài)位移分析結(jié)果詳見圖6。

錨機(jī)機(jī)架主板優(yōu)化后Mises應(yīng)力的最大值為258MPa，錨機(jī)機(jī)架變形的最大值為1.41mm。經(jīng)過優(yōu)化后總重量減少了10%，考慮到該機(jī)架同時(shí)要滿足132mm錨鏈直徑的錨機(jī)，因此優(yōu)化滿足設(shè)計(jì)要求。

參考文獻(xiàn)：

[1]姚壽廣.船舶輔機(jī)[M].哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)出版社， 2004.

[2]蔣孝煜.有限元法基礎(chǔ)[M].北京：清華大學(xué)出版社，1984.

[3]中國(guó)船級(jí)社《鋼制海船入級(jí)規(guī)范2009》第2分冊(cè).

[4]胡甫才，周勇，向陽，楊建國(guó).錨機(jī)基座有限元分析與試驗(yàn)研究[J].船海工程，2007（4）：53-56.

[5]中國(guó)船級(jí)社《產(chǎn)品檢驗(yàn)指南2008》.

作者簡(jiǎn)介：趙亞林（1985-），男，青海貴德人，助理工程師，碩士，研究方向?yàn)闄C(jī)械設(shè)計(jì)。