董明達 理工造船（鄂州）股份有限公司

在應(yīng)急推進裝置、燃氣輪機等動力推進裝置以及風(fēng)機、葉片泵等輔助動力裝置中船舶輪機葉片應(yīng)用較為廣泛，輪機葉片在水介質(zhì)中運行的過程中水流從葉片進水口流入，從出水口流出，葉片主要承受水流的沖刷和阻力。為提高葉片的過流能力和轉(zhuǎn)輪運行效率，通常在葉片設(shè)計過程中減小葉片厚度、增大葉片剛度和強度，使其既不斷裂失效，又不會發(fā)生較大變形。但是，葉片厚度減薄后發(fā)生疲勞斷裂失效的可能性大大增加，由于船舶輪機葉片長期運行于水下環(huán)境中，對其應(yīng)力及位移分布情況進行測量存在較大難度，無法得知葉片是否存在斷裂的可能及原因，也無法有效改善葉片幾何結(jié)構(gòu)。為此，本文通過有限元分析軟件對船舶輪機葉片運行過程進行模擬，得出葉片應(yīng)力場及位移場等的實際分布情況，為葉片斷裂失效故障的有效解決提供技術(shù)支持和方案設(shè)計。

1.模型構(gòu)建

某典型船舶輪機葉片由傳動軸和葉片結(jié)構(gòu)構(gòu)成，且葉片呈不規(guī)則的幾何結(jié)構(gòu)，上下表面均為形式復(fù)雜的超曲面?？紤]到該輪機形狀結(jié)構(gòu)的特殊性，很難構(gòu)建起與實際葉片完全一樣的模型。故在建模時將葉片離散為485個非常小的六面體，以盡量逼近葉片實際，葉片表面所承受的壓強隨曲面變化，也就是說葉片表面每一點壓強均不同，為此，根據(jù)等效原則將荷載平均加載至各個面。所構(gòu)建的船舶輪機葉片有限元模型具體見圖1。

圖1 船舶輪機葉片有限元模型

為進行網(wǎng)格劃分對船舶輪機葉片失效影響的比較分析，本文采取兩種方式劃分有限元網(wǎng)格。一種是由3265個20節(jié)點Solid95單元所組成的較粗網(wǎng)格，并沿著葉片厚度向劃分為四層結(jié)構(gòu)；另一種是由11598個20節(jié)點Solid95單元組成的較細網(wǎng)格，并沿著葉片厚度向劃分為五層結(jié)構(gòu)。為體現(xiàn)出船舶輪機葉片實際斷裂部位應(yīng)力集中情況，還進行了斷裂部位有限元網(wǎng)格的加密處理。傳動軸x、y、z向位移約束均設(shè)置為0，船舶輪機葉片在水介質(zhì)內(nèi)工作過程中上下面均受到壓強作用，通過數(shù)值模擬得到各離散點壓強，并加載至組成葉片的小六面體上，便可得出葉片上下面各點壓強值。

2.計算結(jié)果分析

本文所分析的典型船舶輪機葉片由各向同性鋁合金材料制成，其楊氏模量、屈服應(yīng)力和強度極限值分別取225GPa、550MPa和750MPa，泊松比0.3，為保證分析結(jié)果的適用性與準確性，分三種工況進行仿真模擬。其中工況Ⅰ為最危險工況，工況Ⅱ和工況Ⅲ應(yīng)力場與位移場分布特點與工況Ⅰ基本一致，僅在數(shù)量上與工況Ⅰ存在差異。本文分析船舶輪機葉片強度和剛度時主要以工況Ⅰ為代表性工況，其余兩種工況的分析過程與工況Ⅰ基本一致，故忽略其分析過程。

2.1 粗網(wǎng)格分析結(jié)果

根據(jù)網(wǎng)格較粗時工況Ⅰ有限元分析結(jié)果，船舶輪機葉片最大等效應(yīng)力（176MPa）出現(xiàn)在實際斷裂部位，這與實際運行情況十分吻合。但結(jié)合類似工程經(jīng)驗發(fā)現(xiàn)，如此低的應(yīng)力水平一般不會導(dǎo)致實際船舶輪機葉片發(fā)生快速斷裂。通過進一步的網(wǎng)格細化發(fā)現(xiàn)，該船舶輪機葉片沿z向位移最大值為1.85mm，且主要出現(xiàn)在葉片外緣底部。

2.2 細網(wǎng)格分析結(jié)果

船舶輪機葉片連接傳動軸的部位幾何形式上存在急劇變化，且容易發(fā)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大等效應(yīng)力也必將發(fā)生在這一部位。為體現(xiàn)出沿葉片厚度向應(yīng)力的梯度變化情況，在葉片厚度向增設(shè)了一層網(wǎng)格，有限元分析結(jié)果表明：葉片實際斷裂部位的等效應(yīng)力值最大，為564MPa，超出鋁合金材料屈服應(yīng)力，葉片厚度加密后等效應(yīng)力最大值為加密前的2倍多，應(yīng)力水平的增大必將引發(fā)此部位快速斷裂。與此同時，在斷裂區(qū)域周圍等效應(yīng)力呈明顯的梯度下降趨勢，也說明此區(qū)域內(nèi)存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，疲勞破壞出現(xiàn)的可能性較大，對該區(qū)域所采取的網(wǎng)格加密處理也十分必要，加密后的分析結(jié)果更加符合船舶輪機葉片運行實際。

模型中輪機葉片外緣沿z 向位移最大值為1.798mm，網(wǎng)格細分以及葉片厚度加密前位移最大值為1.78mm，說明此類操作對葉片位移結(jié)果的影響并不大。

2.3 應(yīng)力水平分析

以上分析結(jié)果表明，船舶輪機葉片等效應(yīng)力基本為屈服應(yīng)力狀態(tài)，在較高的應(yīng)力水平循環(huán)作用下很容易引發(fā)輪機葉片疲勞斷裂失效。通過采用相應(yīng)措施改進葉片結(jié)構(gòu)后應(yīng)力水平顯著下降，斷裂損失得到有效抑制。在實踐中通常將卸載槽或過度圓角增設(shè)于機械零件臺階處以控制應(yīng)力水平、降低應(yīng)力集中系數(shù)。但是輪機葉片運行過程中還必須考慮其傳動軸與其余零件之間的有效配合，增設(shè)過度圓角將不利于其傳動軸的配合，故本文主要采取增設(shè)卸載槽的做法。卸載槽半徑是影響應(yīng)力集中系數(shù)大小的主要因素，從理論層面來看，卸載槽半徑增大至一定程度后，應(yīng)力集中系數(shù)便不再減小；然而卸載槽半徑越大，便會產(chǎn)生更大的葉片剛度削弱力和葉片位移，會降低水輪機工作性能。為此，必須探求最佳的卸載槽半徑取值，使得應(yīng)力水平降低的同時葉片剛度不明顯削弱，位移也不明顯增大。分析卸載槽半徑分別為5mm、10mm和15mm時的應(yīng)力水平及位移場，以進行卸載槽半徑最佳取值的判斷。比較分析結(jié)果見表1。

（1）卸載槽半徑5mm。將半徑5mm的卸載槽增設(shè)在船舶輪機葉片應(yīng)力集中部位并進行有限元分析，結(jié)果表明，葉片等效應(yīng)力最大值從564MPa降低至353MPa，但這種高應(yīng)力水平下葉片發(fā)生斷裂破壞的可能性仍較大。葉片斷裂區(qū)域等效應(yīng)力下降梯度呈遞減趨勢，但仍存在較為明顯的應(yīng)力集中，在輪機葉片機械零件臺階處增設(shè)半徑5mm卸載槽的做法無法達到降低應(yīng)力的效果。增設(shè)半徑5mm卸載槽后輪機葉片外緣沿z向位移最大值從之前的1.798mm增大至1.846mm，表明葉片剛度下降的同時位移只增大了0.048mm。

（2）卸載槽半徑10mm。將半徑10mm的卸載槽增設(shè)在船舶輪機葉片應(yīng)力集中部位并進行有限元分析，根據(jù)結(jié)果，葉片等效應(yīng)力最大值從564MPa降低至264MPa，其應(yīng)力水平降低程度顯然優(yōu)于半徑5mm的卸載槽。葉片斷裂區(qū)域等效應(yīng)力下降梯度呈較為明顯的遞減趨勢，且應(yīng)力集中現(xiàn)象基本得到緩解，應(yīng)力呈較為均勻的分布。增設(shè)半徑10mm卸載槽后輪機葉片外緣沿z向位移最大值從增設(shè)卸載槽前的1.798mm增大至1.878mm，位移增大了0.08mm，但葉片剛度無明顯下降。

（3）卸載槽半徑15mm。將半徑15mm的卸載槽增設(shè)在船舶輪機葉片應(yīng)力集中部位并進行有限元分析，根據(jù)結(jié)果，葉片等效應(yīng)力最大值從564MPa降低至267MPa，其應(yīng)力水平降低程度不如增設(shè)半徑10mm的卸載槽。增設(shè)半徑15mm卸載槽后輪機葉片外緣沿z向位移最大值從增設(shè)卸載槽前的1.798mm增大至2.297mm，位移增大0.499mm，葉片剛度與前兩種情況相比下降很大。綜上，建議采用半徑10mm的卸載槽，以便在解決輪機葉片應(yīng)力集中問題的同時使葉片剛度和強度進一步增強。

3.結(jié)論

綜上所述，在不同工況下船舶輪機葉片等效應(yīng)力最大值所處部位與葉片實際斷裂部位完全吻合，表明本文分析結(jié)果能體現(xiàn)葉片運行實際，葉片等效應(yīng)力最大值均超出葉片材料屈服應(yīng)力，且在最大等效應(yīng)力區(qū)域等效應(yīng)力呈明顯的梯度變化趨勢，應(yīng)力集中，引發(fā)輪機葉片疲勞破壞的可能性較大。在采用粗網(wǎng)格時，應(yīng)力水平變動敏感且降幅較大，無法體現(xiàn)出葉片應(yīng)力集中區(qū)域?qū)嶋H應(yīng)力情況，但位移計算結(jié)果受網(wǎng)格密度影響較小，可采用加密后的細網(wǎng)格。將卸載槽增設(shè)至輪機葉片應(yīng)力集中區(qū)域后可顯著降低區(qū)域應(yīng)力集中現(xiàn)象，但對葉片z向位移的影響并不顯著。為此，在實踐中，船舶輪機葉片可采用增設(shè)圓形過度倒角或半徑10mm卸載槽的做法，以降低輪機葉片應(yīng)力集中程度，保證葉片工作性能的順利發(fā)揮。