1 引言
甲板起重机是在海上环境中执行运输作业的一种特殊起重机,主要用于舰船间货物的运输转移、海上补给、水下作业设备的投放与回收等重要任务.海上特殊的应用环境使甲板起重机的受力情况更为复杂,其结构强度要求也更高,特别是吊臂和底座.底座起到起重机和船舶甲板之间的连接固定作用,它承受着起重机整个工作过程中及风暴自存状态下的所有载荷,是保障起重机正常工作的基础,安全性能要求很高.底座内部安装有电机和中心集电环等零部件,为了便于内部零部件的安装和线路的连接,需要开设人孔.尺寸较大的人孔会对底座的整体强度产生很大的影响,对底座人孔开设部位进行模拟分析非常有必要.并且,多年来底座的壁厚都是依据经验设计得来的,这种方法设计的底座安全可靠,但过于保守,材料的承载能力没有得到充分利用.因此,对底座进行轻量化优化,具有很大实用性[1-3]
.以 5t20m 甲板起重机的底座为研究对象,应用 ANSYS 软件通过有限元分析对其结构和力学性能作了探讨,并对底座进行轻量化优化.工厂实物,如图1 所示.
2 数值分析模型
底座呈圆筒型结构,壁厚为 20mm,底座外径为 1410mm,总高度为 2250mm;人孔为长方形,宽 770mm,高 1120mm,拐角处倒圆角;设有人孔通道,起到局部加强的作用,通道壁厚为20mm,建模时去除法兰和筋板,如图 2 所示.
模型坐标系,如图 2 所示,坐标原点取在底座底部截面中心位置,各坐标轴的正方向规定如下:面向人孔向左为 X 轴正方向;沿人孔向外为 Y 轴正方向;沿底座高度方向向上为 Z 轴正方向.
底座使用 AH36 钢板焊接而成,材料弹性模量 E=2.06×105MPa,泊松比 μ=0.3,材料密度 ρ=7850kg/m3.模型主体由底座筒体和人孔通道组成,整个模型在有限元网格划分之前编辑为 12个面.采用壳单元(Shell63)四边形网格自由划分,单元尺寸设置为 3 级智能网格.在底座上端截面中心建立一个节点,并用刚性梁单元(MPC184)与上端面圆周上所有节点相连接.共得到 2191个单元(Elemen)t、2244个节点(Node).建立的有限元模型[4],如图3 所示.
3 边界条件和外载荷的确定
底座下端焊接在船舶甲板上,在此约束底座下端各条线的 6个自由度.外载荷主要包括整个起重机在最危险工况下所产生的倾覆力矩、扭转力矩和底座所承受的垂向载荷,底座自重和风载荷对其作用很小,在此忽略不计.本起重机最危险工况为船舶横倾 5°纵倾 2°时起重机满载的工况,此时起重机底座受到倾覆力矩、扭转力矩和垂向压力,大小分别为 M=1.53×109N·mm,T=2.43×108N·mm,V=156100N,经对比,当弯矩方向为-X 方向时底座产生应力最大[2,5].这里所加弯矩 M 均为-X 方向,T 为-Z 方向,V 为-Z方向.底座上端截面中心所建节点即为加载节点,倾覆力矩和垂向压力均加在此节点上.
4 应力结果分析和强度校核
开孔前后的底座应力分布图,如图 4、图 5 所示.图 5 中人孔圆角半径为 60mm.图 4 显示最大应力为 65.829MPa,位置在底座最下端,底座上端和下端应力相对较大,中间部位的应力云图成"回"字形",回"字形中间位置应力较大,向四周逐渐减小,变化平稳;图 5 显示最大应力为 195.217MPa,位置在人孔的左上角,底座的应力分布在人孔四个角处发生应力集中,应力值明显增大,变化剧烈.由此可见,人孔对底座应力的分布产生很大影响,对底座人孔局部应力分析和优化很有必要.
底座材料为 AH36,屈服极限 σs=355MPa,安全系数取 1.5,则许用应力为[σ]=236MPa[1].开孔后人孔四周的应力值明显变大,最大应力值为 195.217MPa.因此此底座仍然满足强度要求,但应力较集中.
5 人孔设计原则和底座轻量化
由上述介绍可知,底座在开孔前和开孔后应力差别很大,且有应力集中情况,有必要对人孔的设计进行改进;并且底座大部分部位应力值很小,可以对其作轻量化设计.
5.1 人孔位置分析通过改变人孔的位置,分析底座的应力大小[8],如图 6、图 7所示.结果对比,如表 1 所示.由此可知,人孔开在底座中部位置时,人孔的上角和下角处的应力分布情况相似,应力大小也相当,最大应力值为195.217MPa;人孔开在底座靠上位置时,人孔下角处的应力明显比上角处应力大,最大值为 234.558MPa;人孔开在底座靠下位置时,人孔上角处的应力明显比下角处的应力大,最大值为229.591MPa;由此可知,开孔的位置在底座的中部为宜.
5.2 底座的轻量化设计
在人孔位于底座中间位置的情况下,对底座进行参数化建模.基于参数化有限元分析过程的设计优化包括设计变量和目标函数.对于此底座模型,以壁厚(T)、人孔圆角半径(Fillet)为设计变量,最大应力值(Stress)为约束函数,底座质量(M)为目标函数(Objective),进行优化分析.其优化的数学模型如下:
经过优化计算得到最优结果,底座优化前后圆整后的参数对比,如表 2 所示.设计变量以及目标函数的迭代历程,如图 8、图9 所示.由此可知:(1)随着底座壁厚的明显减小和人孔圆角半径的增大,应力没有明显变大,又由经验可知壁厚减小应力值会明显增大,则说明增大人孔圆角半径可有效降低应力集中[8];(2)底座优化前质量为1.434t,经过优化后为 0.958t,总质量减少 32.91%[6-9].
6 总结
(1)对 5t20m 甲板起重机底座开孔前后进行了应力分析,结果表明:底座开孔前后应力变化明显,开孔周围出现应力最大值,底座开孔处的结构设计是该类起重机设计的关键.(2)对 5t20m甲板起重机底座开孔后应力进行了校核,结果表明:底座开孔后的强度满足使用要求.(3)分析了底座在不同开孔位置和人孔圆角尺寸下的应力变化,通过对比分析得到人孔设计原则:人孔应设在底座的中部位置,且在不影响其使用功能的情况下开孔圆角半径应尽量大.(4)对 5t20m 甲板起重机底座进行轻量化分析,使得其重量大大降低,减少了制造成本.
参考文献
[1]中国船级社.船舶与海上设施起重设备规范[M].北京:人民交通出版社,2007:55-59.(CCS. Specification of Lifting Equipment on Ships and Marine Facilities[M].Beijing:ChinaCommunicationsPress,2007:55-59).
[2]张质文,王金诺.起重机设计手册[M].北京:中国铁道出版社,1997:42-72.(Zhang Zhi -wen,Wang Jin -nuo.Crane Design Manual[M].Beijing:China Railway Press,1997:42-72).
[3]Johan Pettersen,Edgar G.Hertwich. Occupational health impacts: offshorecrane lifts in life cycle assessment [J].The International Journal of LifeCycle Assessment,2008,12(5):440-449.
[4]姚艳萍,李林斌.自升式平台桩腿的局部开孔分析[J].中国造船,2004(10):393-402.(YaoYan-ping,LiLin-bin.Localopeninganalysisofthejack-up platformleg[J].China Shipbuilding,2004(10):393-402).
[5]刘伟超,杨克修,申华.汽车起重机在摇摆工况下的惯性力计算[J].机械设计与制造,2009(7):56-58.(LiuWei-chao,YangKe-xiu,ShenHua.Inertialforcecalculation of truckcrane in the condition of swaying [J].Machinery Design & Manufacture,2009(7):56-58).
[6]张朝晖.ANSYS12.0 结构分析与工程应用实例解析[M].第 3 版.北京:机械工业出版社,2010.(ZhangZhao-hui.ANSYS12.0StructuralAnalysisandEngineeringAppl-ication Example[sM].3th.Beijing:China Machine Press,2010).
[7]李卫民,杨红义,王洪祥.ANSYS 工程结构实用案例分析[M].北京:化学工业出版社,2007.(Li Wei -min,Yang Hong -yi,Wang Hong -xiang.ANSYS Analysis ofEngineering Structure Practical Case[M].Beijing:Chemical Industry Press,2007).
[8]李华.机械制造技术[M].北京:高等教育出版社,2000.(LiHua.MechanicalManufacturingTechnology[M].Beijing:HigherEdu-cation Press,2000).
[9]罗健康,印波.起重机卷筒有限元分析及结构优化[J].机械设计与制造,2010,11(11):185-186.(LuoJian-kang,YinBo.Finiteelementanalysisandstructureoptimizationof crane drum[J].Machinery Design & Manufacture,2010(11):185-186).
