調(diào)距槳槳轂結(jié)構(gòu)分析及葉根螺栓聯(lián)接件強度改進

1、調(diào)距槳槳轂結(jié)構(gòu)分析及葉根螺栓聯(lián)接件強度改進1 前言艦船調(diào)距槳為一曲柄滑塊機構(gòu)，見圖1，槳轂油缸內(nèi)活塞的直線運動通過導架（與活塞剛性聯(lián)接），滑槽內(nèi)的滑塊帶動曲柄盤旋轉(zhuǎn)，曲柄盤與槳葉葉根法蘭用螺栓聯(lián)接，從而使槳葉轉(zhuǎn)動以達到調(diào)節(jié)槳葉螺距的目的，同時，槳轂繞槳軸轉(zhuǎn)動。槳轂作為調(diào)距槳裝置的核心部件，既是推進功率的承載部件，又是調(diào)距的最終執(zhí)行機構(gòu)，由于槳轂中各零件的形狀特殊，受力復雜，以往采用經(jīng)典力學公式進行的計算存在較大局限性。本文對艦船調(diào)距槳槳轂結(jié)構(gòu)非工作狀態(tài)，以及工作在勻速轉(zhuǎn)動，承受槳葉推力、扭力、水動力扭矩以及螺栓預(yù)緊力的設(shè)計工況下進行有限元分析。考慮槳轂部件設(shè)計的幾何結(jié)構(gòu)以及零件之間的裝配接觸關(guān)

2、系，采用參數(shù)化設(shè)計方法，編制APDL 參數(shù)化設(shè)計程序，采用軟件ANSYS11.0 對槳轂部件整體及其中的槳殼體、曲柄盤、滑塊、葉根螺栓、葉根法蘭等零件進行有限元分析。研究了槳轂中各零件相互作用下的應(yīng)力大小及分布情況，對分析結(jié)果進行分析，完成了局部區(qū)域的結(jié)構(gòu)改進設(shè)計。圖1 調(diào)距槳槳轂機構(gòu)裝配圖 2 調(diào)距槳槳轂結(jié)構(gòu)有限元分析2.1 調(diào)距槳槳轂結(jié)構(gòu)有限元模型的建立本文研究對象為 5 葉調(diào)距槳，槳轂部件為周期循環(huán)對稱結(jié)構(gòu)，槳轂結(jié)構(gòu)受載工況是曲柄銷定位26°的設(shè)計位置，槳轂結(jié)構(gòu)幾何模型見圖2，圖中，以槳軸軸線和槳葉軸線的交點為坐標原點，槳軸軸線為X 軸，槳葉軸線為 Y 軸，離心方向為正向，X

3、軸與 Y 軸和 Z 軸構(gòu)成整體笛卡兒坐標。槳轂結(jié)構(gòu)在非工作狀態(tài)下，僅受螺栓預(yù)緊力作用，而工作狀態(tài)下漿轂勻速轉(zhuǎn)動，承受槳葉推力、扭力、水動力扭矩以及葉根螺栓預(yù)緊力，其具體載荷及模型材料參數(shù)描述見表1。有限元分析模型見圖3。圖2 槳轂結(jié)構(gòu)幾何模型圖 圖3 有限元分析模型 表1 槳轂載荷及材料 本文對該模型進行有限元靜力分析，由于模型的結(jié)構(gòu)和載荷具有循環(huán)對稱的特征，取1/5模型建立有限元分析模型。對模型的運行工況進行分析后，有限元模型的裝配關(guān)系，邊界條件及載荷做如下處理：1) 有限元分析模型的建立：由于主要對槳轂分析，對大直徑的葉片模型提取到0.4R的部分模型，葉片的剩余部分當作剛性區(qū)域與槳轂?zāi)Ｐ拖?/p>

4、連。由于槳轂組件中涉及多個零件，模型采用適合曲面實體劃分網(wǎng)格的四面體單元solid92， 和適合規(guī)則實體劃分網(wǎng)格的六面體單元solid95?？紤]零件裝配關(guān)系，對接觸面之間采用面面接觸單元CONTA174和TARGE170 單元。2) 裝配關(guān)系的處理：葉根法蘭與曲柄盤通過葉根螺栓聯(lián)接與槳殼體有相對轉(zhuǎn)動，相對轉(zhuǎn)動面為接觸面，摩擦系數(shù)為0.1，葉根螺栓和葉根法蘭的接觸為無相對滑動的接觸面，摩擦系數(shù)為0.18，葉根螺栓螺紋和曲柄盤的接觸為綁定在一起，直接粘接在一起。其他聯(lián)接件直接粘接在一起。3) 邊界條件及載荷的處理：槳轂組件受X 軸方向的限位約束，及循環(huán)對稱的邊界約束條件。槳轂在不同工作狀態(tài)下作用在

5、槳葉上的載荷，加載在葉片質(zhì)心處（0，0.35D,0 ），同時槳轂承受角速度引起的慣性載荷以及葉根螺栓預(yù)緊力。4) 葉根螺栓預(yù)緊力的處理：槳轂組件中的曲柄盤和葉根法蘭靠受拉緊葉根螺栓聯(lián)接在一起，葉根螺栓在裝配時擰緊,使聯(lián)接在承受工作載荷之前,預(yù)先受到預(yù)緊力的作用。預(yù)緊的目的在于增強葉根螺栓聯(lián)接的可靠性和緊密性,以防止受載后被聯(lián)接件曲柄盤和葉根法蘭間出現(xiàn)縫隙或相對滑移。對于有葉根螺栓聯(lián)接的槳轂結(jié)構(gòu)進行有限元分析,如何模擬葉根螺栓受力情況，達到在有限元分析中的準確加載，將直接影響到分析結(jié)果。在預(yù)緊力作用下, 葉根螺栓處于受拉狀態(tài),而被聯(lián)接件曲柄盤和葉根法蘭則受壓。在此利用預(yù)緊力單元法模擬螺栓預(yù)緊力，

6、采用預(yù)緊力單元PRETS179 和PTSMESH 預(yù)拉伸分網(wǎng)操作來模擬螺栓的預(yù)緊力。利用solid95單元對葉根螺栓劃分網(wǎng)格，用預(yù)緊力單元PRETS179 在葉根螺栓模型聯(lián)接處模擬一個預(yù)拉伸截面。單個葉根螺栓施加預(yù)緊力為F=A*0.65s=1726KN，其中s為材料的屈服應(yīng)力800MPa，A為葉根螺栓的有效加載面面積。2.2 調(diào)距槳槳轂結(jié)構(gòu)有限元計算結(jié)果對上述模型，采用參數(shù)化設(shè)計方法，編制APDL 參數(shù)化設(shè)計程序，采用軟件ANSYS11.0 對槳轂部件整體及其中的槳殼體、曲柄盤、滑塊、葉根螺栓、葉根法蘭等零件進行有限元分析。工作狀態(tài)下計算結(jié)果如圖4-圖10。圖4：整體變形 圖5：槳轂槳殼體Vo

7、n Mises應(yīng)力分布圖6a：根螺栓Von Mises應(yīng)力分布 圖6b：葉根螺栓下部Von Mises應(yīng)力分布 圖6c：葉根螺栓螺桿軸向應(yīng)力分布 圖7：葉根銷Von Mises應(yīng)力分布 圖8：葉根法蘭Von Mises 應(yīng)力分布 圖9：葉根葉片Von Mises 應(yīng)力分布 圖10：曲柄盤Von Mises 應(yīng)力分布 圖11：滑塊Von Mises 應(yīng)力分布2.3 調(diào)距槳槳轂結(jié)構(gòu)有限元結(jié)果分析與討論槳轂結(jié)構(gòu)在曲柄盤26 度的設(shè)計位置時，加載葉根螺栓預(yù)緊力、推力、扭力、擺動扭矩及離心力外載荷時，結(jié)構(gòu)的整體變形為0.827mm ，最大變形在葉片外端，見圖4。槳轂槳殼體內(nèi)孔處有Von Mises 應(yīng)力

8、最大值為85MPa ，最大變形為0.477mm，見圖5。葉根螺栓最大變形為0.59mm ，受局部圓角影響，存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，最大Von Mises 應(yīng)力在螺栓頭部圓角處1786MPa ，見圖6a，螺栓下部圓角和螺紋與螺桿聯(lián)接處應(yīng)力為747MPa ，見圖6b， 而葉根螺栓受拉的螺桿部分承受的拉應(yīng)力最大為548 MPa ，拉應(yīng)力分布不均勻，負X 方向一側(cè)的螺桿拉應(yīng)力大于正X 方向一側(cè)的螺桿拉應(yīng)力，見圖6c。葉根銷的等效應(yīng)力為37.8 MPa，最大變形為0.242mm ，見圖7。葉根法蘭分布在葉根螺栓孔接觸面處應(yīng)力為548MPa， 最大變形為0.492mm，見圖8。葉根葉片最大Von Mises 等

9、效應(yīng)力分布在葉根處，也受到葉根圓角局部應(yīng)力集中的影響，其值為204 MPa ，最大變形為0.827mm ，見圖9。曲柄盤螺紋孔有局部集中應(yīng)力為476MPa ，最大變形為0.436mm ，見圖10?；瑝K最大Von Mises 等效應(yīng)力分布在與曲柄盤聯(lián)接的銷孔邊緣為48.5MPa 最大變形為0.474mm ，見圖11。  分析結(jié)果表明：加載后槳轂結(jié)構(gòu)變形不大，說明結(jié)構(gòu)剛度足夠。就結(jié)構(gòu)強度而言，槳殼體、葉根銷和滑塊應(yīng)力不大，均處于彈性變形狀態(tài)。葉根螺栓聯(lián)接處的分析結(jié)果表明，主要受葉根螺栓預(yù)緊力影響，葉根法蘭中與葉根螺栓圓角接觸面處的應(yīng)力548 MPa ，遠超過材料屈服極限280 MPa ，

10、產(chǎn)生塑性變形，使接觸面產(chǎn)生壓潰失效。由預(yù)緊力引起葉根螺栓頭部圓角處的應(yīng)力集中已經(jīng)超過葉根螺栓的屈服極限800MPa，該部位產(chǎn)生塑性變形，而葉根螺栓的其他部位仍處于彈性變形區(qū)，對靜力分析可以忽略應(yīng)力集中引起的塑性變形，但是當槳轂結(jié)構(gòu)處于停止運行和運行的交替工作狀態(tài)時，結(jié)構(gòu)處于在疲勞應(yīng)力作用下，而過大的應(yīng)力集中將導致疲勞強度顯著降低，易引發(fā)疲勞失效。由于應(yīng)力幅度的變化發(fā)生在加載工作狀態(tài)與卸載的非工作狀態(tài)之間，因此考慮外載荷的變化引起應(yīng)力幅度變化值，計算非工作狀態(tài)下，漿轂結(jié)構(gòu)僅受螺栓預(yù)緊力作用的應(yīng)力狀況，然后取兩種工況的差值，漿轂結(jié)構(gòu)零件應(yīng)力計算結(jié)果見表2。表2： 槳轂結(jié)構(gòu)有限元分析計算結(jié)果

11、60;從應(yīng)力變化來看，槳轂槳殼體最大應(yīng)力變化在內(nèi)孔負X 側(cè)為89MPa。葉根螺栓負X 側(cè)螺栓向上抬，最大應(yīng)力變化為前螺栓處為73.7MPa （對應(yīng)節(jié)點號15359 ）。葉根螺栓螺桿及螺紋處拉應(yīng)力變化最大28.4 MPa 。葉根法蘭最大應(yīng)力變化在與葉片負X 側(cè)聯(lián)接處為126MPa 。葉片最大應(yīng)力變化在葉根處為188MPa。曲柄盤最大應(yīng)力變化在與葉根法蘭負X側(cè)接觸面處為76MPa 。滑塊最大應(yīng)力變化在曲柄盤銷孔的孔接觸邊緣為35.7MPa 。由于葉根螺栓頭部圓角處的應(yīng)力集中，考慮葉根螺栓疲勞載荷，根據(jù)線性分析結(jié)果可以計算如下： 因此，槳轂結(jié)構(gòu)的強度薄弱處集中在葉根螺栓聯(lián)接處的局部區(qū)域。從改善槳轂結(jié)

12、構(gòu)強度的角度出發(fā)，改變設(shè)計參數(shù)來改善葉根螺栓頭部圓角處的局部應(yīng)力，采用加大接觸面，適當減少螺桿直徑以及增加螺栓頭部圓角，設(shè)計參數(shù)改變?yōu)椋喝~根螺栓臺階直徑dbl2=0.13m （原0.121m），葉根螺栓桿部直徑dbl1=0.06m （原0.065m），螺栓圓角0.01m （原0.004m），計算得到螺栓聯(lián)接件的結(jié)果，見圖12-13。結(jié)構(gòu)局部改變，加載工況不變，重新計算結(jié)果表明：葉根螺栓頭部處的局部應(yīng)力有明顯改善，葉根螺栓頭部圓角處集中應(yīng)力降為1140MPa ，同比降幅36% ，疲勞系數(shù)n>3 ，從而大大提高疲勞壽命，見圖12。葉根法蘭葉根螺栓接觸面處應(yīng)力230MPa ，同比降幅58%，恢

13、復到彈性變形區(qū)，從而避免葉根發(fā)蘭螺栓孔表面壓潰失效，見圖13。圖12 改變參數(shù)后葉根螺栓等效應(yīng)力                    圖13 改變參數(shù)后葉根法蘭等效應(yīng)力3 結(jié)論1)調(diào)距槳槳轂結(jié)構(gòu)的有限元分析結(jié)果表明，槳轂結(jié)構(gòu)整體變形不大，結(jié)構(gòu)剛度足夠，結(jié)構(gòu)強度存在局部不足。葉根螺栓預(yù)緊力對槳轂結(jié)構(gòu)強度的局部影響很大，葉根螺栓頭部圓角有很大的應(yīng)力集中、葉根法蘭與葉根螺栓接觸面局部應(yīng)力超過材料的屈服應(yīng)力，這些部位將進入塑性區(qū)承載。而其余部分則處于彈性變形區(qū)，有足夠的強度。2) 過大的應(yīng)力集中將引起槳轂結(jié)構(gòu)中葉根螺栓的疲