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)接件強度改進發(fā)表時間：2009 813作者：許京荊 王秀榮 謝清程 王小靜 王亞紅 來源：安世亞太關(guān)鍵字：調(diào)距槳槳轂葉根螺栓 ANSYS有限元分析文檔為個人收集整理，來源于網(wǎng) 絡個人收集整理，勿做商業(yè)用途艦船調(diào)距槳漿轂為一曲柄一滑塊機構(gòu)，槳轂油缸內(nèi)活塞的直線運動通過導架，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。槳轂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)，因此成為調(diào)距槳裝置的重要設計部件。本文對艦船調(diào)距槳槳轂結(jié)構(gòu) 在非工作狀態(tài)，以及工作在勻速轉(zhuǎn)動，承受槳葉推力、扭力、水動力扭矩、螺栓 預 緊力

2、的設計工況進行有限元分析?？紤]槳轂部件的幾何結(jié)構(gòu)以及零件之間的 裝配接觸關(guān)系，編制APDL參數(shù)化設計程序，采用軟件 ANSYS1。0對槳轂部件 整體及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力大小及分 布，并對葉根螺栓聯(lián)接件的強度失效進行了局部區(qū)域的結(jié)構(gòu)改進設計。1前言艦船調(diào)距槳為一曲柄一滑塊機構(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

3、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緊力的設計 工況下進行有限元分析?？紤]槳轂部件設計的幾何結(jié)構(gòu)以及零件之間的裝配接觸 關(guān)系，采用參數(shù)化設計方 法，編制APDL參數(shù)化設計程序，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

4、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，槳葉軸線為丫軸， 離心方向為正向，X軸與丫軸和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槳轂載荷及材料刼値L - LI 0. 35D(e.二 03 m2宦葉推力3E5. S4 KNX抽正爾3

5、300. 19 那4隼槳葉術(shù)動力扭無 QSBwKStiDifBE-0230師b1匸應/. 11爪1氓從-S66甲個葉根輒性雅緊力0. 65 L).d舟材料勺墟眼宜力槳軸轉(zhuǎn)遽ISO T.oina Hi ；iJ；：葉葉麗UmfOi） tee1=&1gg-i1. 35 Wpax7. 7553 聽=3-30一311帆黒.社.井VJ 卿朋JH 乩材和杵種婪數(shù)虻卜：lO-l恂氏沖性枚耶.E2. k5 tfpaLi7.氏弓叱屮d7!LZ泊松比P0.3sw疋動師同的柵驅(qū)為o. e軌相運功am的號攥融丹z分頁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。

6、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)域與槳轂模型相連。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口 TARGE17C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

7、，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 緊力。4）葉根螺栓預緊力的處理：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，預先受到預緊力的作 用。預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

8、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。在此利用預緊力單元法模擬螺 栓預緊力，采用預緊力單元PRETS179和 PTSMES!預拉伸分網(wǎng)操作來模擬螺栓的 預緊力利用solid95單元對葉根螺栓劃分網(wǎng)格，用預緊力單元 PRETS179在葉 根螺栓模型聯(lián)接處模擬一個預拉伸截面.單個葉根螺栓施加預緊力為F=A*0。 65cs=1726KN其中cs為材料的屈服應力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

9、用參數(shù)化設計方法，編制APDL參數(shù)化設計程序，采用軟 件ANSYS1。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 請勿用作商業(yè)用途個人收集整理，勿做商業(yè)用途圖4：整體變形 圖5:槳轂槳殼體Von Mises應力分布圖6a:根螺栓Von Mises應力分布 圖6b:葉根螺栓下部 Von Mises應力分布圖6c：葉根螺栓螺桿軸向應力分布圖7：葉根銷Von Mises應力分布圖&葉根法蘭Von Mises應力分布圖9:葉根葉片 Von Mises應力分布圖10:曲柄盤Von Mises應力分布 圖11:滑塊Von Mises

10、應力分布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度的設計位置時，加載葉根螺栓預緊力、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應力最大值為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， 存在應力集中現(xiàn)象，最大Von Mises應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)接處應力為 747MPa，見圖6b,而葉根螺栓受拉的螺桿部分承受的拉應力最大為548 MPa，拉應力分布不均勻，負X方向一側(cè)的螺桿拉應力

11、大于正 X方向一側(cè)的螺桿拉應力，見圖6c. 葉根銷的等效應力為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力為 548MPa,最大變形為0。492mm見圖&葉根葉 片最大Von Mises等效應力分布在葉根處,也受到葉根圓角局部應力集中的影 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 中應力為476MPa最大變形為0.436mm，見圖10?；瑝K最大 Von Mises等效應 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。 分頁分析結(jié)果表明：加載后槳轂結(jié)構(gòu)變形不大，說明結(jié)構(gòu)剛

12、度足夠。就結(jié)構(gòu) 強度而言，槳殼體、葉根銷和滑塊應力不大，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,主要受葉根螺栓預緊力影響，葉根法蘭中與葉根螺栓圓角 接觸面處的應力548 MPa,遠超過材料屈服極限280 MPa，產(chǎn)生塑性變形，使接 觸面產(chǎn)生壓潰失效。由預緊力引起葉根螺栓頭部圓角處的應力集中已經(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)處于在疲勞應力作 用下，而過大的應 力集中將導致疲勞強度顯著降低，易引發(fā)疲勞失效。由于應力幅度的變

13、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)僅受螺栓預緊力作用的應力狀況，然后取兩種工況的差值，漿轂結(jié)構(gòu)零件應力計算結(jié)果見表2。個人收集整理，勿做商業(yè)用途文檔為個人收集整理，來源于網(wǎng)絡表2:槳轂結(jié)構(gòu)有限兀分析計算結(jié)果內(nèi)容L況運行工況應力輻度嗖牝值35. 1 MPa35 爐ai39 MPd函力世養(yǎng)班那栓內(nèi)孔i4L.0i: M沖孔flixM葉眼煤榕晨k韁I?：; MPa17S6 MPa717 MPatiff嘛栓頭1訓擁枠久間陸嫻赴頭閏諾晨大憧saaMPa is MP旦2Bl jMPa徉鼎如r1U Wfc X葉瞬晨大醴25.7

14、MPa37.5 MPa2$. 7 ilPa應力筈外迪粽帝外邊徐ffP邊囂1 融- Paa is MP赳MPa應力城X側(cè)踝凡表面葉電連債螢葉撮葉片27.6 MPa201 MPa1SE !Fa應力葉根剽爛葉按網(wǎng)甫時桓Bl幣172 MPaP6 MPa76 MPa應力(iff熔紋fL內(nèi)鈿血x側(cè)援融當眇28 3IPa；3 5 MPa網(wǎng)力內(nèi)禮江過竦門孔上也經(jīng)旳孔上邊蝕從應力變化來看，槳轂槳殼體最大應力變化在內(nèi)孔負 X側(cè)為89MPa葉根 螺栓負X側(cè)螺栓向上抬,最大應力變化為前螺栓處為73.7MPa （對應節(jié)點號 15359 ）。葉根螺栓螺桿及螺紋處拉應力變化最大 28.4 MPa .葉根法蘭最大應 力變化在

15、與葉片負X側(cè)聯(lián)接處為126MPa .葉片最大應力變化在葉根處為 188MPa曲柄盤最大應力變化在與葉根法蘭負 X側(cè)接觸面處為76MPa.滑塊最大 應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：葉根螺栓材料為高強度螺栓,疲勞極限（7 -1=430 MPa,屈服應力（7 s= 800 MPa疲勞安全系數(shù)n = 7。1。書7 m，公式中，7 -1為對稱應力循環(huán)下疲 勞應力極限，7m為平均應力，（k+） 7 a 7a為工作應力循環(huán)下應力幅，書為材料特性，合金鋼取0.25 , k為考慮應力集中后的綜合影響系數(shù)，

16、有限元 計算考慮應力集中取 k=1。計算疲勞應力幅 7 a=73。7/2=36。85 MPa，平均應 力 7 m=（ 1786+1717） /2=1751。5 MPa,則疲勞系數(shù) n= （430-0.25 衣 1751。5）/（1。25*36。85） =0.2，疲勞系數(shù)太低，因此為避免疲勞失效，對軋制螺紋可以 加大過渡圓角r= （0.2 0.3 ）d或開出卸載槽。同時，得到軸向力增幅為Fz=28。 4e6* 3。14*0。038*0。038=128.8 KN，該軸向力增幅和施加預緊力相比 1726KN 很小，可以適當減少螺桿直徑使預緊力減小來降低應力集中。因此，槳轂結(jié)構(gòu)的強度薄弱處集中在葉根螺

17、栓聯(lián)接處的局部區(qū)域。從改善槳轂結(jié)構(gòu)強度的角度出發(fā)，改變設計參數(shù)來改善葉根螺栓頭部圓角處的局部應 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，設計參數(shù)改變 為：葉根螺栓臺階直徑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 頭部處的局部應力有明顯改善，葉根螺栓頭部圓角處集中應力降為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力230MPa,同比降幅58%，恢復到彈性變形區(qū),從而避免 葉根發(fā)蘭螺栓孔表面壓潰失效， 見圖13。文檔為個人收集整理，來源于網(wǎng)絡本文為互聯(lián)網(wǎng)收集，請勿 用作商業(yè)用途圖12改變參數(shù)后葉根螺栓等效應力圖13改變參數(shù)后葉根法蘭等效應力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力集中、葉根法蘭與葉根螺栓接觸面局部應力超過材料的