調距槳槳轂結構分析及葉根螺栓聯接件強度改進.doc

1、調距槳槳轂結構分析及葉根螺栓聯接件強度改進1 前言艦船調距槳為一曲柄-滑塊機構，見圖1，槳轂油缸內活塞的直線運動通過導架(與活塞剛性聯接）,滑槽內的滑塊帶動曲柄盤旋轉,曲柄盤與槳葉葉根法蘭用螺栓聯接，從而使槳葉轉動以達到調節(jié)槳葉螺距的目的,同時，槳轂繞槳軸轉動。槳轂作為調距槳裝置的核心部件，既是推進功率的承載部件，又是調距的最終執(zhí)行機構，由于槳轂中各零件的形狀特殊,受力復雜，以往采用經典力學公式進行的計算存在較大局限性。本文對艦船調距槳槳轂結構非工作狀態(tài),以及工作在勻速轉動,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.考慮槳轂部件設計的幾何結構以及零件之間的裝配接觸

2、關系，采用參數化設計方法，編制APDL 參數化設計程序，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，對分析結果進行分析,完成了局部區(qū)域的結構改進設計。圖1 調距槳槳轂機構裝配圖 2 調距槳槳轂結構有限元分析2。1 調距槳槳轂結構有限元模型的建立本文研究對象為 5 葉調距槳，槳轂部件為周期循環(huán)對稱結構,槳轂結構受載工況是曲柄銷定位26°的設計位置，槳轂結構幾何模型見圖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 軸構成整體笛卡兒坐標。槳轂結構在非工作狀態(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描述見表1。有限元分析模型見圖3。圖2 槳轂結構幾何模型圖 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，由于模型的結構和載荷具有循環(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

4、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格的四面體單元solid92， 和適合規(guī)則實體劃分網格的六面體單元solid95.考慮零件裝配關系,對接觸面之間采用面面接觸單元CONTA174和TARGE170 單元.2) 裝配關系的處理：葉根法蘭與曲柄盤通過葉根螺栓聯接與槳殼體有相對轉動，相對轉動面為接觸面,摩擦系數為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

5、在槳葉上的載荷，加載在葉片質心處(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接在一起，葉根螺栓在裝配時擰緊，使聯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接的可靠性和緊密性,以防止受載后被聯接件曲柄盤和葉根法蘭間出現縫隙或相對滑移。對于有葉根螺栓聯接的槳轂結構進行有限元分析,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果。在預緊力作用下, 葉根螺栓處于受拉狀態(tài)，而被聯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

6、，采用預緊力單元PRETS179 和PTSMESH 預拉伸分網操作來模擬螺栓的預緊力。利用solid95單元對葉根螺栓劃分網格,用預緊力單元PRETS179 在葉根螺栓模型聯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。65s=1726KN，其中s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 調距槳槳轂結構有限元計算結果對上述模型，采用參數化設計方法，編制APDL 參數化設計程序，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。工作狀態(tài)下計算結果如圖4圖10.圖4：整體變形 圖5：槳轂槳殼體Vo

7、n 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8: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 應力分布2。3 調距槳槳轂結構有限元結果分析與討論槳轂結構在曲柄盤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，結構的整體變形為0。827mm ,最大變形在葉片外端，見圖4。槳轂槳殼體內孔處有Von Mises 應力

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，存在應力集中現象，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 方向一側的螺桿拉應力大于正X 方向一側的螺桿拉應力，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8。葉根葉片最大Von Mises 等

9、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.滑塊最大Von Mises 等效應力分布在與曲柄盤聯接的銷孔邊緣為48。5MPa 最大變形為0.474mm ，見圖11。  分析結果表明：加載后槳轂結構變形不大，說明結構剛度足夠。就結構強度而言，槳殼體、葉根銷和滑塊應力不大，均處于彈性變形狀態(tài)。葉根螺栓聯接處的分析結果表明，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 ,

10、產生塑性變形,使接觸面產生壓潰失效。由預緊力引起葉根螺栓頭部圓角處的應力集中已經超過葉根螺栓的屈服極限800MPa，該部位產生塑性變形，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，但是當槳轂結構處于停止運行和運行的交替工作狀態(tài)時，結構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,漿轂結構僅受螺栓預緊力作用的應力狀況，然后取兩種工況的差值，漿轂結構零件應力計算結果見表2。表2: 槳轂結構有限元分析計算結果

11、60;從應力變化來看，槳轂槳殼體最大應力變化在內孔負X 側為89MPa。葉根螺栓負X 側螺栓向上抬，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與葉片負X 側聯接處為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，根據線性分析結果可以計算如下: 葉根螺栓材料為高強度螺栓，疲勞極限-1=430 MPa ,屈服應力s=

12、 800 MPa，疲勞安全系數n =.1 . m ,公式中，-1 為對稱應力循環(huán)下疲勞應力極限，m 為平均應力，（k + ） a a 為工作應力循環(huán)下應力幅，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，有限元計算考慮應力集中取k=1。計算疲勞應力幅a=73。7/2=36。85 MPa ,平均應力m=(1786+1717)/2=1751。5 MPa， 則疲勞系數n=(4300.25*1751.5)/（1.2536。85)=0.2,疲勞系數太低，因此為避免疲勞失效，對軋制螺紋可以加大過渡圓角r=（0。20。3）d 或開出卸載槽.同時，得到軸向力增幅為Fz=28。4e63。14

13、*0.0380.038=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，槳轂結構的強度薄弱處集中在葉根螺栓聯接處的局部區(qū)域.從改善槳轂結構強度的角度出發(fā),改變設計參數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)，計算得到螺栓聯接件的結果，見圖12-13。結構局部改變，加載工況不變，重新計算結果表明：葉根螺栓頭

14、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n3 ，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。圖12 改變參數后葉根螺栓等效應力                    圖13 改變參數后葉根法蘭等效應力3 結論1）調距槳槳轂結構的有限元分析結果表明，槳轂結構整體變形不大,結構剛度足夠，結構強度存在局部不足。葉根螺栓預緊力對槳轂結構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屈服應力，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