调距桨桨毂结构分析及叶根螺栓联接件强度改进

1、调距桨桨毂结构分析及叶根螺栓联接件强度改进1 前言舰船调距桨为一曲柄滑块机构，见图1，桨毂油缸内活塞的直线运动通过导架（与活塞刚性联接），滑槽内的滑块带动曲柄盘旋转，曲柄盘与桨叶叶根法兰用螺栓联接，从而使桨叶转动以达到调节桨叶螺距的目的，同时，桨毂绕桨轴转动。桨毂作为调距桨装置的核心部件，既是推进功率的承载部件，又是调距的最终执行机构，由于桨毂中各零件的形状特殊，受力复杂，以往采用经典力学公式进行的计算存在较大局限性。本文对舰船调距桨桨毂结构非工作状态，以及工作在匀速转动，承受桨叶推力、扭力、水动力扭矩以及螺栓预紧力的设计工况下进行有限元分析。考虑桨毂部件设计的几何结构以及零件之间的装配接触关

2、系，采用参数化设计方法，编制APDL 参数化设计程序，采用软件ANSYS11.0 对桨毂部件整体及其中的桨壳体、曲柄盘、滑块、叶根螺栓、叶根法兰等零件进行有限元分析。研究了桨毂中各零件相互作用下的应力大小及分布情况，对分析结果进行分析，完成了局部区域的结构改进设计。图1 调距桨桨毂机构装配图 2 调距桨桨毂结构有限元分析2.1 调距桨桨毂结构有限元模型的建立本文研究对象为 5 叶调距桨，桨毂部件为周期循环对称结构，桨毂结构受载工况是曲柄销定位26°的设计位置，桨毂结构几何模型见图2，图中，以桨轴轴线和桨叶轴线的交点为坐标原点，桨轴轴线为X 轴，桨叶轴线为 Y 轴，离心方向为正向，X

3、轴与 Y 轴和 Z 轴构成整体笛卡儿坐标。桨毂结构在非工作状态下，仅受螺栓预紧力作用，而工作状态下浆毂匀速转动，承受桨叶推力、扭力、水动力扭矩以及叶根螺栓预紧力，其具体载荷及模型材料参数描述见表1。有限元分析模型见图3。图2 桨毂结构几何模型图 图3 有限元分析模型 表1 桨毂载荷及材料 本文对该模型进行有限元静力分析，由于模型的结构和载荷具有循环对称的特征，取1/5模型建立有限元分析模型。对模型的运行工况进行分析后，有限元模型的装配关系，边界条件及载荷做如下处理：1) 有限元分析模型的建立：由于主要对桨毂分析，对大直径的叶片模型提取到0.4R的部分模型，叶片的剩余部分当作刚性区域与桨毂模型相

4、连。由于桨毂组件中涉及多个零件，模型采用适合曲面实体划分网格的四面体单元solid92， 和适合规则实体划分网格的六面体单元solid95。考虑零件装配关系，对接触面之间采用面面接触单元CONTA174和TARGE170 单元。2) 装配关系的处理：叶根法兰与曲柄盘通过叶根螺栓联接与桨壳体有相对转动，相对转动面为接触面，摩擦系数为0.1，叶根螺栓和叶根法兰的接触为无相对滑动的接触面，摩擦系数为0.18，叶根螺栓螺纹和曲柄盘的接触为绑定在一起，直接粘接在一起。其他联接件直接粘接在一起。3) 边界条件及载荷的处理：桨毂组件受X 轴方向的限位约束，及循环对称的边界约束条件。桨毂在不同工作状态下作用在

5、桨叶上的载荷，加载在叶片质心处（0，0.35D,0 ），同时桨毂承受角速度引起的惯性载荷以及叶根螺栓预紧力。4) 叶根螺栓预紧力的处理：桨毂组件中的曲柄盘和叶根法兰靠受拉紧叶根螺栓联接在一起，叶根螺栓在装配时拧紧,使联接在承受工作载荷之前,预先受到预紧力的作用。预紧的目的在于增强叶根螺栓联接的可靠性和紧密性,以防止受载后被联接件曲柄盘和叶根法兰间出现缝隙或相对滑移。对于有叶根螺栓联接的桨毂结构进行有限元分析,如何模拟叶根螺栓受力情况，达到在有限元分析中的准确加载，将直接影响到分析结果。在预紧力作用下, 叶根螺栓处于受拉状态,而被联接件曲柄盘和叶根法兰则受压。在此利用预紧力单元法模拟螺栓预紧力，

6、采用预紧力单元PRETS179 和PTSMESH 预拉伸分网操作来模拟螺栓的预紧力。利用solid95单元对叶根螺栓划分网格，用预紧力单元PRETS179 在叶根螺栓模型联接处模拟一个预拉伸截面。单个叶根螺栓施加预紧力为F=A*0.65s=1726KN，其中s为材料的屈服应力800MPa，A为叶根螺栓的有效加载面面积。2.2 调距桨桨毂结构有限元计算结果对上述模型，采用参数化设计方法，编制APDL 参数化设计程序，采用软件ANSYS11.0 对桨毂部件整体及其中的桨壳体、曲柄盘、滑块、叶根螺栓、叶根法兰等零件进行有限元分析。工作状态下计算结果如图4-图10。图4：整体变形 图5：桨毂桨壳体Vo

7、n Mises应力分布图6a：根螺栓Von Mises应力分布 图6b：叶根螺栓下部Von Mises应力分布 图6c：叶根螺栓螺杆轴向应力分布 图7：叶根销Von Mises应力分布 图8：叶根法兰Von Mises 应力分布 图9：叶根叶片Von Mises 应力分布 图10：曲柄盘Von Mises 应力分布 图11：滑块Von Mises 应力分布2.3 调距桨桨毂结构有限元结果分析与讨论桨毂结构在曲柄盘26 度的设计位置时，加载叶根螺栓预紧力、推力、扭力、摆动扭矩及离心力外载荷时，结构的整体变形为0.827mm ，最大变形在叶片外端，见图4。桨毂桨壳体内孔处有Von Mises 应力

8、最大值为85MPa ，最大变形为0.477mm，见图5。叶根螺栓最大变形为0.59mm ，受局部圆角影响，存在应力集中现象，最大Von Mises 应力在螺栓头部圆角处1786MPa ，见图6a，螺栓下部圆角和螺纹与螺杆联接处应力为747MPa ，见图6b， 而叶根螺栓受拉的螺杆部分承受的拉应力最大为548 MPa ，拉应力分布不均匀，负X 方向一侧的螺杆拉应力大于正X 方向一侧的螺杆拉应力，见图6c。叶根销的等效应力为37.8 MPa，最大变形为0.242mm ，见图7。叶根法兰分布在叶根螺栓孔接触面处应力为548MPa， 最大变形为0.492mm，见图8。叶根叶片最大Von Mises 等

9、效应力分布在叶根处，也受到叶根圆角局部应力集中的影响，其值为204 MPa ，最大变形为0.827mm ，见图9。曲柄盘螺纹孔有局部集中应力为476MPa ，最大变形为0.436mm ，见图10。滑块最大Von Mises 等效应力分布在与曲柄盘联接的销孔边缘为48.5MPa 最大变形为0.474mm ，见图11。  分析结果表明：加载后桨毂结构变形不大，说明结构刚度足够。就结构强度而言，桨壳体、叶根销和滑块应力不大，均处于弹性变形状态。叶根螺栓联接处的分析结果表明，主要受叶根螺栓预紧力影响，叶根法兰中与叶根螺栓圆角接触面处的应力548 MPa ，远超过材料屈服极限280 MPa ，

10、产生塑性变形，使接触面产生压溃失效。由预紧力引起叶根螺栓头部圆角处的应力集中已经超过叶根螺栓的屈服极限800MPa，该部位产生塑性变形，而叶根螺栓的其他部位仍处于弹性变形区，对静力分析可以忽略应力集中引起的塑性变形，但是当桨毂结构处于停止运行和运行的交替工作状态时，结构处于在疲劳应力作用下，而过大的应力集中将导致疲劳强度显著降低，易引发疲劳失效。由于应力幅度的变化发生在加载工作状态与卸载的非工作状态之间，因此考虑外载荷的变化引起应力幅度变化值，计算非工作状态下，浆毂结构仅受螺栓预紧力作用的应力状况，然后取两种工况的差值，浆毂结构零件应力计算结果见表2。表2： 桨毂结构有限元分析计算结果

11、60;从应力变化来看，桨毂桨壳体最大应力变化在内孔负X 侧为89MPa。叶根螺栓负X 侧螺栓向上抬，最大应力变化为前螺栓处为73.7MPa （对应节点号15359 ）。叶根螺栓螺杆及螺纹处拉应力变化最大28.4 MPa 。叶根法兰最大应力变化在与叶片负X 侧联接处为126MPa 。叶片最大应力变化在叶根处为188MPa。曲柄盘最大应力变化在与叶根法兰负X侧接触面处为76MPa 。滑块最大应力变化在曲柄盘销孔的孔接触边缘为35.7MPa 。由于叶根螺栓头部圆角处的应力集中，考虑叶根螺栓疲劳载荷，根据线性分析结果可以计算如下： 因此，桨毂结构的强度薄弱处集中在叶根螺栓联接处的局部区域。从改善桨毂结

12、构强度的角度出发，改变设计参数来改善叶根螺栓头部圆角处的局部应力，采用加大接触面，适当减少螺杆直径以及增加螺栓头部圆角，设计参数改变为：叶根螺栓台阶直径dbl2=0.13m （原0.121m），叶根螺栓杆部直径dbl1=0.06m （原0.065m），螺栓圆角0.01m （原0.004m），计算得到螺栓联接件的结果，见图12-13。结构局部改变，加载工况不变，重新计算结果表明：叶根螺栓头部处的局部应力有明显改善，叶根螺栓头部圆角处集中应力降为1140MPa ，同比降幅36% ，疲劳系数n>3 ，从而大大提高疲劳寿命，见图12。叶根法兰叶根螺栓接触面处应力230MPa ，同比降幅58%，恢

13、复到弹性变形区，从而避免叶根发兰螺栓孔表面压溃失效，见图13。图12 改变参数后叶根螺栓等效应力                    图13 改变参数后叶根法兰等效应力3 结论1)调距桨桨毂结构的有限元分析结果表明，桨毂结构整体变形不大，结构刚度足够，结构强度存在局部不足。叶根螺栓预紧力对桨毂结构强度的局部影响很大，叶根螺栓头部圆角有很大的应力集中、叶根法兰与叶根螺栓接触面局部应力超过材料的屈服应力，这些部位将进入塑性区承载。而其余部分则处于弹性变形区，有足够的强度。2) 过大的应力集中将引起桨毂结构中叶根螺栓的疲