某超高速滑行艇半浸槳裝置垂向油缸活塞桿設計

馬衛澤,劉樂華,唐小光,成 建

(1.武漢勞雷綠灣船舶科技有限公司,湖北 武漢 430083;2.北京機電工程研究所,北京 100085)

0 引言

當高速艇采用垂向式半浸槳裝置作為推進器的時候,其推進裝置在產生推力的同時,還會產生相當大的垂向力和側向力[1],這主要是由下述原因造成的:①半浸槳裝置的葉片在轉動一周的情況下,經歷入水和出水各1次,沖擊入水對葉片產生的向上力遠比出水時產生的向下力大;②半浸槳裝置的工作狀態都處于斜向來流當中,使葉片產生向上的力;③槳葉在入水過程中有通氣過程,入水通氣過程中產生的向上力數倍于出水過程中產生的向下力[2]。

半浸槳裝置在工作過程中產生的垂向力和側向力的負載最后全部作用于垂向液壓油缸上。當油缸活塞桿伸縮運動時,受到外力沖擊的載荷也不斷在變化。這種惡劣工況下,油缸活塞桿的剛度和穩定性是該推進裝置能否正常工作的關鍵,同時還可以增設球形關節來進行一定的受力補償[3-4]。本文通過對油缸進行三維建模后分析了活塞桿的靜應力和彎曲力矩,并對相對薄弱的部位進行了優化設計,使該油缸的理論設計滿足該推進裝置在滿負荷工況和額外沖擊負荷的工作要求,并通過實物的壓力測試進行驗證。

1 垂向力和側向力的計算

某超高速滑行艇主要量度如下:船長1.2 m,船寬4.0 m,航速75 kn,排水量8.1 t,減速比1.2。

半浸槳推進裝置在航行過程中產生的垂向力、側向力的大小與其產生的推力有關。根據ROLLA圖譜資料計算所得的推力在滿足了整船阻力的要求下再對垂向力和側向力進行分析,計算所得該高速艇相應航速下槳葉產生的推力[5]、垂向力和側向力數值見表1。

表1 不同航速下實船單槳推力、垂向力和側向力的數值

根據上述計算結果可知:當該艇在航行速度為45 kn時,其單槳產生的推力最大為14 415 N;槳葉浸沒面積為58%,航速40 kn時產生垂向受力最大為7 910.1 N;槳葉浸沒面積為47%,航速60 kn時產生側向力最大為8 348.3 N,垂向力Fv和側向力Fs分別為單槳推力T的56%和62%,此大負載受力條件下對垂向油缸的強度有著更高的要求。

2 作業工況受力分析

常規半浸槳裝置由2個油缸分別控制裝置的上下、左右角度調節,故常規半浸槳裝置的垂向力和側向力可分別由上下油缸和左右油缸來承受。該半浸槳裝置只有1個上下油缸,導致了該油缸必須同時承受垂向力和側向力。受力示意圖見圖1。

圖1 半浸槳裝置布置受力示意圖

垂向油缸安裝圖見圖2。垂向油缸通過安裝固定座與船體平臺連接,形成與船體的剛性固定。油缸通過球形機構與安裝固定座連接,球的兩側(船寬方向)加工成平面,保證了油缸在承受側向力時不發生偏移。而球形機構的前后兩面為弧形面(船長方向),可對活塞桿在上下伸縮時產生的位移進行補償。最終,油缸活塞桿承受的側向力都通過安裝固定座傳遞給船體平臺,因此側向力的計算分析對船體部分的結構加強也是非常有必要的。

圖2 垂向油缸安裝圖

理論分析中,假設油缸缸筒為剛性固定件,油缸活塞桿耳板與軸管耳板之間連接后也為剛性固定件,因此活塞桿在受到側向力后與球形機構形成彎曲力臂,活塞桿此位置所承受的應力最大,故需通過表1中不同浸沒面積下,半浸槳葉所產生的垂向力和側向力數據,結合油缸在槳葉不同浸沒面積下的工作行程和狀態,對油缸的活塞桿進行軸向受力及彎矩分析,計算結果見表2。

表2 油缸活塞桿壓應力與側向彎矩

2.1 槳葉58%浸沒面積油缸受力分析

垂向油缸受力示意圖見圖3。

圖3 垂向油缸受力示意圖

在航行起飛階段,半浸槳裝置浸沒面積較深,約為58%。該狀態下,油缸活塞桿伸出最大長度后,油缸活塞桿在A1點受到最大應力,其力臂長度為441 mm,A1點的最大受力彎矩為548.96 N·m。因此,活塞桿在槳葉浸沒面積為58%的條件下,受到最大垂向7 910.1 N的壓應力和548.96 N·m的側向彎矩。

2.2 槳葉47%浸沒面積油缸受力分析

當該艇越過阻力峰值,逐漸提速的過程中,半浸槳裝置浸沒面積也隨之減小,約為47%。該狀態下,油缸活塞桿伸出長度回歸到零位設計值,油缸活塞桿在A1點承受最大應力,其力臂長度為354 mm,A1點的最大受力彎矩為1 696.69 N·m。因此,活塞桿槳葉浸沒面積為47%的條件下,受到最大垂向7 336.5 N的壓應力和1 696.69 N·m的側向彎矩。

2.3 槳葉30%浸沒面積油缸受力分析

當該艇逐漸提速達到最高航速的過程中,半浸槳裝置浸沒面積進一步減小,約為30%。該狀態下,油缸活塞桿伸出長度達到最小值,在A1點承受最大應力,其力臂長度為290 mm,A1點的最大受力彎矩為2 370.11 N·m。因此,在槳葉浸沒面積為30%的條件下,受到最大垂向2 228.9 N的壓應力和2 370.11 N·m的側向彎矩。

3 油缸活塞桿強度有限元分析

根據推進裝置的受力分析與液壓油缸的設計資料,對半浸槳推進裝置的垂向油缸進行初步設計?；钊麠U直徑為60 mm,油缸內徑為80 mm,油缸外徑為100 mm,詳細尺寸見圖4。

圖4 垂向油缸尺寸圖(單位:mm)

為了對油缸在不同負荷工況下的受力進行可視化分析,采用Solidworks軟件的有限元分析程序對3種浸沒面積下油缸活塞桿的受力情況進行模擬。

3.1 油缸三維建模

在利用Solidworks軟件對油缸進行模型建立時,為了縮短計算時間,更為快速得到相關數值,模型中沒有對密封圈槽、倒角和凸臺等部位進行細節化,并默認該模型不存在材料缺陷和焊接缺陷,活塞桿及缸筒均采用硬度較高、耐腐蝕性能優良的不銹鋼2205材料。材料的力學性能如下:屈服強度σs≥450 MPa,抗拉強度σb≥620 MPa,伸長率≥25%,硬度≤310 HB。垂向油缸三維模型見圖5。

圖5 垂向油缸三維模型

3.2 活塞桿不同伸出長度強度校核

對油缸進行三維建模后的有限元分析發現,在對應的浸沒面積下,活塞桿伸出最大長度分別在最大、零位和最小的受力狀態時。通過表3中活塞桿在不同長度下的數據對比可知:零位狀態下的靜應力最大為106.3 MPa,最大行程時的活塞桿位移值最大為0.135 mm,兩項數值對應2205材料最大屈服強度下的安全系數均在合理范圍之內,故該油缸活塞桿的強度設計安全可靠。

表3 油缸活塞桿最大應力與最大位移

3.3 油缸靜壓力分析

半浸槳推進裝置在高速航行過程中因船體不斷受到來自于外界的沖擊,而且由于波浪的影響,船體和推進裝置經常處于從空氣中跌落至水面的狀態。由于跌落的勢能較大,因而會給垂向油缸增加額外的沖擊負荷。在常規計算中,此沖擊載荷取值為正常受力的2.5倍,因此還需對油缸所承受的沖擊壓力進行校核。

已知垂向油缸在航行過程中所承受的最大垂向力為Fv=7 910.1 N,其2.5倍的沖擊載荷為19 775.25 N,此工況下油缸的壓力P為

式中:F為沖擊載荷,N;S1為油缸內徑面積,mm2;S為油缸活塞桿截面積,mm2。

計算所得油缸的壓力為8.99 MPa,而該油缸的設計壓力為10.00 MPa,故油缸在額外沖擊載荷下的壓力也是安全可靠的。

4 壓力試驗

為了進一步驗證該垂向油缸設計的可靠性,本文根據所設計的油缸參數制作了1只油缸進行臺架負載試驗。垂向工作油缸的側向力由液壓油缸施加(10 kN),垂向力由配重架施加(5 kN),垂向力配重架上布置1個振動儀。該試驗裝置由1個電磁閥塊自動控制垂向油缸活塞桿的伸縮動作,側向力油缸固定施加10 kN的壓力。該試驗持續進行了5 d的模擬試驗,每天試驗時間為6～8 h。結束后檢查垂向油缸活塞桿的變形和油缸的漏油情況,發現油缸的各項指標完全正常,從而進一步驗證了該垂向油缸設計的可靠性。

5 結語

半浸槳推進裝置垂向油缸承受了來自于槳葉轉動產生的垂向力和側向力,直接影響著半浸槳推進裝置的工作性能。本文通過對垂向油缸進行三維建模,并結合實例應用的相關參數對模型進行有限元強度分析,理論上證明了該垂向油缸關鍵技術參數是符合設計要求的。最后通過油缸實物的臺架負載試驗,進一步驗證了該油缸設計的可靠性,為同類型產品的設計驗證提供了技術參考,但后續還是有必要在實船上進行實物的應用驗證。