基于ABAQUS的转叶式舵机接触状态仿真与分析

倪培源 韦红钱 端传捷

（1.南京中船绿洲机器有限公司，南京 210000；2.河海大学 港口海岸与近海工程学院，南京 210000）

1 研究背景

船舶舵机是重要的船舶操纵设备，其性能直接影响船舶的稳定性和安全性。舵机在受力后，接触状态会发生变化，可能因接触面之间产生位移而漏油，轻则导致转舵速度变慢，单边不能操舵，删除压力下降，重则会出现严重的跑舵现象，影响整个系统正常使用。因此，有必要重视舵机受力后导致位移增大引起的漏油现象。

转叶式舵机是一个结构复杂的系统，目前没有公开发表的文献完整地分析舵机整机强度。一方面，由于舵机系统的构件繁多，结构普遍复杂，还承受着多种固-液耦合的载荷形式，数值建模的难度很大；另一方面，舵机的各个构件之间存在大量的接触效应，计算过程为非线性计算，极大地增加了分析过程的计算量和收敛难度。如果将舵机分解为单独的若干主要构件的组合进行数值模拟，则无法保证分解的每个单独构件的受力形式和约束条件与实际的受力情况相符。因此，有必要对整机进行有限元分析。

2 国内外研究现状

黄裕健等[1]分析了舵机的下端盖密封填料盘根出现漏油的问题。罗忠杰[2]指出目前出现的船舶海损事故中有可能是液压舵机故障引起的，因此加强舵机安全、确保舵机正常工作是降低事故出现概率、减少海损事故的重要措施。王必改[3]介绍了某船舵机转舵速度慢的故障发生经过及故障的排除过程，通过分析故障原因，指出转舵机构内漏严重是造成故障的主要原因。黄灵勇[4]从目前发生的船舶海损事故分析发现，因船舶发生海损的占比相当大，多与舵机故障有关，所以应该加强对舵机的检测。

3 舵机数值模型建立

考虑到舵机转速很慢（65°/28 s），可以近似为准静态问题处理。

3.1 舵机三维有限元模型建立

根据800 kN·m转叶式舵机的几何参数，利用Pro/E三维建模软件建立转叶式舵机的实体模型。将整机由缸体、缸盖、静叶、转子、上下衬套、盖板、轴承和4种类型的60个螺栓等零件组成，改为舵机由缸体、缸盖、静叶、转子、衬套、盖板、推力轴承及螺栓等零件组成。然后，将实体模型导入ABAQUS中进行必要的前处理，并适当切分实体，以便实现网格划分。装配整体模型如图1所示。

图1 ABAQUS舵机整体模型建立

3.2 材料属性

舵机零部件较多，零部件材料也不尽相同，具体材料及参数如表1所示。

表1 材料属性表

3.3 边界条件与接触设置

转叶式舵机底部通过预紧力螺栓与船舶甲板固定，其余各个部件表面的接触关系可以分为摩擦接触和绑定接触两类[5]。

3.3.1 摩擦接触关系的表面

摩擦接触关系的表面包括螺栓1螺母底面与缸盖顶面、螺栓2螺母底面、缸盖加劲板的顶面、螺栓3螺母底面、缸体底加劲板顶面、螺栓4螺母底面、缸盖部分底面、缸体顶面、静叶顶面、缸盖底面、底面与缸体内部底面、背面与缸体内壁、推力轴承与转子以及转子与上下衬套。

3.3.2 绑定接触关系的表面

绑定接触关系的表面包括螺栓1螺杆侧面、缸体螺孔内侧面、螺栓2螺杆侧面、螺栓3螺杆侧面、螺栓4螺杆侧面、静叶螺孔内侧面、上压盖与缸盖的接触表面、下压盖与缸体的接触表面、推力轴承与缸体接触的表面以及销轴与缸体及静叶的接触表面。

3.4 单元类型及网格划分

在有大量接触的情况下，不能使用六面体和四面体的二次单元。在采用四面体一次单元时，为了达到更好的计算结果，通常需要提高网格的密度，将导致网格数量增加，因而需要更多的计算时间。在同样的全局种子数量下，与四面体单元相比，采用六面体单元将会大幅减少网格的数量，从而减少计算时间。同一个模型，六面体单元的计算结果比四面体单元的计算结果精度要更高，因此应尽量使用六面体一次单元。在HD80-3转叶式舵机的静力学分析中主要采用六面体单元，单元类型为C3D8I，在复杂形状处结合四面体单元。具体网格划分情况如图2所示。

图2 各主要部件网格示意图（六面体为主）

3.5 施加荷载

3.5.1 螺栓预紧力

转叶式舵机螺栓的数量多预紧力大，是受力分析的重要部件，并且涉及到接触问题，需要重点考虑。在建立模型的接触关系前，模型的实体可能出现位移，同时突然改变接触条件，会导致ABAQUS无法收敛。针对这个问题采取的处理方式是使用额外的分析步和边界条件，使模型平稳进入接触状态，将荷载逐步施加到模型上。

第1个分析步：在螺栓上只施加很小的预紧力（100 N），平稳建立各个接触；

第2个分析步：去掉缸盖及静叶的约束条件，根据实际情况施加螺栓上的预紧力；

第3个分析步：将螺栓的预紧力改为Fix at current length。

图3 螺栓预紧力及舵杆重力施加

3.5.2 自重

由于该转叶式舵机体型较大，自重将是不可忽略的因素，需要在初始分析步为各个部件施加重力加速度。

3.5.3 舵杆竖向力及水平力

在第3个分析步中，建立转子参考点和参考点与转子内表面的MPC约束，施加舵杆对转子向下的拉力，其水平方向力为900 kN，竖直方向力为700 kN。

3.5.4 工况和油压

考虑到舵机经常处于工作状态，选取工作压强为7 MPa， 极限工作压强为13.125 MPa。工况1考虑最危险工况，即转子叶片位于两个静叶中间（即正舵位置），一个叶片隔出两个大小相同的腔体，一个腔体有油压，另一个腔体中无油压；工况2以转子叶片位于静叶中间为初始位置，向左旋转12°改为左舵12°，叶片在两个静叶之间隔出一大一小两个腔体；工况3转子处于最大行程状态（极限位置），转子与静叶相接触。施加位置为缸体内壁和缸体顶面密封圈内的环面、缸盖对应腔体的位置、缸盖密封圈内的环面以及静叶与转子组成的表面。

4 接触面接触状态及接触位移分析

计算缸体和缸盖间、静叶和缸体间的接触状态和接触位移后，发现工况3是最危险的工况。下面给出工况3的计算结果。

对该转叶式舵机分别施加7 MPa和13.125 MPa的油压后，缸体内各接触面的接触状态如图4和图5所示。白线外侧区域表示接触面闭合，部分存在小幅滑动（对于图5静叶则是所有白线围成的区域）；白线内侧区域则表示接触面之间分离。施加不同的油压后，静叶与缸体和缸盖之间能够紧密贴合形成封闭的面，防止油泄露。缸盖与缸体之间接触面存在分离的情况。随着油压的增加，分离的面积也在增加，但是缸体与缸盖之间有密封圈阻止油的渗透。

图4 13.125 MPa时缸体与缸盖接触面接触状态

图5 13.125 MPa时静叶与缸体接触面接触状态

密封圈能否阻挡油的渗透，主要在于缸盖与缸体之间的相对位移大小。当对舵机内部施加较大的油压后，缸盖与缸体之间有小幅的张开角，其变形示意图如图6所示。

图6 缸体与缸盖相对位移图

工况1条件下，施加7 MPa正常工作压强以及13.125 MPa 极限压强后，密封圈内边缘缸体与缸盖之间的相对位移为0.02 mm和0.07 mm；工况2条件下，施加7 MPa正常工作压强和13.125 MPa极限压强后，密封圈内边缘缸体与缸盖之间的相对位移为0.028 mm和0.093 mm；在工况3条件下，施加7 MPa正常工作压强和13.125 MPa极限压强后，密封圈内边缘缸体与缸盖之间的相对位移为0.038 mm和0.127 mm。密封圈是超弹性材料，产生的变形足够抵消缸盖与缸体之间的相对位移，能够满足密封要求。

密封圈内边缘缸体与缸盖之间的相对位移主要与转子的位置和施加的油压有关。转子旋转产生的封闭腔体越大，位移越大。施加的压力越大，位移也越大。

5 结语

通过有限元分析可知，在目前的油压（工作压强和极限压强）下，缸体和缸盖以及缸体和静叶间虽有微小位移，但接触位移都没有贯通，即没有出现漏油风险。但是，与黄裕健等人分析的强度潜力相比，接触漏油是舵机的薄弱环节。虽然这里没有考虑密封条的影响，但钢材受力并不受影响。因此，在选择密封条的材料时，应该选择寿命长、受温度影响小以及弹性好的材料，从而提高密封效果，降低漏油风险。