船用拖曳绞车抗冲击时域分析

袁 倩，李琼玥，麻 昔

（中国船舶重工集团有限公司第七一〇研究所，湖北 宜昌 443003）

0 引言

21世纪是海洋的世纪，随着海洋环境探索需求和军事活动的增加，水下拖曳系统作为海洋探测的一部分，对其具有重大的意义。借助水下拖曳系统，可以进行海洋学要素的测量，以及海底考察与摄影。而随着作业深度的增加，有必要借助拖曳绞车对水下探测设备进行自动收放[1-2]。

拖曳绞车一般安装于船尾甲板上，可能处于水下爆炸造成的冲击环境之中，一旦绞车由于冲击作用而发生错位或者破坏，将直接影响到水下拖曳系统的正常收放。因此，根据标准GJB 1060要求，将拖曳绞车的抗冲击等级定为 A级，有必要对拖曳绞车进行冲击数值仿真计算，这对于提高绞车的抗冲击能力具有很重要的现实意义[3]。本文采用有限元软件ABAQUS对绞车进行抗冲击仿真计算，分析其具体结构的应力分布以及不同部件的加速度响应，对拖曳绞车的设计可提供重要的参考[4-6]。

目前，主要的船用设备抗冲击仿真计算方法分为时域分析方法和动力设计分析方法（DDAM）[7-9]。动力设计分析方法是以模态分析理论为基础，其输入载荷是冲击谱，能分析设备的高阶破坏模式，计算时间短，但正是基于模态分析理论，因此只能分析线弹性安装的设备，且只能在线弹性范围计算设备的破坏特性，不能得到设备的瞬态响应；而时域分析方法虽然计算时间较长，但能对设备在时域上进行瞬态分析[10-14]。

由于拖曳绞车中各结构间存在较多接触关系，属于非线性范畴，因此采用时域分析方法进行计算能得到更为准确的计算结果[15]。

1 拖曳绞车计算模型

采用专业有限元前处理软件 ANSA进行网格划分和装配连接。模型中的小特征（小孔、倒角和圆角）及不重要的零部件进行了简化及移除。

结合绞车结构特点，卷筒蒙皮厚度相对其整体尺寸较小，将其处理为 shell单元；卷筒两端轴套与轴承座之间通过轴承相连，该区域结构相对复杂，且存在较多接触对，因此对该部分进行实体建模；而绞车支架厚度为 5 mm，将其处理为 shell单元；整体有限元模型如图 1所示。

图1 绞车有限元网格模型Fig.1 Finite element mesh model of winch

绞车装置由多个零件组成，各零件之间存在接触关系，根据各零件之间的关系，将之分2类进行处理。一类进行绑定约束（tie），如导向杆、丝杠与排缆器之间，轴承座、液压阀组、控制柜与支架之间，这些结构没有相对运动，因此采用绑定约束（tie），且tie可以将2个网格划分截然不同的区域连接。另一类是面面接触（contact），由于轴和其接触零件之间存在相互运动，将轴承与轴、轴与轴承座、轴承与轴承座之间定义接触，相互之间设置摩擦系数，摩擦系数设为0.15。由于模型进行了简化处理，其三维模型质量与实际质量还存在差异，因此需要对质量进行调整，将三维模型质量控制在0.05%以内。

根据绞车结构特点和安装位置，在其支架底部加厚部位进行固定约束，约束该区域节点的6个自由度。

2 绞车的冲击载荷

目前，绞车时域冲击仿真分析的冲击载荷有2种输入形式：1）使用实际测得的时间历程曲线；2）根据标准和规范计算的时间历程曲线。考虑到舰船受到的冲击环境相当复杂，实测曲线只是某一次冲击数据，而不具有典型性，因此本文采用相关标准规范中双三角曲线的方法确定冲击环境，对绞车进行冲击加载和分析。双三角曲线的前提是得到标准冲击谱，即最大位移谱值为D0，速度谱值为V0，最大加速度谱值为 A0。然后，根据下列关系式进行转换，得到1个正负2个脉冲、二者面积相等的曲线[16-17]。

但对于设计初级阶段的设备而言，其冲击环境一般并不能完全明确，因此，在没有具体的冲击谱规定时，上式中的A0和V0一般采用国军标GJB 1060.1—91中相关公式进行计算。本文绞车设备抗冲击等级为A级，根据GJB 1060.1—91中水面舰艇用的设计值给定冲击方向上的冲击设计加速度。根据上述要求，不同方向冲击时，其设计值如下表 1所示，其中加速度计算公式按下式计算，最终得到加速度时间曲线如图 2。

表1 甲板部位冲击输入表Table 1 Deck impact load table

图2 冲击载荷时间历程曲线Fig.2 Time history curve of impact load

3 绞车冲击仿真计算及结果分析

根据GJB 1060中对A级设备的失效规定，设备的 Von Mises应力应不超过设备材料的屈服应力，否则认为该设备在冲击载荷下失效。拖曳绞车为A级设备，设材料屈服强度为σs。

3.1 拖曳绞车冲击计算

3.1.1 拖曳绞车在垂向冲击作用下的仿真结果

垂向冲击作用下，提取绞车某一典型时刻的应力分布云图如图3所示。由图可知，绞车整体受力较小，只有局部区域应力较大。应力最大区域主要集中在轴承座安装位置正下方的支架上、卷筒两端轴承座上加筋位置、卷筒轴套与卷筒端板连接位置等。

图3 垂向冲击下绞车Von Mises应力云图Fig.3 Von Mises stress nephogram of winch under vertical impact

由于控制柜，液压阀组、防松马达等装置结构较为复杂，模拟难度较大，本文采用的是简化模型，仅考虑了其外部形状和重量，因此已不能通过分析这些装置上的应力分布来判断其抗冲击能力，故后续应力分析中将不考虑其受力情况，而通过分析其加速度响应来分析其抗冲击能力。

拖曳绞车控制柜、液压阀组及防松马达加速度时间曲线如图 4所示。从图中可以看出，控制柜和液压阀组的加速度响应曲线有明显的峰值，且二者的峰值相差不大，衰减趋势也相同，只是衰减周期不同。这与2个子设备的安装位置有关，二者都安装在绞车支架同一区域，只是二者重量不同，故而周期不同。防松马达重量较轻，且安装于导缆杠上，导缆杠为细长结构，刚度较弱，因此其衰减较慢。

图4 垂向冲击下绞车配置子设备加速度响应曲线Fig.4 Acceleration response curve of winch submodel under vertical impact

3.1.2 拖曳绞车在横向冲击作用下的仿真结果

图5-6为横向冲击作用下绞车应力云图和加速度时间历程曲线。

图5 横向冲击下绞车整体结构应力云图Fig.5 Von Mises stress nephogram of winch under transverse impact

图6 横向冲击下绞车配置子设备加速度响应曲线Fig.6 Acceleration response curve of winch submodel under transverse impact

3.1.3 拖曳绞车在纵向冲击作用下的仿真结果

图7为绞车某一时刻整体结构应力云图，绞车控制柜、液压阀组和防松马达加速度响应曲线如图8所示。

图7 纵向冲击作用下绞车整体结构应力云图Fig.7 Von Mises stress nephogram of winch under longitudinal impact

图8 纵向冲击下绞车配置子设备加速度响应曲线Fig.8 Acceleration response curve of winch submodel under longitudinal impact

3.2 数值仿真计算结果分析

3.2.1 应力对比

根据绞车材料屈服极限σs，对比图3、图5、图7，得到表2：3种冲击方向下绞车各结构最大Von Mises应力统计情况。从表中数据可以看出，3个方向冲击作用下，拖曳绞车所受应力均小于其材料屈服极限，能够满足结构的抗冲击要求。3种冲击作用下，最大应力出现位置也不同。垂向冲击作用下，绞车支架结构所受应力最大，支架结构有较多直角过渡位置，这些位置容易出现应力集中，尤其是轴承座安装位置正下方，该处位置底部是绞车甲板安装座，上方承受卷筒的重量，在垂向冲击下，本身所处冲击环境就比较严峻，因而该处位置的结构应尽量处理为圆滑过渡，避免局部应力集中。横向冲击下，卷筒与轴承、轴承安装座接触处应力最大，结合绞车结构特征，横向冲击方向与绞车卷筒轴向为同一方向，轴承轴套与轴承座在冲击方向往复振动，造成连接位置应力较大。纵向冲击下，最大应力出现在排缆丝杠与排缆器连接位置。

表2 三向冲击下绞车各结构最大Von Mises应力统计表Table 2 Statistics of maximum Von Mises stress of each structure under three-dimensional impact load

3.2.2 加速度响应对比

对比图4、图6、图8，对于3个方向的加速度响应曲线，垂向冲击下，控制柜与液压阀组有明显峰值，且两者峰值接近，峰值出现时间相近，均稍滞后于载荷峰值时间，且峰值大小要比载荷值大很多。防松马达的加速度响应曲线没有明显峰值，但整体响应比控制柜与液压阀组大，且周期最长，这说明加速度响应周期和子设备安装位置有关。

横向和纵向冲击作用下，3个子设备的加速度响应曲线均没有在载荷峰值时间附近出现明显峰值，而是都出现了振荡现象。3个设备振荡规律不同，控制柜与液压阀组经过短时间的高频大幅度振荡后，会有逐渐衰减趋势，但防松马达的加速度响应曲线则没有明显衰减趋势，不易进入稳定状态。

对比同一子设备在3种冲击作用下的加速度响应曲线，可以发现，对于液压阀组，垂向冲击为主要响应方向，横向和纵向响应相对垂向响应值，可以忽略；而控制柜和液压阀组，其横向冲击响应峰值约为垂向峰值的一半，纵向响应峰值较小。

表3 绞车配置设备加速度响应峰值对比Table 3 Comparison of peak acceleration response of winch submodel

4 结束语

本文对拖曳绞车的抗冲击仿真计算进行了分析和研究。根据绞车结构特点和各构件连接方式，建立合适的仿真模型，针对绞车安装方式和位置，选择相应规范作为冲击输入载荷，计算拖曳绞车在垂向、纵向、横向冲击作用下的冲击响应。仿真结果表明：

1）在垂向冲击载荷作用下，拖曳绞车轴承座安装位置正下方的支架上所受应力较大；横向冲击下，最大应力出现在卷筒与轴承、轴承安装座接触区域；纵向冲击下，最大应力出现在排缆丝杠与排缆器连接位置。

2）3个方向冲击下，拖曳绞车结构所受应力均小于材料屈服极限，满足规范抗冲击要求，但局部结构可以通过优化设计进一步提高抗冲击能力。

3）拖曳绞车子设备安装位置不同，加速度响应规律明显不同，对于固定安装于绞车支架上的控制柜和液压阀组，其加速度响应曲线有明显的衰减趋势，而对于悬挂于绞车导缆杠上的防松马达，其加速度响应周期长，峰值衰减不明显；不同方向冲击作用下，控制柜和液压阀组只在垂向冲击作用下有明显峰值，防松马达的3方向加速度响应没有明显峰值；同一子设备不同冲击方向作用下，其加速度响应周期变化不大。