海洋平臺疲勞測試試驗臺設計（優(yōu)秀含CAD圖紙+設計說明書）,海洋,平臺,疲勞,測試,試驗臺,設計,優(yōu)秀,優(yōu)良,cad,圖紙,說明書,仿單 本 科 畢 業(yè) 設 計 海洋平臺疲勞測試試驗臺設計 摘 要 茫茫的海洋里蘊藏著豐富的石油、天然氣等資源，而海洋平臺是開發(fā)海洋資源的主要紐帶。然而，海洋平臺所處的環(huán)境非常復雜且惡劣，最上層有海風侵襲，中間層有海浪拍打，最底層有海流腐蝕，在多個外載荷的影響下，海洋平臺的抗疲勞能力明顯下降。海洋平臺出現(xiàn)失效破壞會影響平臺的安全性和使用壽命，因此，對海洋平臺進行實時檢測顯得至關重要。 本課題通過研究海洋平臺疲勞測試試驗臺，根據(jù)海洋平臺的實際尺寸，按規(guī)定比例縮放創(chuàng)建出海洋平臺疲勞測試實驗臺模型的總體結構，模擬海洋平臺在惡劣的環(huán)境條件下，受到海風力、海浪力以及海流力的共同作用而出現(xiàn)疲勞損失和結構斷裂，記錄好數(shù)據(jù)以及發(fā)生的原因并及時進行數(shù)據(jù)分析和處理。 總體提出了海風、海浪、海流三層試驗臺工作的方案，確定了旋轉機構和升降機構，校核了螺栓、鍵、懸臂梁和軸的強度，滿足設計要求。 為實際海洋平臺的安全監(jiān)測、設備維護、事故診斷提供實用的理論支持，對增強海洋平臺的可靠性和提高海洋平臺的使用壽命有著極大的幫助。 關鍵詞：海洋平臺；疲勞測試；試驗臺；外載荷； Abstract The vast ocean is rich in oil, natural gas and other resources and it is the main link between the exploitation of marine resources.However，the offshore platform encounters a complex and bad environment，there is wind in its topmost and its intermediate layer is patted by the waves and its lowest level is corroded by the ocean current.Under the influence of a plurality of external loads, the resistance to fatigue of offshore platform decreases significantly,besides，structural elements of the platform will be a variety of aging because of service life. Therefore,it is very important to test the safety of offshore all the time. This study is to design a piece of equipment of offshore platform fatigue test platform，depending on the actual size of the offshore platform and according to the provisions of scaling to create the overall structure of the offshore platform fatigue test bench model. Simulating offshore platform in harsh environmental conditions and it is forced by the sea wind, waves and currents force which leads to fatigue damage and fracture structure.Recording the data as well as the cause and timely analyzing and processing it. The test bench program of work of sea level, sea level, ocean current layer are proposed，determining the rotation mechanism and the lifting mechanism and checking the strength of bolts, keys, cantilever and shaft that meets the designing requirements. It provides theoretical and practical support for the safety monitoring, equipment maintenance and accident diagnostics of the offshore platforms that it is very helpful to enhance the reliability and improve the life of offshore platforms. Key words: offshore platform；fatigue test ；test bench；external load； 目 錄 1 緒論...... 1 1.1 引言 1 1.1.1 研究背景和意義 2 1.1.2 國內外研究現(xiàn)狀 3 1.1.3 本文研究的內容 4 2 海洋平臺疲勞測試試驗臺研究方案 6 2.1 工作原理及方案 6 2.1.1 工作原理 6 2.1.2 方案一 7 2.1.3 方案二 8 2.2 最后采用方案 10 2.2.1 海風層工作原理 10 2.2.2 海流層工作原理 11 2.2.3 海浪層工作原理 12 2.3 小結 13 3 海洋平臺主要外載荷計算 16 3.1 確定模型所受外載荷 16 3.1.1 風載荷計算 16 3.1.2 海浪載荷計算 18 3.1.3 海流載荷計算 18 3.2 小結 19 4 各元件的選擇及計算 20 4.1 海風層與海流層的液壓缸選擇 20 4.2 海浪層液壓缸選擇 21 4.3 電機的選擇 22 4.4 傳感器的選擇 23 4.5 小結 25 5 關鍵部位的強度校核 26 5.1 液壓缸強度校核 26 5.2 錐齒輪強度校核 27 5.3 平臺立柱強度校核 31 5.5 鍵連接的強度校核 34 5.6 螺栓強度校核 35 5.7 連接軸的強度校核 36 5.8 小結 39 結論與展望 40 參考文獻 41 致 謝 43 III 1 緒論 1 緒論 1.1 引言 目前，隨著科學技術的發(fā)展和成熟，各個國家都更加注重海洋資源的開發(fā)和利用，而更多地建立新型的海洋平臺是開采海洋資源的主要渠道之一。為了適應復雜多變，更加危險的深海區(qū)域，海洋平臺的種類也在逐步變化，縱觀海洋平臺的發(fā)展歷程，海洋平臺的發(fā)展會經(jīng)歷簡單到復雜再到簡單的過程。不僅結構變化，海洋平臺建造時所采用的材料也在變化，從木材建造到鋼材建造，再到鋼筋混泥土建造；結構形式由固定式到移動式，作業(yè)水深由淺水發(fā)展到幾千米深的海域。 按照用途分，海洋平臺可分為[1]：1.石油鉆井平臺 2.海上石油儲存平臺 3.油氣處理平臺 4.生活用以及船舶停靠平臺。 按照能否移動可分為：移動式和固定式海洋平臺。前者還能分為坐地式海洋平臺、自升式海洋平臺、半潛式海洋平臺，而后者也可以分為導管架海洋平臺、混泥土重力式海洋平臺、張力腿式海洋平臺和牽索塔式海洋平臺。 按照材質則可以分為：木質平臺、鋼質平臺、鋼筋混泥土平臺和混搭式平臺。 不管是哪種海洋平臺，它都處于一個及其復雜，難以預估的環(huán)境當中，這種沒有規(guī)律的外界干擾極大影響了海洋平臺的安全性。在海洋平臺建造和使用的過程中，歷史上也發(fā)生了很多次重大事故，這些事故發(fā)生的直接原因無非就以下幾種:1.結構構件的強度不足，2.浮力儲備和結構的穩(wěn)定性不夠，3.平臺管理和生產操作不當， 結構破壞的形式又分為：⑴屈服失效破壞，⑵疲勞失效，⑶脆性斷裂失效[1]。 這些事故發(fā)生的原因通常情況不會是瞬間就發(fā)生的，而是長期積累的結果，是需要一個發(fā)展過程的，如果我們能夠在事故發(fā)生之前，通過一套裝置來檢測到平臺存在的危險情況，對于現(xiàn)有的災難性問題，就能及時提出更好的解決方案，從而降低事故的發(fā)生率，經(jīng)濟的損失和人員傷亡也會及時得以控制。 當今，國內外對海洋平臺疲勞失效的實時檢測沒有深入的研究，一方面，研究的問題復雜多變，無規(guī)律；另一方面，需要大量的經(jīng)濟來源和技術支持；所以，開發(fā)一套能實時檢測平臺安全狀況的裝置迫在眉睫，并具有實用性和極大的價值意義。 1.1.1 研究背景和意義 近年來，隨著社會的發(fā)展，各種各樣的機器如汽車、飛機、船舶、工業(yè)設備農業(yè)機器等得到了普及。然而，這些交通工具或其他機械設備也需要越來越多的能源，陸地上的石油、天然氣、煤炭等資源已經(jīng)不能完全滿足人類的需求，因為大部分的陸上油田開采量已經(jīng)超過可開采儲量的70%，可以說，大陸架油氣資源的開發(fā)已經(jīng)度過黃金期。為了更好地促進和保持社會的平穩(wěn)發(fā)展，向海洋開采更多的資源已經(jīng)亟不可待。 在地球上，有70%的面積屬于海洋，它蘊藏著豐富的能源資源，據(jù)估計，海底石油的總含量約有1350億噸，占據(jù)了世界石油總儲量的2/3。另外，海底約有140萬億平方米的天然氣，約是世界總天然氣的1/3。陸地的石油開采程度已將近尾期，多數(shù)地區(qū)的石油資源已變得枯竭，開采環(huán)境變得極其惡劣，開采成本不斷上升或者依靠現(xiàn)有的技術和設備根本無法開采。種種原因，不得不使人們想方設法向海洋這個大資源市場進軍，各種開采和利用海洋資源的工具設備被創(chuàng)造出來，如水下機器人、波浪能發(fā)電機、水下自主航行器、潮汐能發(fā)電機、海洋鉆井平臺、海底探測器等。 海洋平臺是海上資源開發(fā)的橋梁，在海上實施鉆井、開采石油、集中運輸、海上觀測、遠距離導航等各種海上作業(yè)都需要依靠海洋平臺。世界許多國家如日本、韓國、美國、英國、挪威等都是與海洋相鄰，擁有很多海洋領域，這些國家都看重海洋資源的開發(fā)和利用。因此，建造更多的海洋平臺或者開創(chuàng)更先進的海洋平臺已經(jīng)成為這些國家的重點項目之一。所以，確保海洋平臺的安全性、可靠性、經(jīng)濟性和實用性不僅能夠避免重大事故的發(fā)生，而且還能夠順利、方便、快捷、高效地利用海上資源。 疲勞試驗機應用廣泛，通常對車輛、船舶、飛機、管道和機床的關鍵部位進行疲勞試驗，確保零件的耐用性、可靠性和安全性等。統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，機械零件在工作時，大部分的零件失效是疲勞導致的，而最后出現(xiàn)的結果往往會產生極大的危害。因此，通過實驗研究金屬材料抗疲勞的性能是有實際意義的。 海洋平臺結構復雜，體積龐大，并且它處在一個惡劣的海洋環(huán)境當中，同時受到多種隨機載荷，包括海風力、海浪力、海流力、 海冰、地震等聯(lián)合作用；海洋生物粘附，海水腐蝕，地基土壤沖刷以及材料老化、機械損傷和疲勞磨損積累等不利因素，直接影響海洋平臺的安全性和使用壽命[2]。 本課題通過研究海洋平臺疲勞測試實驗臺，提出解決問題的可行方案，為實際海洋平臺的安全監(jiān)測、設備維護、事故診斷提供實用的理論支持，保證海洋平臺能夠處于一個良好的工作狀態(tài)。 1.1.2 國內外研究現(xiàn)狀 海洋平臺疲勞測試試驗臺的工作原理與一般的疲勞測試試驗機的工作原理大致相同。疲勞測試試驗機有機械式、超聲波式、電磁諧振高頻疲勞式等種類，隨著科技的進步，計算機技術的逐步成熟，液壓控制系統(tǒng)的日臻完善,如今，良好的頻率跟隨性是電液伺服疲勞試驗機的特點之一，它擁有以下的優(yōu)點： 1.頻率范圍廣、功能強大，控制系統(tǒng)的性價比高 2.負荷變化廣、可靠性高 3.可加載各種波形，如正弦波、方波、三角波等及任意函數(shù)波 4.響應速度快，測量以及控制負荷、行程的速度快，而且精度高 5.通過配有上位機，可進行復雜的程序控制，數(shù)據(jù)存儲、處理分析，打印和顯示結果 以上這些優(yōu)點，正好可以滿足模擬海風力、海流力和海浪力的輸出。 目前，擁有生產這種先進電液伺服疲勞試驗機能力的國家主要有美、英、日、德等國，這些國家制造的電液伺服疲勞試驗機具有高精度，功能強大，性能良好，性價比高的優(yōu)點。電液伺服疲勞試驗機是集機械、電子、計算機技術、液壓技術為一體的設備，可以準確完成測試試驗力、變形、位移等變化并進行數(shù)據(jù)分析處理，顯示試驗結果。為了滿足工程材料的高頻疲勞測試，美國研制出了電液高頻疲勞試驗臺如圖1-1，最大的加載力達到25KN，試驗的工作頻率高達1000HZ；日本在研制疲勞試驗機方面也是世界一流的，不僅研制了超高頻試驗機，該頻率可達15000HZ—30000HZ，最大應力可達65Kg/m2，同時還推出了極具代表性的超聲波疲勞試驗機如圖1-2，超聲波疲勞試驗機的創(chuàng)建大大縮短了試驗周期，不僅節(jié)省了試驗成本，還在短時間內得出試驗結果，為工程的建造贏得了寶貴的時間。 國內的疲勞試驗機相對外國來說，起步比較晚，技術落后，性能差，但發(fā)展快。在20世紀50年代，國內采用的疲勞試驗機仍是機械式振動臺；到70年代，國內引進了英國研制的1603型電磁諧振高頻疲勞試驗機如圖1-3，并借鑒了其中的一些先進技術，研制出新型的高頻疲勞試驗機。在2014年9月，在廣西桂林舉行了第十七屆全國疲勞與斷裂學術會議”，會議上還展出了國家科技部重大科儀專項“”產品電液伺服疲勞試驗機如圖1-4，說明我國的電液伺服疲勞試驗機的生產技術提升了一個高度。 從疲勞測試試驗臺的各個種類可以知道，都是通過測試單個零件，然后根據(jù)測試結果，得出相應理論，并確定該零件是否適合運用于某個工程上。然而，對于海洋平臺疲勞測試實驗臺，是利用應變片、聲發(fā)射檢測儀等傳感器對整個平臺進行實時監(jiān)測，但測試系統(tǒng)也往往比較復雜；在國內外，現(xiàn)有的技術成果較少，相關的研究又需要大量的經(jīng)費，同時還會受到復雜多變的環(huán)境問題的影響，平臺受到的載荷往往是不規(guī)律的，多因素造成的，另外，要對整個海洋平臺進行實時監(jiān)測，也是具有很大難度的，這些都給研發(fā)帶來了巨大的困難。 圖 1-1 MTS公司的電液高頻疲勞試驗臺 圖 1-2 日本的超聲波疲勞試驗機 圖 1-3 電磁諧振高頻疲勞試驗機 圖 1-4 電液伺服動態(tài)疲勞試驗機 1.1.3 本文研究的內容 本課題主要研究的目的是設計一套測試海洋平臺疲勞特性的模型實驗裝置，主要的研究內容包括，海風層、海浪層和海流層動力輸出裝置的液壓回路結構、海洋平臺的模型、轉動機構、升降機構和四層圓環(huán)形鋼板結構以及傳感器和電機的選擇。 1. 擬解決的關鍵問題： （1）模擬海風層的動力輸出裝置的液壓結構； （2）模擬海浪層的動力輸出裝置的液壓結構； （3）模擬海流層的動力輸出裝置的液壓結構； （4）海洋平臺的模型，尺寸計算，強度校核； （5）傳感器的選取、電機的選取，包括傳感器的原理，電機的參數(shù)等； （6）四層圓環(huán)形鋼板結構的確定，各動力輸出裝置在相對應鋼板層的安裝問題； (7) 轉動機構和升降機構的確定。 43 2 海洋平臺疲勞測試試驗臺研究方案 2 海洋平臺疲勞測試試驗臺研究方案 2.1 工作原理及方案 2.1.1 工作原理 海洋平臺疲勞測試試驗平臺主要由動力裝置、傳動裝置、執(zhí)行裝置、工作對象和控制裝置五部分組成，其原理框圖如圖2-1： 圖 2-1 試驗臺工作原理框架圖 各個實驗層均由液壓回路控制，電機或氣動馬達作為動力源，通過液壓回路中的各個元件如液壓泵、換向閥、溢流閥和壓力繼電器等進行控制，改變壓力的大小、流量的多少和方向來實現(xiàn)所需要求。液壓缸作為動力輸出的執(zhí)行機構，作用在固定的試驗臺上，根據(jù)實際的外載荷情況，模擬載荷按照一定規(guī)律輸出。同時，海洋平臺上安裝有傳感器，實時檢測海洋平臺的變形和內部結構的變化，采用上位機作為控制裝置，上位機的控制原理如圖2-2，把檢測到的信號輸送到上位機，上位機對這些信號進行分析、處理和保存。 圖 2-2 上位機控制原理圖 2.1.2 方案一 對于一種機械設備來說，通常有不同的設計方案，那么就需要根據(jù)需要滿足的功能，制造成本，現(xiàn)有技術等條件，分析各個方案的優(yōu)缺點，最后取長補短，得出最佳方案。對于設計海洋平臺疲勞測試試驗臺，重點是設計疲勞試驗臺而并非海洋平臺，試驗層應該滿足兩個功能：第一，實際的外載荷方向不定，液壓缸輸出載荷時，應盡可能在各個角度工作，即可以旋轉；第二，外載荷的作用點也不確定，試驗層應該滿足升降功能。 圖 2-3 圓弧導軌 圖 2-4 齒輪齒條升降機構 方案一所采用的圓弧導軌旋轉機構原理如圖2-3，液壓缸穩(wěn)穩(wěn)地安裝在圓弧導軌滑塊上，滑塊能夠順著圓弧導軌旋轉，并在不同位置上定位。 采用的升降機構如圖2-4，整個機構主要由電機、齒輪、齒條、液壓缸組成，齒輪由電機帶動，并使大齒條帶動平臺實現(xiàn)上升和下降功能，液壓缸起鎖緊作用。 2.1.3 方案二 方案二的旋轉機構如圖2-5，機構由三個輪子、錐齒輪、滑塊架和電機組成，電機帶動錐齒輪，錐齒輪通過軸驅動輪子運轉并繞著圓弧試驗臺旋轉，推動滑塊架一起轉動，液壓缸固定于滑塊架上，這樣就可以讓液壓缸在不同的角度位置停留固定。 圖 2-5 旋轉機構 1-試驗臺 2-滑塊架 3-液壓缸 4-電機 5-錐齒輪1 6-錐齒輪2 7-連接軸 8-滾輪 圖 2-6升降機構 1-套筒1 2-液壓缸 3-小電機 4-齒輪 5-齒條 6-套筒2 升降機構如圖2-6，由液壓缸、小電機、齒輪齒條組成，升降時，上套筒的齒輪旋轉帶動齒條，把與齒條焊接的鎖緊桿拔出，液壓缸工作，到某個位置并停止，則鎖緊桿又往回運動，實現(xiàn)鎖緊。接著，下套筒的鎖緊桿慢慢拔出，之后，試驗臺上升到指定位置，鎖緊桿恢復原來狀態(tài)，實現(xiàn)鎖緊固定。 （1） 旋轉機構和升降機構的運動仿真 對旋轉機構和升降機構進行運動仿真，可以更好地理解這兩個主要機構的工作過程。如圖2-7、圖2-8、圖2-9、圖2-10分別是旋轉機構的工作位置一、位置二、位置三和位置四。所有位置的過程如下：滑塊架固定——液壓缸活塞桿伸出工作——液壓缸停止工作——電機、錐齒輪旋轉工作——滑塊架固定。 圖 2-7 位置一 圖2-8位置二 圖 2-9 位置三 圖2-10位置四 升降機構的仿真工作過程如圖2-11、圖2-12、圖2-13、圖2-14、圖2-15、圖2-16代表動作一、動作二、動作三、動作四、動作五、動作六。整個工作流程是周而復始的，依次順序是：上面的小電機和齒輪動作，齒條拔出——液壓缸和套筒1上升——上面的小電機和齒輪動作，齒條插入鎖緊——下面的小電機和齒輪動作，齒條拔出——試驗臺和套筒2上升——下面的小電機和齒輪動作，齒條插入鎖緊。 圖 2-11 動作一 圖 2-12 動作二 圖 2-13 動作三 圖 2-14 動作四 圖 2-15 動作五 圖 2-16 動作六 2.2 最后采用方案 從兩個方案來看，各有優(yōu)缺點，經(jīng)過對比分析可知道，方案一的優(yōu)點：1.可以實現(xiàn)精確定位；2.升降機構的升降行程大，穩(wěn)定性高。 不足之處：旋轉機構和升降機構的一些零件加工困難，質量重，成本高。 方案二的優(yōu)點：1.加工簡單，質量輕，成本低；2.控制方便，裝配、拆卸等簡單。 不足：定位的精確度沒有方案一高。 本次設計的目的是做出模型，并可以順利工作；從優(yōu)缺點對比可知，方案二的設計不僅可以節(jié)約大量成本，節(jié)約資源，還能滿足模型的各種功能要求，所以，決定選擇方案二。 2.2.1 海風層工作原理 海風層工作原理如圖2-17，海風層動力輸出裝置為脈沖力氣動裝置，其包括氣馬達1、電磁換向閥2、壓力繼電器3、氣缸4，開啟后，電磁換向閥的左位工作，同時氣馬達工作為整個工作回路加壓，當壓力達到預定值時壓力繼電器工作，導致氣缸瞬間輸出一個可控的脈沖力，然后電磁換向閥換到右位工作，整個工作回路卸載，完成一次動作。 圖 2-17 海風層動力輸出裝置原理 2.2.2 海流層工作原理 海流層工作原理如圖2-18，海流層動力輸出裝置為恒力液壓裝置，其包括過濾器、單向定量液壓泵、三位四通電磁換向閥、單作用式液壓缸。定量液壓泵工作回路中的液壓油經(jīng)過濾器進入該回路中，三位四通電磁換向閥的左位工作，導致單作用式液壓缸工作而輸出一個恒力，單作用式液壓缸工作完成后三位四通電磁換向閥的右位工作，工作回路卸載完成一次動作。 圖 2-18 海流層動力輸出裝置原理 2.2.3 海浪層工作原理 海浪層工作原理如圖2-19，海浪層動力輸出裝置為正弦液壓裝置，此正弦液壓裝置有快進、慢進、工進和快退四種工作模式，具體的工作順序如下： a.快進:按下啟動開關，電磁鐵1YA得電，三位四通換向閥左位工作，形成差動回路以實現(xiàn)快進。 進油路：油箱→過濾器→單向定量液壓泵→三位四通換向閥→液壓缸左腔 回油路：液壓缸右腔→行程閥→三位四通換向閥→液壓缸左腔 此快進過程中，溢流閥起安全閥作用，由于采用定量泵，所以液壓缸活塞桿勻速前進。 b.慢進:當液壓缸活塞桿伸出到規(guī)定行程，行程閥被觸動，右位工作。 進油路：油箱→過濾器→單向定量液壓泵→三位四通換向閥→液壓缸左腔 回油路：液壓缸右腔→調速閥→油箱 由于調速閥的作用而實現(xiàn)慢進。 c.工進:當液壓缸活塞桿到達受力體后，液壓缸左腔積壓，第一壓力繼電器動作，此時3YA，4YA同時動作，I電流信號經(jīng)過電流放大器輸入，第一、第二電磁換向閥、分別下位、右位工作。在保證油路安全的條件下，調節(jié)直動式溢流閥溢流壓力始終大于先導式溢流閥的溢流壓力。 進油路：油箱→過濾器→單向定量液壓泵→三位四通換向閥→液壓缸左腔 回油路：液壓缸右腔→第二電磁換向閥→油箱 工進時，先導式溢流閥的調定壓力由其先導閥的開關量大小決定，將溢流閥的遙控口連接到比例溢流閥，輸入電流經(jīng)電流放大器來控制閥的溢流量大小從而控制閥的溢流量大小，最終達到調節(jié)P處壓力的目的，這樣就可以通過編程控制電流的變化來獲得液壓缸輸出不斷變化的壓力。 d.快退:按下快退按鈕，電磁鐵2YA通電，3YA斷電，4YA斷電，三位四通換向閥右位工作，第二換向閥左位工作，第一換向閥上位工作，此時，溢流閥的遙控口與比例溢流閥斷開。 進油路：油箱→過濾器→單向定量液壓泵→三位四通換向閥→單向閥→液壓缸右腔 回油路：液壓缸左腔→三位四通換向閥→油箱 當活塞桿退回原位置后，液壓缸右腔積壓，第二壓力繼電器動作，整個裝置停止工作，恢復到原始狀態(tài)，系統(tǒng)卸荷。 圖 2-19海浪層動力輸出裝置原理 整個裝置按照裝配來分，可以分為海洋平臺、試驗臺、升降機構、旋轉機構和動力輸出裝置如圖2-20，海洋平臺與試驗臺通過圓柱套和立柱套固定在地面上，旋轉機構上的液壓缸工作時作用在平臺上，海風層和海浪層的液壓元件如圖2-21和海浪層的液壓元件如圖2-22。 2.3 小結 本章節(jié)在傳統(tǒng)的疲勞測試試驗機的測試原理基礎上，確定了各動力輸出裝置的工作原理，采用電液伺服控制系統(tǒng)相對機械式、電磁式的控制或驅動方式來說，有明顯的優(yōu)勢。另外，通過比較借鑒齒輪齒條的升降原理以及圓弧導軌的滾動方式，得出了旋轉機構和升降機構的最終方案，滿足了整個裝置升降和在任意角度工作的要求的設計。 圖 2-20 三維裝配圖 1-海風層和海流層的液壓元件 2-旋轉機構 3-海洋平臺 4-試驗臺 5-升降機構6-海浪層液壓元件 圖 2-21 海風層和海流層的液壓元件 圖 2-22 海浪層液壓元件 3 海洋平臺主要外載荷計算 3 海洋平臺主要外載荷計算 3.1 確定模型所受外載荷 海洋平臺受到的外載荷通常是多種多樣且不規(guī)律的，如風載荷、海流載荷、海浪載荷和冰載荷，在特殊情況下，還可能受到地震載荷和外來的撞擊載荷。在這里，為了方便模擬，僅僅計算主要的載荷:風載荷、海浪載荷和海流載荷。 3.1.1 風載荷計算 海洋平臺所受風載荷采用模塊化的計算方法，也就是把整個結構分散成各個易于計算的標準化構件模塊，最后把各構件所受的載荷疊加在一起得到總載荷。模塊化計算法得到的載荷是一個范圍值，如果要得到較準確的值，則需要進行風洞試驗。 標準化構件受到的風載荷可以用公式[3]: （3-1） 公式中：P0為基本風壓，Ch為平臺距離水平面的高度系數(shù)，Cx為平臺的形狀系數(shù)，A為平臺各標準化構件的垂直投影面積 （3-2） 公式中：g是重力加速度g=9.8m/s2，r是空氣比重r=12N/m3，V是設計風速V=51.5m/s 由（3-1）和（3-2）得[3]: （3-3） 表3-1 海上風壓高度變化系數(shù)Ch 海平面以上高度，m ≤2 5 10 15 20 30 40 Ch 0.64 0.84 1.00 1.10 1.18 1.29 1.37 海平面以上高度，m 50 60 70 80 90 100 150 Ch 1.43 1.49 1.54 1.58 1.62 1.64 1.79 表3-2 模型物理量的轉換關系 表3-3 風壓的系數(shù)K值 構件形狀 Cx 球形 0.4 圓柱形 0.5 大的平面 1.0 甲板室或類似結構 1.1 鋼索 1.2 鉆機井架 1.25 甲板下面積 1.30 獨立的結構形狀 1.50 表3-4 實際風載荷與模擬風載荷 序號 模塊名稱 高度系數(shù) Ch 形狀系數(shù) Cx 垂直投影面積m2 實際載荷N 模擬載荷N 1 海洋平臺 1.18 1 120 230217.5 230.218 2 甲板室1 1.18 1 89 170744.6 170.745 3 甲板室2 1.18 1 16.5 31654.9 31.655 4 井架1 1.1 1.25 41.74 92706.9 92.707 5 井架2 1.18 1.25 67.49 161847.7 161.878 6 井架3 1.29 1.25 28.8 75503.6 75.504 7 固樁室 1.1 1.1 163.2 321055.8 321.056 8 樁腿1 1 0.5 195.2 158681.0 158.681 9 樁腿2 1 0.5 195.2 158681.0 158.681 10 樁腿3 1 0.5 195.2 158681.0 158.681 11 樁腿4 1 0.5 195.2 158681.0 158.681 12 起重機底座 1.1 0.5 9.12 8155.2 8.155 13 起重機把桿 1.1 1.25 30.72 27470.0 27.470 14 起重機1 1.18 1.5 21.6 62158.8 62.159 15 起重機2 1.29 1.25 43.2 113255.3 113.255 16 直升機甲板 1.18 1.25 8.64 20719.6 20.720 17 直升機甲板支撐座 1.18 1.25 6.50 15587.7 15.588 總計 1998421.6 1998.422 由此可知：模型樁腿受到的風載荷為158.681N 3.1.2 海浪載荷計算 小尺度結構的海洋平臺，其單位長度上的波浪載荷通常用莫里森公式[3](3-4)計算，主要計算拖拽力和慣性力，繞射力可以忽略不計， （3-4） 公式中：ρ為海水密度取值1.025g/cm3，Cv為拖拽力系數(shù)取值0.7，Cm為慣性力系數(shù)取值2.0，u為水質點水平速度，因為時正時負，所以用絕對值|u|u來代替正負，?為水質點的加速度。 A為單位長度投影面積，若為圓形，則A=Dx1=D m2，D為圓形構件直徑取值為5m。 則作用于單個圓柱件上的波浪載荷[3]： （3-5） S為最大浪高。 用Stokes波浪理論方程（3-6）和（3-7）確定水質點速度u及w，公式如下： （3-6） （3-7） 得到模型海浪載荷為408.23N。 3.1.3 海流載荷計算 作用在圓形樁腿單位長度上的海流力[3]： （3-8） 公式中：ρ為海水密度取值1.025g/cm3，A為單位長度投影面積，若為圓形，則A=Dx1=D m2， D為圓形構件直徑取值為5m，CD為阻力系數(shù)取值為1.05，u2c為自海底以上高度為Z出的海流速度。 則海流力[3]： （3-9） （3-10） 公式中：d為海水深度，取值為122m，U為海面的海流速度值0.77m/s，Z為距離海底的高度，所以： 則轉化為模擬海流載荷為255.31N。 3.2 小結 本章節(jié)的工作主要是通過弗勞德相似原則確定計算了模型的主要尺寸以及運用相關的公式如莫里森公式，計算了模型受到的外載荷，計算是基于實際的平臺受到的外載荷經(jīng)過簡化外界影響因素而縮放得到的結果，在一定程度上，具有足夠的可靠性，同時，確定了液壓缸工作的加載規(guī)律。 4 各元件的選擇及計算 4 各元件的選擇及計算 4.1 海風層與海流層的液壓缸選擇 海風層的液壓缸，需要的最大負載為F1=158.681N，相對來說，負載比較小，所以初步選擇液壓缸的進口壓力為P1=0.2MPa?；赜蛪毫榇髿鈮篜2=0.101325MPa，由公式[7]： （4-1） （4-2） （4-3） 公式中：A1為無桿腔的有效面積，A2為有桿腔的有效面積，D為液壓缸缸筒直徑，d為活塞桿直徑，所以： （4-4） 令 （4-5） 則d=0.5345，求得D=34.4mm d=18.37mm。圓整為標準尺寸，取D=40mm，d=20mm， 此時： 為了滿足輸出力的大小，現(xiàn)在取P1=0.3MPa，壓力損失為0.02MPa。 此時F=281.49N>158.681N(符合要求），同時F=281.49N>255.31N 最小導向長度H的確定： 最小導向長度是指活塞桿完全伸出時活塞支撐面中點到導向套滑動面中點的距離。液壓缸的初始撓度會因過短的導向長度而增大，此時，液壓缸的工作性能和穩(wěn)定性也受到影響。所以，在設計時應該確保液壓缸有一個合適的最小導向長度H如圖4-1。 圖 4-1 液壓缸 最小導向長度計算公式： （4-6） 公式中:L--最大工作行程,D--缸筒內徑。 液壓缸的最大升起高度為300mm，依據(jù)課本《液壓與氣壓傳動》第二版表3-4選取液壓缸工作行程為：L=160mm。 故L=0.8m,D=0.08m,代入公式(4-6)得： 活塞寬度B的計算： 取B=30mm。 導向套滑動面的長度A=（0.6~1.0）d，由已知的數(shù)據(jù)，d=20mm，故取，取A=15mm。 中隔圈K的長度C，由公式 （4-7） 得：。 另外，管接頭選擇扣壓式，油管采用塑料管或低壓橡膠管，用O型密封圈。 4.2 海浪層液壓缸選擇 海浪層的液壓缸有快進、慢進、工進、快退四個工作階段，為滿足快進和快退的速度相等，選用單出桿式活塞缸，快進時用差動連接的方式，設液壓缸的兩個有效面積為A1和A2。且A1=2A2，即d=0.707D。 取慣性負載為40牛，重力負載為0，摩擦阻力10N，液壓缸機械效率為0.9，啟動加速時F=（40+10）/0.9=55.56N， 快進F=10/0.9=11.1N，工進F=（408.23+10）/0.9=464.7N，快退F=11.1N，取回油背壓P2=0.25Mpa，而液壓缸快退時背壓取0.18MPa，壓力損失為0.1MPa，取最大負載時的工作壓力為0.4MPa。 液壓缸內徑： 對D圓整取D=50mm，由，經(jīng)過圓整得d=36mm，所以A1=19.325cm2，A2=10.174cm2 工進時采用的調速閥調速，其最小穩(wěn)定流量,根據(jù)設計要求最低工進速度,滿足要求。 表4-1海浪層四個工作模式 工作循壞 計算公式 負載F/N 回油背壓P2/MPa 進油壓力P1/MPa 輸入流量q1/L/min 輸入功率 P/W 快進 啟動加速 55.6 P2=P1+0.1 0.172 —— —— 恒速 11.1 P2=P1+0.1 0.123 5.49 11.25 工進 464.7 0.25 0.372 0.038~0.232 0.23~1.41 快退 啟動加速 55.6 0.1 0.244 —— —— 恒速 11.1 0.1 0.200 6.10 20.41 系統(tǒng)的泄漏系數(shù)取K=1.2，則 選額定流量為8L/min,快退時，功率最大，壓力損失為0.1MPa，所以此時壓力為3.008MPa，液壓泵總效率為ηp=0.8，則液壓泵驅動快退快進的功率P。 為滿足要求，電機與海風層的相同即可。 4.3 電機的選擇 電機作為動力源，對整個裝置有較大的影響，選擇電機時，主要根據(jù)整個輸出機構的功率，扭矩，轉速等參數(shù)來計算電機的參數(shù)。如果電機的功率過大，則會造成不必要的能源浪費，但電機功率過小，有不能滿足所需，所以，必須選擇正確的電機。 （1）海風層與海流層的電機選擇 在海風層與海流層中，液壓缸的工作速度取3m/min,啟動換向時間t=0.2s，液壓缸機械效率為0.9，全程壓力損失0.2MPa，則進入無桿腔的流量 （4-8） 得 泄漏系數(shù)取K=1.1，則液壓泵的理論流量值 選型GB-B4，額定流量為6L/min，轉速為1450r/min。 理論功率： 則電機功率： 為滿足要求，選擇型號為YS5614，功率p=60W，轉速n=1400r/min的電機。 （2）其他小電機的選擇 帶動錐齒輪的小電機選擇型號-XD-37GB520，DC12V，功率為60W，空載速度n=30r/min,額定轉速為21r/min，扭矩T=12Kg.cm。帶動小齒輪的小電機選擇型號為37GB90-500.功率為10W，轉速70r/min,扭矩7Kg/cm。 4.4 傳感器的選擇 傳感器是準確采集系統(tǒng)信息的首選零件，是完成測量和自動控制的主要階段。其應用領域廣泛，在工業(yè)生產、海洋探測、航天航空、環(huán)境監(jiān)測、醫(yī)學診斷等領域中都被高度重視。傳感器的檢測原理流程圖如圖4-2： 圖 4-2 傳感器檢測流程 傳感器的種類相當多，在本次設計中，采用的傳感器是應變花和聲發(fā)射檢測儀。 應變花也叫應變片，它通常貼在被測的物體上，在被測物體發(fā)生應變時一起伸縮變化，而讓應變片里的金屬箔材料伸長或縮短，金屬箔材料的微小變形都會引起電阻的變化，外力作用于物體而產生的應力通過測量應變來計算： （4-9） K為比例常數(shù)，由材料而定，R為電阻值,通常為以質量，ΔR為變化值 只要能測出電阻的微小變化，就可以知道物體的應變，從而算出應力。檢測電阻的微小變化一般用惠斯通電橋，如圖4-3所示，R1、R2、R3和R4四個電阻組成電橋的橋臂。流過R1的電流： (4-10) R1兩端的壓差： (4-11) R3兩端的壓差： (4-12) 則電橋的輸出電壓： (4-13) 由該公式可知：當R1R4=R2R3時，U0=0，此時，電橋處于平衡狀態(tài)。ΔR1、ΔR2、ΔR3、ΔR4是處于平衡狀態(tài)的電橋各橋臂的電阻增量，則電橋輸出的電壓： (4-14) 圖 4-3 電橋原理 聲發(fā)射檢測的原理如圖4-4，是采用聲發(fā)射儀器接收采集來自聲發(fā)射源的聲波信號，并對這些信號進行分析處理，顯示達到檢測出聲發(fā)射源的目的。聲發(fā)射源有裂紋開裂聲信號/機械故障聲信號/泄漏聲信號等。 圖 4-4 聲發(fā)射檢測框圖 4.5 小結 該章節(jié)依據(jù)液壓缸輸出外載荷時所需的功率及壓力的大小，通過計算，得到各元件的基本參數(shù)從而選擇了電機、液壓缸和傳感器等重要的標準元件，節(jié)約了設計成本，同時，確保裝置工作可靠，安全。 5 關鍵部位的強度校核 5 關鍵部位的強度校核 5.1 液壓缸強度校核 液壓缸的強度校核包括活塞桿強度校核和彎曲穩(wěn)定性校核兩方面，在此之前，應該確定液壓缸的壁厚和螺栓。按照每個試驗層的工作情況，液壓缸最大的輸出力為408.23N。 缸筒的長度L取300mm，假設壁厚δ為3mm，壁厚應該滿足D/δ≥10， （5-1） 公式中：δ--缸筒的壁厚，--缸筒的內徑，Pmax--缸筒試驗壓力，當液壓缸的額定壓力Pn≤16MPa時，Pmax=1.5Pn，額定壓力Pn>16MPa時，Pmax=1.25Pn,[δ]--材料許用應力。 σb為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù),n=3.5~5,在這取n=5。材料選45，并調質241-285HB，45號鋼的抗拉強度為σb=530-598MPa，現(xiàn)取σb=598MPa，故： 因液壓缸的最大工作壓力P=0.3MPa<16MPa,故，Pmax=1.5Pn=0.45MPa,所以 因為3mm>0.075mm，故強度足夠。取固定螺栓直徑取ds=6mm。 液壓缸活塞桿的受力分析如圖5-1： 圖 5-1 液壓缸受力分析 (1) 活塞桿強度校核 由公式: （5-2) 式中：F-活塞桿上的作用力，d-活塞桿的直徑，σ-材料許用應力，σ=σb/n，σb為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù)，取n≥1.4。 45號鋼的許用應力， 所以，已知，即活塞桿滿足強度要求。 （2）按彎曲穩(wěn)定性校核 當活塞桿完全伸出后，起外端到液壓缸支撐點的距離l>10d時，應進行穩(wěn)定性校核。 當一根受壓直桿的軸向載荷超過臨界受壓載荷Fk時，即可能改變原有直線狀態(tài)的平衡，稱為失穩(wěn)，其穩(wěn)定條件為: (5-3) 式中:F-最大輸出力,Fk-臨界受壓載荷,取穩(wěn)定安全系數(shù)nk=2-4。 活塞桿和缸體的材料、剛度、長度以及兩端支撐狀況會影響液壓缸臨界受壓載荷Fk。Fk的計算如下公式： (5-4) 式中:l-活塞桿的計算長度，n-端點安裝形式系數(shù)，兩端固定，故n=4,E-材料的彈性模量，鋼材的；J--活塞桿的橫截面轉動慣量，實心桿的。而，l=300mm， 故 ， 當取4時，， 所以，活塞桿彎曲穩(wěn)定性符合要求。 5.2 錐齒輪強度校核 設計的錐齒輪參數(shù)（模數(shù)m=3，齒數(shù)z=21，）齒形角=20度。錐齒輪采用1:1的傳動比，即不改變轉速，只改變傳動方向，假設摩擦系數(shù)u=0.1，傳動機構的總重量G=100N，則f=u·G=10N，取圓錐齒輪的傳動效率為0.92，被驅動的輪子半徑R=30mm，轉速n1=20r/min,所以速度： (5-5) 通常情況下，啟動的力較大，即啟動扭矩要比傳遞扭矩大，為滿足要求，假設啟動力為F1=500N。 表 5-1 錐齒輪參數(shù) 各部分名稱 代號 公式 結果 分錐角 45 分度圓直徑 d 63 齒頂高 =m 3 齒根高 3.6 齒頂圓直徑 da 68.20 齒根圓直徑 df 57.91 齒寬 B 15 齒根角 4.6 頂隙 c 0.6 分度圓齒厚 s 4.71 錐距 R 44.547 選擇小電機型號-XD-37GB520，DC12V，功率為60W，空載速度n=30r/min, 額定轉速為21r/min，扭矩T=12Kg.cm，電機效率取n2=0.84。 則輸出力F=Pn1n2/V1=60x0.9x0.84/0.0628=722.48N>F1=500N，滿足啟動要求。 錐齒輪的受力分析如圖5-2，傳動時錐齒輪之間會有各種疲勞現(xiàn)象如齒根彎曲疲勞，齒面接觸疲勞，力的作用是相互的，則；； 圖 5-2 錐齒輪受力分析 （1）齒根彎曲疲勞強度計算 校核公式[8]： (5-6) 錐齒輪的載荷系數(shù)為，KA可由《機械設計》 查得KA=1.5，動載荷系數(shù)Kv可由《機械設計》第八版圖10-8中低一級的精度線和速度查取Kv=1.1，齒間載荷分配系數(shù)Kα和Kβ可取1，所以K=1.65。 YFa和Ysa分別是齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)，按當量齒數(shù)Zv查《機械設計》表10-5得： 滿足齒根彎曲疲勞強度要求。又因為： (5-7) (5-8) (5-9) 所以：ΦR=0.3代入（5-8）公式中可得： 設計計算公式，其中u=3.2 (5-10) 所以 而m=3mm，符合要求。 （2）齒面接觸疲勞強度計算 齒面接觸疲勞強度的計算公式為[8]： (5-11) 對于α=20度的直齒錐齒輪，ZH=2.5，則有 符合要求。 (5-12) 而d=63mm>51.26mm，所以，滿足要求。 上述公式中：σF 和[σF]的單位均為MPa，m和d1的單位均為mm。 為了更好地得出錐齒輪工作時的所受的應力，對錐齒輪進行簡單的有限元分析，檢驗實際的受力狀況如圖5-3、圖5-4和圖5-5。 圖 5-3 應力-單元節(jié)點 圖 5-4 剪切應力圖 5-5 反作用力 5.3 平臺立柱強度校核 假設平臺上的載荷G=1000N,平臺長80cm寬64cm，高0.5cm，平臺自重 g-重力加速度取g=9.8m/s2，所以總重量G=1201.16N，在這里取1300N，平臺立柱高度為2.4m。 在工程或一般的機械機構中，最常見的，是桿件的拉伸或壓縮，在這里，很明顯，立柱受到壓縮，平臺的總載荷的作用線方向與桿件的軸線方向重合。 壓桿受到的壓力不足以使其失去穩(wěn)定性時，壓桿處于穩(wěn)定平衡的狀態(tài)，隨著壓力的增大，壓桿穩(wěn)定性不足，發(fā)生變形，此時，壓力是極限壓力，壓桿的直線形狀開始轉變?yōu)榍€形狀，稱為桿件失穩(wěn)，壓桿的受力如圖5-6。壓桿的材料均為Q235，壓桿的臨界壓力統(tǒng)一公式： (5-13) 其中E-彈性模量E=210GPa，I-慣性矩 (5-14) u是長度因子，l是桿件長度， 在這里是一端固定，一端自由的情況，D-外徑40mm，d-內徑30mm，所以 穩(wěn)定的安全系數(shù)，臨界壓力比實際最大壓力，為壓桿的工作安全因數(shù)，即，規(guī)定的穩(wěn)定安全因數(shù),則圓形立柱滿足穩(wěn)定要求。 圖 5-6 壓桿受力分析 （1）試驗臺的固定校核： 表 5-2 長度因子 壓桿的約束條件 長度因子u 兩端鉸支 1 一端固定、另一端自由 2 兩端固定 0.5 一端固定、另一端鉸支 0.7 試驗臺與圓柱的連接方式為懸臂梁連接，懸臂梁長0.2m，寬0.04m，高0.01m，受力如圖5-7： 圖 5-7 懸臂梁受力分析 每個試驗臺的重量： ， 試驗臺是圓形，外徑為1.4m，內徑1.2m，所以導軌質量： 試驗臺的總質量： 加上滑塊（包括電機，錐齒輪，滾子和滾輪的質量），所以，取G=300N 其中E-彈性模量E=210GPa，慣性矩： (5-15) （因為試驗臺由四根立柱支撐，所以取平均每根立柱的受力F1=0.5F=150N，彎矩M=F1l=150x0.2N·m=30N·m） 撓線方程 (5-16) 轉角方程 (5-17) 最大的撓度： 抗彎截面系數(shù)： (5-18) 最大撓度，通常取w/l=1/250~1/1000。 則，，即滿足剛度要求。 對懸臂梁進行有限元分析，其分析結果如圖5-8、圖5-9、圖5-10，可以看出懸臂梁在受到200N力的情況下，其最大的節(jié)點位移在右端為0.177mm，最大的節(jié)點應力和最大的反作用力均在左端，分別為15.77MPa和215.81N。這些極限位移和應力均在安全范圍內，說明懸臂梁的設計方案可以采用。 圖 5-8 位移-節(jié)點 圖 5-9 應力-節(jié)點 圖 5-10 反作用力-節(jié)點 5.5 鍵連接的強度校核 在這里，主要校核關鍵部位設計到的鍵連接，鍵的受力分析如圖5-11所示，此次采用圓頭普通平鍵，材料是45或，取，其強度條件[8]： (5-19) 式中：T為傳遞的扭矩，T=Fd/2,N·m，為滿足啟動要求，取F=100N，K-鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，一般k=0.5h，h為鍵的高度，mm；l鍵的工作長度mm，對于圓頭平鍵，l=L-b，L為公稱長度，b為鍵寬度，單位均為mm，d為軸的直徑，由設計可知道，d=30mm，根據(jù)《機械設計》第八版表6-1得到鍵的尺寸，b=8，h=7，L=（1.5~2）d，取L=45mm。 則 由此可知，鍵滿足強度要求。 圖5-11 鍵的受力分析 5.6 螺栓強度校核 螺栓連接的強度校核，可分為四種情況，第一種,松連接僅受軸向載荷F；第二種，松連接受橫向載荷F；第三種，緊連接僅受預緊力F0；第四種，緊連接受軸向力F作用。在這里，螺栓與試驗臺和套筒連接時需預緊力，同時受到較小的軸向力，螺栓受力如圖5-12所示： 圖5-12 螺栓受力分析 螺栓采用的材料是35，其屈服極限：，抗拉強度極限：，取安全系數(shù)，，則螺栓的許用剪切應力為： 螺栓的許用擠壓應力為： 這次校核的螺栓直徑d=12mm，則螺栓的預緊力 (5-20) 式中：σs是材料的屈服極限，A是螺栓危險截面面積，，則 擰緊力矩用公式計算，對于普通螺栓連接，應保證連接預緊后，結合面產生的最大摩擦力滿足以下公式[8]： (5-21) 式中：z為螺栓數(shù)目，在這里取z=2，f是接合面的摩擦系數(shù)，取f=0.06，i為接合面數(shù)，i=2，Ks-防滑系數(shù)，Ks=1.1~1.3，取Ks=1.3，力的作用是相互的，已知液壓缸的最大作用力為， 所以，預緊力 螺栓受到重力的作用，方向與軸向相同，F(xiàn)=G=300N。 Cb、Cm-螺栓和被連接件的剛度，取 則總拉力 螺栓危險截面的拉伸強度條件公式為 (5-22) 則 螺栓桿的剪切強度條件 (5-23) 所以 綜上計算，所選螺栓滿足強度要求。 5.7 連接軸的強度校核 軸受到不同的載荷和應力情況，有不同的計算方法。如果軸只承受扭矩，就按扭轉強度條件計算；如果軸只承受彎矩，就按彎曲強度計算；如果兩者都承受，則采用彎扭合成強度計算。 軸的扭轉強度條件通常應用在只受到扭矩或者同時受到不大彎矩的情況，公式[8]: (5-24) 式中：τT為扭矩切應力，MPa，T為軸受到的扭矩，N·mm，WT軸的抗扭截面系數(shù)，mm3，n為軸的轉速，r/min，P為軸的傳遞功率，d為計算截面處軸的直徑，單位mm，[τT]為許用扭矩切應力，MPa，軸的材料是45號鋼，取[τT]=25MPa，許用應力， 軸的受力分析如圖5-13和扭矩、彎矩如圖5-14所示，電機功率P=60W；轉速n=21r/min, 取錐齒輪的傳動效率η=0.97軸的輸出功率 扭矩 受力是Fr=100N，F(xiàn)=500N， Xy平面內