1 800 m3開體泥駁甲板鉸鏈與液壓缸支座的設計

紀 偉,成 辰,李祥光

(1.揚州金海洋船舶設備有限公司,江蘇 揚州 225000;2.江蘇科技大學 船舶與海洋工程學院,江蘇 鎮江 212000;3.江蘇現代造船技術有限公司,江蘇 鎮江 212003)

0 引言

開體泥駁兼有載重型船舶和布置地位型船舶的特點,在總體設計時要解決“裝得下”和“拋得出”2個問題。甲板鉸鏈和液壓缸支座,是實現開體泥駁“拋得出”的關鍵部件。

袁萬洪[1]對某500 m3開體泥駁片體進行受力分析,并參照母型船對甲板鉸鏈、油缸支座進行設計。閆桂榮[2]根據船級社規范分析了某1 800 m3開體泥駁液壓缸、甲板鉸鏈的力學原理、受力、結構形式和尺寸校核等。楊敬東等[3]對某60 m3對開泥駁的鉸鏈臂和甲板鉸鏈結構受力進行了理論分析并加以改進,最后采用有限元方法對改進后的鉸鏈臂結構進行強度校核。

本文以1 800 m3沿海自航開體泥駁(以下簡稱“本船”)為例,對開體船甲板鉸鏈與液壓缸支座的受力計算、結構形式和構件尺寸的確定等進行詳細分析,提出動載荷的3種計算方法,并利用有限元法對甲板鉸鏈、油缸支座的應力、應變進行直接計算和校核強度。

1 開體力的計算

開體泥駁整個船體沿縱向分成2個片體,通過甲板鉸鏈連接。泥艙的前后兩端分別設置油缸艙,驅動片體繞甲板鉸鏈水平軸轉動。在片體開合過程中,開體力將轉化為甲板鉸鏈的載荷。

開體力是甲板鉸鏈和液壓缸支座結構設計的重要依據,也是液壓缸定量選型的重要參考依據。受波浪、浮態變化等因素的影響,開體力的計算應考慮靜載荷和動載荷。

1.1 靜載荷

中國船級社《鋼質海船入級規范》(2021)(下文簡稱《海規》)對半體開合力矩和液壓缸的水平靜力的計算公式如下[4]:

M=Fsh2-Fwh3+Δb1-Wlb2-Wsb3

(1)

(2)

(3)

式中:M為半體開合力矩;Fs為泥漿水平壓力;h2為泥漿水平壓力至鉸鏈點的垂直距離;Fw為泥艙范圍內舷外靜水壓力;h3為舷外靜水壓力至鉸鏈點的垂直距離;Δ為載泥時半體的靜水浮力;b1為Δ至鉸鏈點的水平距離;Wl為不載泥時半體的重力;b2為Wl至鉸鏈點的水平距離;Ws為半體泥漿的重力;b3為Ws至鉸鏈點的水平距離;Fsr為液壓缸的水平靜力;FP為液壓缸柱塞端面上的壓力;h4為液壓裝置水平力至鉸鏈點的垂直距離;Fsh為甲板鉸鏈的水平靜力;h5為甲板鉸鏈至基線的垂直距離。

靜載荷計算公式適用于開體泥駁的各種工況。一般情況下,最大水平靜載荷通常發生在滿載設計密度泥沙時的作業工況,其他工況相對較小,在方案設計時往往不予考慮。

1.2 動載荷

由于波浪、浮態等因素的影響,液壓缸及甲板鉸鏈會受到劇烈動載荷作用?！逗Ｒ帯访鞔_規定,動載荷應按照預期作業的海況條件,經動力計算及統計分析得到[4]。

在開體泥駁的設計實踐中,常用的動載荷計算有經驗公式法、經驗系數法、母型船換算法。

1.2.1 經驗公式法

中國海洋學會提出一種動載荷的近似經驗計算公式:

(4)

(5)

(6)

式中:Fdh為甲板鉸鏈的水平動力;B為型寬;L為船長;Fdv為甲板鉸鏈的垂向動力;Ld為泥艙長度;Fdr為液壓缸的水平動力。

1.2.2 經驗系數法

在滿載吃水狀態下,在離岸15 n mile以內的區域,動力取靜力的60%左右,而超過15 n mile的區域取靜力的70%左右。另外,設計者要根據實際情況,考慮是否增加一定比例的海況儲備[2]。

1.2.3 母型船換算法

母型船換算法是指利用弗勞德數(Fr)和斯特勞哈爾數(Sr)相同的原則,通過母型船動載荷進行換算。船舶的絕對運動幅值、橫搖運動、絕對加速度、相對波面運動等是產生動載荷的最主要原因。因此,當模型船(母型船)和實船(設計船)的幾何相似、運動相似和動力相似時,通過模型船數據進行相關參數的換算[5-6],見表1。

表1 模型船和設計船的相似關系

動力相似包括粘性力相似、重力相似和慣性力相似。粘性力相似要滿足模型船和實船的雷諾數Re相等,重力相似要滿足Fr相等,慣性力相似代表了不定常流動的相似條件,要求Sr相等:

(7)

(8)

(9)

式中:ν為運動粘性系數;v為速度;L′為特征線性長度;t為時間常數。

由于粘性力在耐波性實驗中起次要作用,一般只需要保證兩船的Fr和Sr相等,忽略Re因素[7]。當母型船與設計船的Fr和Sr相等時,動載荷成如下比例:

(10)

式中:Fd為動載荷;Δ為排水量。

在開體泥駁的設計工作中,找到Fr和Sr相同或相近的母型船并不困難,Sr計算中的特征線性長度L′可取船長、型寬、吃水等船舶主尺度,時間常數t可取橫搖固有周期。因此,只要保證母型船載荷數據準確可靠,應用該法進行設計船舶動載荷的計算,準確度相對較高。同時,可通過對多艘母型船數據換算統計分析后,取眾數或最大值。

1.3 開體力計算實例

本船的主要參數如下:

船長72.8 m,型寬15.0 m,型深5.2 m,吃水4.0 m,泥艙長度43.2 m,泥艙容積1 832 m3,排水量3 822 t,方形系數0.852。

將本船數據代入公式(1)～公式(3),可求得:M=68 111.09 kN·m,Fsr=5 974.66 kN,Fsh=478.54 kN。

3種動載荷計算方法計算結果見表2。

表2 3種動載荷計算方法結果比對

由上表計算結果可知,應用經驗公式法相對偏安全。以此可求出,設計工況下甲板鉸鏈所承受的合力Fh:

(11)

液壓缸所承受的水平力:

Fr=Fsr+Fdr=9 068.78 kN

(12)

通過求取液壓缸所承受的水平力,可以估算出液壓缸的工作壓力。目前,我國國產油缸柱塞泵的最大工作壓力為31.5 MPa。當設計油缸工作壓力大于上述指標,選配國產油缸柱塞泵時,則應考慮在每個油缸艙內設置2只油缸,每只液壓缸各自的水平靜力應通過求解作用在船體上的靜動力得到。

2 甲板鉸鏈與液壓缸支座構件尺寸的確定

2.1 甲板鉸鏈構件尺寸的確定

本船甲板鉸鏈的結構型式采用“3+2”型設計,見圖1。

圖1 甲板鉸鏈設計

《海規》規定了中心鉸鏈眼板的取值需滿足:

(13)

兩側鉸鏈眼板的取值需滿足:

(14)

中心眼板、兩側眼板與甲板連接處的剖面應滿足:

(15)

式中:F為鉸鏈受到的合力;A為眼板剖面積;W為剖面的剖面模數;ReH為眼板材料的屈服應力;其余參數見圖2。

Fx—鉸鏈的水平力;Fz—鉸鏈的垂向力;h—銷軸中心至甲板的垂直距離;l—銷軸中心至剖面中和軸的水平距離;t1s、t2s、t1c、t2c—厚度;b1s、b2s、b1c、b2c—寬度。圖2 甲板鉸鏈設計參數

在開體力確定的前提下,甲板鉸鏈眼板的應力衡準與眼板幾何尺寸關聯較大。如增大銷軸中心至甲板的垂直距離,可減小開體力,增加半體開合力矩,但需要更強的鉸鏈結構;適當加大眼板的剖面積和剖面模數,可以降低甲板鉸鏈和甲板連接剖面處的應力水平,但鉸鏈自重增加。因此,在甲板鉸鏈的設計中,應綜合考慮各參數間的關系,平衡取值。

2.2 液壓缸支座構件尺寸的確定

液壓缸通過支座與船體結構相連,每個支座由2塊眼板(法蘭片)、加強圈、橫向連接板、連接肘板等零件組成。眼板通過軸銷與液壓缸耳環相連,直接承受液壓缸的開體力,見圖3。

圖3 液壓缸支座結構

《海規》中并無對液壓缸支座構件尺寸設計的經驗公式,設計中可采用直接計算法進行校核:

(16)

式中:δ為眼板厚度;D為眼板軸銷處的寬度;d為軸銷處的開孔直徑;[σ]為許用應力,一般取0.6ReH。

加強圈焊接在眼板外側,一般取眼板厚度的40%～60%。為減緩眼板的磨損和銹蝕,有時也可在眼板內側焊接一塊薄的加強圈。

眼板與油缸艙內底板及縱壁焊接,將所承受的力分散到船體上,因此與其相連的船體板架結構零件厚度不宜過薄,以防出現過大的局部變形。內底板下方也應設置相應的橫向結構(如加厚的肋板)與眼板對應。如眼板伸出縱壁長度過長,為防止眼板失穩,可設置橫向連接板和連接肘板進行扶強,橫向連接板和連接肘板應保持在同一直線上。

3 有限元法強度校核

3.1 有限元模型

利用MSC PATRAN/NASTRAN有限元軟件建立甲板鉸鏈底座、油缸裝置及船體支撐構件有限元模型,見圖4。

圖4 艙段有限元模型(隱去橫艙壁)

3.2 邊界條件

模型的兩端,即油缸艙各自的首尾端壁(簡稱A端和B端)需要約束,見表3。各項約束的縱向坐標軸應與甲板鉸鏈軸所在x軸重合,而非全局坐標原點處的縱向坐標軸。

表3 邊界條件

3.3 載荷

通過設定多點約束點,對甲板鉸鏈支座和液壓缸眼板施加載荷。由于甲板鉸鏈左右兩舷不對稱,甲板鉸鏈水平載荷分為向左(工況1)和向右(工況2)2個工況施加,各工況下液壓缸眼板載荷相同。

3.4 計算結果及分析

艙段整體和各部分的最大相當應力與應變計算結果分別見表4和表5。

表4 最大相當應力與應變計算結果

表5 各部分應力水平 單位:MPa

計算結果表明:艙段整體相當應力水平滿足衡準要求;最大相當應力并未出現在甲板鉸鏈和液壓缸眼板位置處,但甲板板和中央縱壁板與甲板鉸鏈相交的部位,相當應力高于其他板架處。因此,可適當加大這兩處的板厚,降低應力水平。同時,對應力水平較低的部位,如舷側板、內底板等位置,也可適當減少板厚,實現船體受力優化及結構輕量化,達到節省造船材料降低造船成本的目標。

4 結論

(1)開體力的計算是甲板鉸鏈和液壓缸支座結構設計的重要依據。受波浪等因素的影響,開體力包含靜載荷和動載荷。

(2)通過對1 800 m3沿海自航開體泥駁的甲板鉸鏈與液壓缸支座設計進行分析,提出開體力動載荷的3種求取方法,并利用有限元軟件對艙段強度進行直接計算。結果表明,設計結構滿足強度衡準要求。