液壓吊機船體加強結構強度分析

譚忠能，王朝波，趙 藤

(1. 西湖船舶制造有限責任公司，四川 廣元 628313；2. 重慶交通大學 航運與船舶工程學院，重慶 400074)

液壓吊機船體加強結構強度分析

譚忠能1，王朝波1，趙 藤2

(1. 西湖船舶制造有限責任公司，四川 廣元 628313；2. 重慶交通大學 航運與船舶工程學院，重慶 400074)

依據船用液壓折臂吊機的載荷要求，提出2種不同的基座加強結構方案。建立吊機基座及船體加強結構的有限元模型，依據 CCS 規(guī)范對基座及加強結構進行直接計算分析，對比各工況下2種方案的應力大小。根據對比分析結果，提出建議采用的加強結構方案，分析結果可為船用吊機基座加強結構設計提供參考。

液壓吊機；加強結構；有限元方法；規(guī)范校核

0 引 言

船用液壓折臂吊機主要用于救生艇吊放以及甲板貨物搬運等，其工作載荷通常小于5t，屬于小型船用起重設備。由于具備可折疊功能，節(jié)省甲板空間，近年來在千噸級以下噸位的船舶得到較為廣泛的應用。對于小噸位船舶，多為單層甲板結構形式，吊機通常布置在主甲板上。根據吊機使用工況，其對基座的作用載荷可分解為集中力和力矩，方向為 360°范圍內任意角度?；按w加強結構的強度直接關系到船舶的安全性和可靠性，很多船舶及海洋設施均開展了基座及加強結構的強度校核[1 – 4]?，F(xiàn)有船舶液壓折臂壓吊機主要采用2種甲板加強方案：一種是在甲板下方設置短縱桁、橫梁的交叉梁進行加強；另一種是甲板下采用圓筒形式的加強方案。本文針對船用液壓折臂吊機，依據 CCS《鋼質海船入級規(guī)范》[5]（下文簡稱《規(guī)范》），分別建立2種方案基座及甲板加強結構有限元模型，通過直接計算對比吊機載荷作用下2種方案結構最大應力值及產生部位，根據分析結果提出甲板加強結構優(yōu)選方案。

1 液壓折臂吊基座甲板加強方案

以單甲板船舶為例，針對液壓折臂吊機分別提出交叉梁和圓筒式甲板加強方案，為便于對比，2 種加強方案的加強結構（如加強橫梁、縱桁等）取相同構件尺寸。

1.1 交叉梁式加強方案

交叉梁式甲板加強方案（方案 1）主要是在原來甲板縱桁、強橫梁布置基礎上，在吊機基座位置周圍一

定范圍增設短縱桁、短橫梁等 T 型材結構，其優(yōu)點是結構布置簡單，加強結構與甲板結構形式上基本一致。

對于本文研究液壓吊機，其基座為圓柱形式，基座中心位于 FR18 與距中2600 mm 縱桁交點處。吊機基座直徑為 620 mm,計入梯形肘板后最大直徑為 900 mm。

采用交叉梁式加強結構，對原甲板做如下加強：

1）FR17、FR19 兩個肋位在距中1400 mm 和2600 mm縱桁間的普通橫梁改為強橫梁；

2）吊機基座范圍內，2 個加強橫梁之間增加甲板縱桁；

3）基座范圍內甲板板厚增加至10mm，交叉梁式加強方案見圖 1。

圖1 交叉梁式甲板加強方案Fig.1Cross girder deck strengthening scheme

1.2 圓筒式加強方案

圓筒式甲板加強方案（方案 2）主要特點是在甲板下增加與吊機基座圓筒等直徑的圓筒，結合交叉的強橫梁、縱桁對甲板局部進行加強。通常情況下，加強圓筒由腹板和面板組成,可通過調整腹板高度滿足強度和剛度要求。

對于本文研究內容，采用圓筒式加強結構，對原甲板做如下加強：

1）FR18 肋位在距中1400 mm 和2600 mm 縱桁間的普通橫梁改為強橫梁；

2）在甲板下對應吊機基座位置增加圓筒結構，直徑為620mm，圓筒腹板高度與方案1中加強橫梁等高；

3）基座范圍內甲板板厚增加至10mm，圓筒式加強方案見圖 2。

2 有限元分析模型

參考《規(guī)范》3.7 節(jié)“甲板設備支撐結構”中的建模范圍要求，在三維笛卡爾坐標系中建立液壓折臂吊支撐結構有限元模型。

圖2 圓筒式甲板加強方案Fig.2Cylinder type deck strengthening scheme

2.1 坐標系

船長方向為 X 軸，正方向由船尾指向船首；船寬方向為 Y 軸，正方向由右舷指向左舷；型深方向為 Z軸，正方向由基線指向甲板。

2.2 模型范圍

以液壓折臂吊機有效作用平面矩形為中心，向四周分別擴展至少1倍的該矩形相對應的長、寬距離，垂向應從吊機基座面擴展至甲板下方第1個平臺甲板或至少 1/4 型深處[6]。

根據以上要求，建立的模型范圍為：一是船長方向，選取前后2個水密艙壁作為邊界，分別為 FR8 和FR21 肋位艙壁；二是船寬方向，船中至右舷舷側；三是型深方向，主甲板至舭部折角線。

2.3 結構模擬

計算中將甲板縱桁、強橫梁、強肋骨、加強圓筒等強構件腹板、甲板板、舷側板用殼單元離散；將甲板縱桁、強橫梁、強肋骨等構件面板用梁單元離散；將甲板橫梁、舷側肋骨用梁單元離散[7]。

模型采用 PATRAN 軟件建模，位移單位為 mm,應力單位為 MPa。有限元模型見圖 3和圖 4。

圖3 交叉梁式加強方案有限元模型Fig.3Finite element model of cross girder scheme

圖4 圓筒式加強方案有限元模型Fig.4Finite element model of cylinder type scheme

3 載荷及工況

3.1 計算載荷

根據《規(guī)范》要求，計算中需要考慮吊機最大傾覆力矩、安全工作載荷和吊機自重3個方面載荷。

1）最大傾覆力矩

傾覆力矩系指吊機在安全載荷下作業(yè)，起重設備與船體結構連接處算得的最大彎矩，本文中液壓吊機最大彎矩為 245 kN·m。

2）安全工作載荷

安全工作載荷系指在任何規(guī)定的變幅長度范圍內，起重機可起升的最大載荷。本文中液壓吊機安全工作載荷為3t。根據《規(guī)范》，對于近海作業(yè)的起重設備，附加于起重設備自重的 150% 安全工作載荷應進行校核，因此，計算中安全工作載荷取 4.5 t。

3）液壓吊機自重

本文研究的液壓吊機自重為 2.5 t。通過剛性約束單元 RBE2 將吊機基座面板中心與面板各節(jié)點耦合，將集中載荷和彎矩施加到基座面板上（見圖 5）。

圖5 吊機基座面板施加載荷Fig.5Load applied to crane base

3.2 計算工況

根據吊機使用工況，其對基座的作用載荷可分解為集中力和力矩，集中力方向為垂直向下，力矩方向可為 360° 范圍內任意角度。本文以 45° 為間隔，以 X軸正向為 0°，設置8個工況進行校核計算（見表 1）。表中 Mx，My 分別表示彎矩在 x，y 軸方向的分量。

表1 工況設置Tab.1Load conditions

3.3 邊界條件

模型兩端艙壁位置 FR8、FR21 肋位施加簡支邊界條件，約束 x、y、z 方向線位移；模型下邊界（包括外板、肋骨及支柱）施加簡支邊界條件，約束 x、y、z方向線位移；中縱剖面模型邊界施加簡支邊界條件，約束 x、y、z 方向線位移（見圖 6）。

圖6 邊界條件Fig.6Boundary conditions of model

4 計算結果及分析

4.1 應力衡準

分析對象材料為普通鋼，屈服強度為 235 MPa，根據規(guī)范規(guī)定，各構件的許用應力值見表 2。

4.2 交叉梁式加強方案計算結果

液壓吊機載荷作用下，交叉梁式甲板加強方案應力結果見表 3。

表2 構件許用應力Tab.2Allowable stresses of structure

表3 交叉梁式加強方案最大應力結果（MPa）Tab.3Max stress results of cross girder scheme（MPa）

由表3可見，板單元最大相當應力為219MPa，梁單元最大正應力為133MPa，對應工況 1；梁單元最大剪切應力為 98 MPa，對應工況 3。各構件最大應力均小于許用應力，可見交叉梁式甲板加強方案可滿足規(guī)范強度要求，最大應力云圖見圖 7～圖 8。

工況1中板單元最大應力 219 MPa，出現(xiàn)在吊機基座肘板上，而甲板支撐結構的最大相當應力為140MPa，出現(xiàn)在加強縱桁腹板上。基座肘板出現(xiàn)高應力的原因主要是甲板下方支撐結構與基座機構沒有很好的對應，載荷沒能有效傳遞到甲板支撐結構上。工況1中梁單元最大正應力出現(xiàn)在基座肘板下方的甲板橫梁上，對應傾覆力矩方向的兩側肘板承受更大的拉壓載荷，通過肘板傳遞至其下方對應的甲板橫梁上，甲板橫梁產生較大彎矩，是導致甲板橫梁正應力較大的原因。工況3中梁單元最大剪切應力出現(xiàn)在基座下方甲板縱桁腹板上，該工況傾覆力矩方向對應的基座肘板集中載荷主要傳遞到甲板縱桁上，在甲板縱桁腹板上產生了較大的剪切應力。

圖7 工況1板單元相當應力云圖（方案 1）Fig.7Shell stress distribution of case1(scheme 1)

圖8 工況3強構件剪切應力云圖（方案 1）Fig.8Web shear stress distribution of case3(scheme 1)

表4 圓筒式加強方案最大應力結果 MPaTab.4Max stress results of cylinder type scheme

4.3 圓筒式加強方案計算結果

液壓吊機載荷作用下，圓筒式甲板加強方案應力結果見表 4。

由表4可見，板單元最大相當應力為157MPa，梁單元最大正應力為166MPa，梁單元最大剪切應力為84 MPa，均對應工況 1。各構件最大應力均小于許用應力，圓筒式甲板加強方案可滿足規(guī)范強度要求，最大應力云圖如圖 9～圖10所示。

工況1中板單元最大應力157MPa，出現(xiàn)在甲板加強橫梁腹板上。吊機基座最大應力為138MPa，出現(xiàn)

在基座肘板上。工況1梁單元最大正應力出現(xiàn)在加強橫梁面板上，位置在加強橫梁與圓筒面板連接處。由圓筒基座和吊機基座形成的一體化基座結構，在傾覆力矩的作用下，出現(xiàn)傾斜趨勢，該趨勢主要由加強橫梁面板限制，因此在加強橫梁面板上產生較大的正應力。工況1梁單元最大剪切應力出現(xiàn)在加強圓筒附近加強橫梁腹板上，主要原因是加強圓筒是局部加強結構，最終還是通過加強橫梁和縱桁將剪切載荷傳遞到甲板支撐結構上?？梢?，最大剪切應力出現(xiàn)在甲板加強橫梁上合理。

4.4 兩種方案對比分析

根據計算結果，分別從應力水平、載荷傳遞效果兩方面對比交叉梁式加強方案（方案 1）和圓筒式加強方案（方案 2）的加強結構性能。

1）應力水平對比

相同載荷大小作用下，分別對比2種方案最大應力、平均應力大小及相差百分比（見表 5）。

由表5可知，在相同載荷作用下，相比交叉梁式加強方案，圓筒式方案有效降低了板單元相當應力和梁單元剪切應力。但梁單元正應力變大，分析原因，交叉梁式方案中梁單元最大正應力出現(xiàn)在甲板普通橫梁上，而圓筒式方案梁單元最大正應力出現(xiàn)在加強橫梁的面板上。從基座加強設計角度來講，相比普通構件，讓加強構件承受更大的局部載荷顯然更加合理。

2）載荷傳遞效果對比

與交叉梁式加強方案相比，圓筒式加強方案所采用的構件尺寸相同。但從計算結果可以看出，相同的載荷作用下，交叉梁加強方案中最大應力出現(xiàn)在吊機基座上，而圓筒加強方案中最大應力出現(xiàn)在甲板支撐結構上。由此可見，圓筒式加強方案更好地實現(xiàn)了基座載荷向甲板支撐結構的傳遞。

圖9 工況1板單元相當應力云圖（方案 2）Fig.9Shell stress distribution of case1(scheme 2)

圖10 工況1強構件剪切應力云圖（方案 2）Fig.10Web shear stress distribution of case1(scheme 2)

表5 兩種方案應力水平對比Tab.5Stress level comparison of two schemes

5 結 語

對于船用小型液壓吊機，提出2種甲板結構加強方案，根據中國船級社規(guī)范，分別對2種方案進行強度校核計算，得到了各個工況下基座及甲板支撐結構最大應力值。從應力結果可知，交叉梁和圓筒式基座加強方案結構強度均滿足規(guī)范的要求。通過兩方案應力計算結果對比，得出主要結論如下：

1）相同的構件尺寸條件下，在所計算的各工況中，圓筒式加強方案最大應力為166MPa，交叉梁式加強方案最大應力219MPa，相比之下，圓筒式方案應力峰值明顯減小。

2）交叉梁式加強方案最大應力出現(xiàn)在吊機基座結構上，而圓筒式加強方案最大應力出現(xiàn)在甲板加強結構上?？梢钥闯?，圓筒式加強方案更好地實現(xiàn)了基座載荷向甲板支撐結構的傳遞。

3）通過本文計算分析，對于圓柱型式的吊機基座，在甲板加強結構設計中，建議選擇應力水平更低、載荷傳遞效果更好的圓筒式加強方案進行加強。

[1]謝大建. 系泊設備下船體支撐結構的強度校核[J]. 船海工程, 2012, 41(3): 37–40. XIE Da-jian. Strength check method of supporting hull structures underneath towing and mooring fittings[J]. Ship & Ocean Engineering, 2012, 41(3): 37–40.

[2]陳攀, 劉志忠, 范明偉. 多用途船絞車、錨機基座及支撐船體結構強度計算分析[J]. 船海工程, 2015, 44(6): 13–17. CHEN Pan, LIU Zhi-zhong, FAN Ming-wei. Structural strength FE calculation of winch foundation, windlass foundation and support structures[J]. Ship & Ocean Engineering, 2015, 44(6): 13–17.

[3]黃志遠. 大型抓斗式挖泥船起重機基座支撐結構強度及建造要點分析[J]. 船海工程, 2014, 43(4): 65–68, 72. HUANG Zhi-yuan. Strength and construction analysis of the crane foundation support structure for large grab dredger[J]. Ship & Ocean Engineering, 2014, 43(4): 65–68, 72.

[4]張寧, 金躍, 殷海波. 震源船錨機基座及支撐結構強度直接計算分析[J]. 船海工程, 2013, 42(6): 49–52. ZHANG Ning, JIN Yue, YIN Hai-bo. Direct calculation for strength of the energy source boat's windlass base and support structure[J]. Ship & Ocean Engineering, 2013, 42(6): 49–52.

[5]中國船級社. 鋼質海船入級規(guī)范[S]. 北京: 人民交通出版社, 2015. China Classification Society. Rules for classification of sea-going steel ships[S]. Beijing: People's Traffic Press, 2015.

[6]中國船級社. 船體結構強度直接計算指南[S]. 北京: 人民交通出版社, 2009. China Classification Society. Guidelines for direct strength analysis of hull structure[S]. Beijing: People's Traffic Press, 2009.

[7]孫麗萍. 船舶結構有限元分析[M]. 哈爾濱: 哈爾濱工程大學出版社, 2007.

Strength analysis of hydraulic crane hull strengthen structure

TAN Zhong-neng1, WANG Chao-bo1, ZHAO Teng2
(1. West Lake Ship Manufacturing Co., Ltd., Guangyuan 628313, China; 2. School of Shipping and Marine Engineering, Chongqing Jiaotong University, Chongqing 400074, China)

Based on marine hydraulic crane load requirements, two kinds of different scheme to strengthen the base structure have been proposed. The finite element model of crane base and hull strengthen structure was established. According to the CCS specifications, the base and strengthen structure are analyzed in direct calculation. The stress amplitude of two scheme structures were compared under various operating conditions. According to the results of the comparison and analysis, the recommended structure strengthen scheme was put forward. The analysis results can provide reference for marine crane base strengthen structure design.

hydraulic crane；strengthen structure；finite element method；specification check

U 661.43；U 664.43

A

1672 – 7619(2016)11 – 0138 – 05

10.3404/j.issn.1672 – 7619.2016.011.029

2016 – 07 – 21；

2016 – 08 – 10

譚忠能(1964 – )，男，工程師，高級咨詢師，研究方向為船舶設計與制造。