基于FEM的散貨船自卸系統設計研究

王艷龍，王桂云，李遵偉

（山東省科學院海洋儀器儀表研究所，山東青島 266001）

基于FEM的散貨船自卸系統設計研究

王艷龍1，王桂云2，李遵偉3

（山東省科學院海洋儀器儀表研究所，山東青島 266001）

為論證自卸設備結構形式的安全合理性，采用有限元分析方法，對多種作業工況下自卸設備進行強度和變形分析。闡述了設備的受力特性和變形規律，可供以后此類設備設計時參考。

自卸設備；強度；剛度；有限元分析

0 引言

隨著現代工業的不斷發展，人力成本越來越高，工作效率也越來越受到各行各業的重視。散貨船作為三大主流船型之一，在世界范圍內的運輸中起著重要作用。大型散貨船也越來越受到廣大船東的青睞。但隨著船型噸位的增大，貨物裝卸方式以及裝卸效率成為廣大船東逐漸關注的問題。自卸式散貨船是從傳統散貨船演變過來的新型散貨船，由于其自帶貨物裝卸系統，大大提高了運輸效率，節約了時間和人力成本。

1 初步設計方案

2013年初，某集團承擔建造來自巴西船東的90000DWT自卸散貨船的設計建造任務，其詳細設計以及全套裝卸設備結構設計由某公司承擔。整個自卸系統分為貨艙區的貨物吊，主甲板上伸縮卸貨皮帶機，皮帶機牽引裝置構成。全套設備布置圖如圖1所示。

圖1 起重設備布置圖

結合船東和設備方提供的技術方案，貨艙區裝卸貨物實際情況以及船舶設備布置的情況，整套卸貨設備布置如圖2所示。

圖2 卸貨系統布置圖

如布置圖所示，貨艙區卸貨吊將貨物放入料斗，貨物從料斗流入物料傳送帶，經伸縮卸貨皮帶機將貨物卸到碼頭。整套卸貨設備卸貨過程當中，伸縮卸貨皮帶機通過起重柱牽引進行不同方位的回轉，從而實現碼頭不同方位的自動裝卸，大大提高了裝卸效率。伸縮皮帶機在牽引起重柱的牽引作用下進行方位回轉時，設備承受的載荷也不斷地進行變化。復雜多變的作業角度、伸縮機構的長度以及牽引設備的高度使得設備上所受的載荷復雜多變，尤其當伸縮皮帶機上裝滿貨物時需要改變碼頭卸貨位置時，對整套設備的強度和剛度提出了更高的要求。整套設備的安全作業，不光關系到卸貨的效率以及船舶結構的強度，更關乎的工作人員的生命安全。

2 設計及計算目標

針對以上問題，本文以優化整套系統的強度和剛度為設計目標，分析不同回轉方位下伸縮皮帶機和牽引起重柱在設計載荷下的應力水平和相對剛度變形，進行結構強度和剛度計算。根據分析結果，對結構形式及尺寸進行優化，最終實現整套設備在滿足使用要求的基礎上結構最優。

圖2所示布置圖中，牽引起重柱位于貨物傳送帶和甲板機械的中間，伸縮皮帶機的回轉基座位于主甲板處。由于設備的位置及工作原理，需保證牽引起重柱的牽引中心和伸縮皮帶機的回轉中心同軸。而牽引起重柱基座的軸心并不與回轉中心重合，為滿足作業要求，需將牽引起重柱的結構在垂直方向上做成偏心的結構形式，來實現整套卸貨設備的同軸回轉，如圖3所示。

圖3 起重柱回轉示意圖

綜上設備作業原理和本文分析目標，運用有限元分析軟件：1）MSC. PATRAN version 2005；2）MSC.NASTRAN version 2007，對設備的強度和剛度進行分析及優化。

3 設計工況及初步結果

對整套回轉和牽引設備進行強度剛度分析。整套卸貨系統在卸貨時的載荷[1,2]主要包括：1）設備自重載荷；2）貨物起升載荷；3）起重機回轉及起升產生的慣性力；4）船舶運動附加載荷；5）風浪載荷。

承受載荷合成及初步結構模型[3]如圖4所示。

圖4 起重系統有限元模型

考慮到設備在不同方位角的工作范圍，從設計角度出發，本文每隔30度選取一種作業工況進行分析，如圖5所示。

圖5 起重柱工況

經不同工況下計算分析，最嚴重作業角度結果如圖6、圖7所示。

圖6 0°工況合成應力

圖7 90°工況合成應力

從應力云圖中發現，在牽引起重柱頂端存在嚴重的應力集中，零度作業角度工況下尤為嚴重，且起重柱上端區域應力過大，存在強度不足的工況。在 90度作業角度工況下起重柱頂端應力狀況較好，但在起重柱與首樓甲板相接的根部位置存在應力集中。因此整套設備的初步設計方案強度和剛度均不滿足行業法規要求[2,3]，需對起重柱結構進行改善來增強整套系統的強度和剛度。

4 結構強度優化

為有針對性地解決問題，實現對設計目標的優化。結合設備受力情況，對存在主要設計問題的起重柱模型進行簡化。整個牽引起重柱垂向結構由首樓甲板和上甲板做端部固定，可簡化成一個變截面的懸臂梁。而上端為實現同軸回轉，水平頂端結構可近似簡化成由垂直結構上端固定的懸臂梁，端部固定程度隨垂直結構的剛度加強而變大[4]。因此作用在起重柱上的載荷對垂直結構形成彎曲扭轉綜合變形，而對上端水平結構形成彎曲變形。

將整個模型進行理論簡化后，懸臂梁力學分析[5]如下：

其中：σmax為最大正應力，MPa；M為截面處彎矩，kN·m；ymax為截面最大高度，mm；Ix為截面慣性矩，mm4；τ為剖面剪應力；F為支反力，kN為截面面積靜矩，mm3；b為截面寬度，mm；W為剖面模數，mm3。

在上端水平結構處，由于端部剖面模數較小，載荷形成的彎矩使得水平結構的彎曲應力過大，在水平與垂直相交處，由于剖面突變和結構硬點造成應力集中。當設備沿船寬工作時，載荷對垂直結構形成彎曲作用，而對水平結構僅僅存在拉壓作用，因此上端水平結構為單向受拉，在上端界面變化處并未出現應力集中，而在首樓甲板處出現了應力集中。由于起重柱的截面為矩形薄壁，在各個方向上的剖面模數大小不同，造成整個結構的應力水平的差別也較大[6,8,9]。如起重柱垂直結構剖面在船寬方向的剖面模數顯然要大于沿船長的方向。但起重柱在首樓甲板處的界面尺寸受貨物傳送帶和錨泊設備位置的限制，無法增大船長方向的截面尺寸。

結構具體改善措施如下：1）水平結構端部增加過渡結構，既可增大水平結構的剖面模數，又避免形成應力集中點；2）在過渡結構端部為避免形成應力集中，增加兩塊嵌厚板；3）在零度回轉工況下，對于水平結構，沿船長增加截面高度可最有效增大該方向剖面模數，由原來的1.2m改為2.4m；4）針對首樓甲板處應力集中，由于結構、設備布置等限制，在起重柱根部進行局部加厚，首樓甲板與起重柱相交位置也進行局部加厚。

改善后的結構強度分析如圖8、圖9所示。模型最大變形如圖10所示。

圖8 0°工況合成應力

圖9 90°工況合成應力

圖10 模型最大變形

從結構應力水平可看出，起重柱垂直結構上端的應力大大減小，頂端水平處的應力集中也已消除，驗證了結構分析與實際受力的一致性。而回轉皮帶機的強度由于基座高度較小，作用在基座上的載荷對基座根部所形成的彎矩和扭矩不大，經校核結構強度滿足行業法規標準。

5 剛度二次優化

從變形圖中可看出，強度已滿足要求，但整個起重柱的變形較大，在頂端達125mm。而下端回轉皮帶機的變形和起重柱的變形相反。這樣整個系統的相對撓度相互疊加，使得起重柱的牽引中心和回轉皮帶機回轉中心嚴重偏移，造成整套設備在回轉工作時的不穩定性，因此有必要對整套系統進行剛度二次優化。

將起重柱剖面進行理論簡化后，整個起重柱撓度沿垂向分布如下：

起重柱端部變形為：

式中：ω為撓度變形，mm；h為截面高度，mm；F為截面處支反力，kN；E為彈性變量；I為剖面慣性矩，mm4。

起重柱界面為薄壁矩形，根據其剖面和受力特性可簡化為工字鋼端面，沿起吊方向的邊為腹板，與作業方向垂直的邊為面板。通過變形公式可得出，增加腹板尺寸為增大剖面模數最有效的手段[7]。結合總布置圖發現，起重柱前后端被錨機和貨物傳送帶所限制，這樣使得增加梁截面的腹板高度難度較大。根據剖面模數計算原理，本文通過增加腹板厚度來增加整個梁截面的剖面模數。

此外，結構初步設計時，考慮加強筋自身的彎曲強度和剛度，為增大骨材自身的剖面模數，垂向圍壁結構選用球扁鋼加強筋。經分析后，扶墻材自身強度及剛度均滿足接受標準，但球扁鋼對整個梁截面的剖面模數貢獻不及扁鋼，且受到骨材規格的限制。因此將加強筋改為扁鋼，使得型材可不受規格限制，且扁鋼型材的界面型心距整個梁的面板較近，可以更有效的增大整個梁的剖面模數。除了改變型材形式，通過增加縱壁來增加剖面腹板的厚度，很好地避免了腹板厚度太大的弊端，具體見圖11所示。

圖11 截面扶強材

起重柱作為簡化的懸臂梁，除梁自身剛度以外，端部固定程度也對梁的變形撓度有較大的影響。從整個模型的變形可得出，起重柱通過上甲板和首樓甲板共同固定，經計算對比得出首樓甲板對起重設備起主要端部固定作用。但首樓甲板由于結構限制，使得起重柱后端在垂向自由，根部變形的垂向線性增加造成上部頂端的撓度過大。如端部處理不佳，下邊界的微小位移將造成頂端較大的撓度變形。因此通過進一步根部固定將大大增加整套系統的剛性。結合設備布置以及結構改善需求，首樓甲板上部被甲板機械設備所限制，無法進行加固。本文選擇在首樓甲板與主甲板之間增加固定艙壁來增加固定端的剛度。

對于起重柱上部結構和水平結構的強度和剛度改善，進一步增大上部結構的腹板高度可有效增大截面的剖面模數。

6 最終計算結果

經結構優化后的最終計算結果如圖12所示。工況最大變形如圖13所示。從應力計算結果看出，整套卸貨設備的合成應力水平已降至規范接受標準以下[2,3]，滿足強度要求。

圖12 模型最大合成應力

圖13 工況最大變形

經過各個回轉角度的分析，最大變形仍為 90°作業工況。從整個有限元模型的變形趨勢可以看出，垂向結構在首樓甲板處的變形為3mm，可近似認為剛性固定，經整個模型變形的線性增長，到折角高度處增加至 26mm。在頂端水平結構，中間位置為 62.3mm,接近前后端變形的平均水平。考慮到上部結構的剛性，前后的變形差異主要由于整個垂向結構的扭轉造成。前端變形為彎曲和扭轉形的疊加變，后端為彎曲和扭轉相減變形?？梢缘贸鲈谧畲笞冃喂r中，彎曲大約貢獻62mm的變形，扭轉大約形成5mm的變形[4]。

7 結論

本文通過模型簡化，采用力學理論分析與有限元相結合的手段，對整套卸貨設備強度和剛度進行強度和剛度分析并進行優化，有針對性的提出了多項結構優化方案，為后續相關起重設備的結構設計及優化提供了有利參考。

[1] 中國船級社. 船舶與海上設施起重設備規范[S].2008.

[2] LR. Code for Lifting Appliances in a Marine Environment[S]. August 2009.

[3] 中國船級社. 鋼制海船入級規范[S]. 2012.

[4] 李廉錕. 結構力學[M]. 北京: 高等教育出版社,2012.

[5] 孫訓方. 材料力學[M]. 北京: 高等教育出版社,2012.

[6] 陳菊芳. 氣動雙機械手門架裝置的有限元分析[D]. 南京理工大學, 2002.

[7] 陳力攀. 薄壁鋼梁彎扭屈曲理論的分析[D]. 哈爾濱工程大學, 2007.

[8] 陳南華, 李艷貞. 1500t起重船A型吊臂結構強度有限元分析[J]. 船海工程, 2013, 42(6): 36-39.

[9] 王偉, 謝永和. 多工況下大型起吊船扒桿的結構分析[J]. 船海工程, 2013, 37(3): 7-9.

Studies of Self-Unload System on Bulk Carrier Based on FEM

WANG Yan-long1, WANG Gui-yun2, LI Zun-wei3
(Institute of Oceanographic Instrumentation, Shandong Academy of Sciences, Qingdao 266001, China)

In order to prove the safety and reasonability of the structure of transloader equipment, the paper gives strength and deformation analysis for transloader equipment in multiple operating condition based on FEA. Consequently, the load performance and deform trend of the equipment are elaborated to provide some reference for the future design of similar equipment.

transloader equipment; strength; stiffness; FEM

U661.43

A

10.16443/j.cnki.31-1420.2015.06.010

王艷龍（1985-），男，碩士，主要從事船舶與海洋結構物設計及結構計算。