汽車運輸船艉部外底板損傷分析

崔科科

(常石(上海)船舶設計有限公司，上海 200001)

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汽車運輸船艉部外底板損傷分析

崔科科

(常石(上海)船舶設計有限公司，上海 200001)

針對某汽車運輸船船艉結構處外板局部產生的大變形，選取典型板格使用有限元方法進行非線性分析，探究可能產生大變形的載荷；結合關于船艉部外底板頻繁出入水的砰擊效應，探討導致大變形的原因，為設計吃水和艉部船底板距離較小船型的船艉外底板結構設計提供參考。

外底板；塑性變形；非線性；砰擊；損傷

在船舶建造完成以后，實際運營過程中，船體結構損壞事故案例時有發生[1]，通常這些變形的產生都是由于超過設計載荷的外在荷載作用。對于船艉螺旋槳上部的外板，當實船產生變形時常需要大面積換板，耗費人力物力[2]，以某汽車運輸船為例，分析實際運營的船舶的船艉外板發生變形的船體損傷情況，通過非線性有限元計算方法研究分析其導致大變形的原因。

1　分析對象

1.1對象范圍

經確認，運營中本船實際裝貨按照穩性要求進行[3]，損傷位置出現在水線和舵桿中心線交點對應的外板附近區域，該船的艉部布置情況如圖1。

圖1　汽車運輸船船艉縱剖面

圖2　散貨船船艉縱剖面

汽車運輸船載重量相對較小，本船的船長為175 m，干舷甲板高21.615 m，設計吃水為9.6 m。某相當船長的散貨船，干舷甲板高18 m，設計吃水12 m。

圖2所示某散貨船干舷甲板高20.65 m，而設計吃水達到14.4 m。

2　靜載荷分析

2.1模型范圍及損傷情況

選取船艉區域的一處板格，其扶強材尺寸為250×90×9/15,板厚為14 mm，板格長3 023 mm，寬2 430 mm，邊界為簡支，分析該結構在靜載荷作用下的塑性變形，計算基于非線性有限元分析，按圖2進行模型尺寸建模。

圖3中“x”號代表計測點，其分別處于所考慮的板格和筋的中心。帶圈數字表示實船測得扶強材的變形值，帶方格數字代表實船測得板格相對于扶強材的變形值。

2.2載荷工況及結果分析

分析該結構隨著水壓力產生的變形情況，施加各載荷工況見表1，選取典型板格見圖3，有限元分析模型見圖4。

表1　各載荷工況

圖3　選取計算板格

圖4　有限元模型

為進行損傷分析，基于非線性進行，計算出各載荷工況下加載的最大應力，卸載后的殘余應力和塑性變形情況，推斷導致實際船舶損傷變形出現的載荷。

各載荷工況加載作用下計測點出現的最大應力見表2，對應最大應力隨著載荷的變化趨勢見圖5；各計測點在卸載后各計測點出現的殘余應力如表3，殘余應力隨著載荷的變化趨勢如圖6；各計測點在不同水頭高度載荷加載卸載以后出現的殘余變形如表4，殘余變形隨著載荷的變化趨勢如圖7。

表2　加載作用下計測點出現的最大應力　N·mm-2

圖5　最大應力隨載荷的變化

卸載水頭/m板格應力P1P2P3P4扶強材應力S1S2S31000000002000000003079911631404149485440323850789787991621801705595109104114168191185601211251271201811971896513414614014018620219170134153146133190203195

圖6　殘余應力隨載荷的變化

卸載水頭/m板格應力P1P2P3P4扶強材應力S1S2S310000000020000000030000000040466533350122222141620165517292918212722602035342226332765244039253139317027454528354536

圖7　塑性變形隨載荷的變化

根據塑性變形的計算結果(表4)：在水頭高度70 m時，塑性變形45為mm，本船的實測扶強材變形為44 mm，二者結果最為接近。

3　損傷分析

3.1靜載荷分析結果的考慮

根據實際運營情況，本船并未遇到規范規定以外的大風大浪，所以不太可能出現70 m水頭高度作用的載荷，靜載荷并不一定是造成此處船體外板損傷的原因，這種外板的大變形首先要考慮建造工藝是否妥當等因素，另外最好在考慮總縱彎曲，橫向變形，扭轉變形等影響下做全船模型分析才可得出較為全面的結論。

3.2碰擊載荷的考慮

惡劣海況航行時，由于船體與波浪之間的垂向相對運動，船艏出水再次入水時會發生砰擊[4]，參照結構設計共同規范對于艏部砰擊范圍以及補強計算都有明確的范圍[5]，而對于船艉部的情況并沒有涉及。本例中類似損傷在散貨船上幾無出現，對比圖1和圖2發現，汽車運輸船由于滿載吃水線離船艉外板的底部較為接近。由于波浪作用等，會導致此部位的船體外板頻繁出入水面，砰擊載荷應該是引起該外板部位損傷的罪魁禍首。

對于砰擊載荷的模擬，可以按照船模試驗進行[6]，有學者在中國船舶科學研究中心開展了人水砰擊模型實驗[7-8],也可采用有限元方法進行預報，使用二維剛體模型結果更可靠，三維剛體模型與船模試驗的結論較為相符，兩種模型根據需要都是可以用來計算砰擊載荷的[9]。挪威船級社第三部分，第一章，第七節E部分給也出了明確的計算公式。

4　結束語

考慮到船舶營運的安全性，在汽車運輸船的設計中，除了對靜強度進行分析，如果滿載水線距離船艉底部的距離小于1 m，某些雖然規范對艉部砰擊并無強制要求，還是建議設計者通過數值模擬等方法對砰擊載荷進行分析，然后采用船艏船艉砰擊設計的規范設計方法[10]或有限元方法進行結構強度計算。

[1] 趙耕賢，詹志鵠.船體結構損壞事故案例分析[J].上海造船，2010(3)：63-65.

[2] 吳漪，楊啟，王美飛.船體大面積換板變形分析[J].中國修船，2007(6)：10-12.

[3] 劉海遠.船舶穩性對海損事故的影響[J].天津航海，2007(3):16-17.

[4] IACS. Common Structural Rules [S]. IACS,2015.

[5] 駱寒冰，徐慧，余建星，等.艦船砰擊載荷及結構動響應研究綜述[J].船舶力學，2010，14(4):439-450.

[6] 朱顯玲，張遠雙.某雙體船連接橋抨擊強度的校核[J].武漢船舶職業技術學院學報，2015(2)：19-21.

[7] 王輝．船舶砰擊載荷及結構動響應研究[D]．無錫：中國船舶科學研究中心，2010.

[8] 陳小平．LNG船砰擊載荷及結構動響應研究[D]．無錫：中國船舶科學研究中心，2010.

[9] 駱寒冰，吳景健，張智，等.基于顯式有限元技術的二維、三維楔形剛體入水砰擊數值模擬研究[C]∥紀念徐秉漢院士船舶與海洋結構力學學術會議，中國造船工程學會，2011.

[10] DNV,挪威船級社規范[S].July.2014.

Damage Analysis of Aft Bottom Shell on PCTC

CUI Ke-ke

(Tsuneishi (Shanghai) Ship Design Co. Ltd., Shanghai 200001, China)

As there is large deformation happened on the bottom shell of PCTC's aft part, the non-linear FE analysis has been carried out to investigate the possible reasons. It is concluded that the large deformation is caused by the slamming effect for the bottom shell frequently jump in and out the water. According to these analysis and consideration, the structure design for aft bottom shell can be improved for the ships with a short distance between design waterline and bottom shell.

bottom shell; plastic deformation; non-linear; slamming; damage

10.3963/j.issn.1671-7953.2016.01.007

2015-10-13

2015-11-05

崔科科(1983-)，女，碩士，工程師

U661.42

A

1671-7953(2016)01-0032-04

研究方向:船體結構設計

E-mail:katecoca@126.com