基于細化分析的客滾船典型節點優化設計

陳熠畫，吳兆年，彭亞康，李文華,高明星

(中國船舶及海洋工程設計研究院，上海 200011)

客滾船作為布置型船舶，滾裝設備眾多，結構設計必須服從布置需要和裝載要求，全船存在大量結構硬點，如車輛艙內橫梁及縱桁端部、中間管弄間斷處、門窗開孔角隅、外板大開口處、甲板縱桁與艙壁相交處、各種十字交叉處等，所以其結構設計難度高、風險大。對于船體高應力區域構件的屈服強度評估，需要進行細網格有限元計算。對關鍵部位采用細網格建模，可以更好地反映應力集中處應力變化規律[1]，能夠提高計算精度。子模型法從粗網格模型計算結果中獲取邊界條件與載荷輸入[2]，一個子模型可包含多個細化點，計算效率高，廣泛應用于應力集中區域的屈服強度評估與節點優化設計[3-6]。目前，國內外學者對客滾船高應力區域主要關注疲勞強度問題[7-9]，對客滾船細網格應力評估研究較少?？紤]以某大型客滾船為研究對象，在全船有限元結構強度評估的基礎上，根據計算結果與船舶結構特點篩選出應力集中區域和重點關注區域，建立子模型進行細網格計算分析。以中間管弄間斷處、外板間斷處、甲板縱桁與縱艙壁相交處為例，采用50 mm×50 mm網格尺寸進行節點細化，通過子模型法計算以校核關鍵位置的結構強度。對初始節點設計方案進行受力情況分析，比較增加板厚與優化節點設計兩種改進方式對節點應力的改善，探討合理的客滾船節點設計形式。

1 計算模型

1.1 粗網格模型

對某客滾船應用BV船級社軟件VeristarHull進行模型前處理與全船有限元計算，用LR船級社軟件ShipRight進行后處理。客滾船全船粗網格模型見圖1。

圖1 全船粗網格模型

1.2 子模型

在全船粗網格有限元模型計算的基礎上，根據計算結果與船舶結構特點篩選出應力集中區域和重點關注區域，以50 mm×50 mm尺寸進行細網格建模，并向外平滑過渡。

1.2.1 載荷與工況

參考BV船級社要求[10]，目標船主要載荷分為船體梁總縱載荷、船體梁局部載荷和橫向載荷三大類，見表1。

表1 客滾船載荷

1.2.2 邊界條件

子模型法中關聯子模型邊界節點與全船模型對應節點，全船粗網格計算結果會以節點位移的形式傳遞給子模型，提供約束條件。子模型邊界遠離關注區域，子模型邊界選取后需要進行試算驗證。一子模型縱向范圍為FR108～FR135，垂向范圍為3甲板～7甲板，橫向范圍為左舷到右舷，選取圖2子模型邊界條件后，識別全船模型中對應子模型邊界點的節點見圖3所示。子模型與粗網格模型對應區域的應力值差距在1%以內，保證子模型邊界選取的有效性。

圖3 全船模型中對應子模型邊界點

1.2.3 應力衡準

高應力區域通過50 mm×50 mm網格尺寸進行局部結構細化和分析，參考BV船級社[10]規范需滿足以下兩個衡準要求。

1)S×S(S為肋距)網格尺寸內細網格的平均應力需滿足粗網格應力衡準。

σVM-AV≤σMASTER

(1)

2)50mm × 50mm細網格應力需滿足衡準。

σVM≤a·σMASTER

(2)

式中：σVM為50 mm×50 mm網格尺寸內細網格的Von Mises應力；a為位置分項安全系數，a=1.6(遠離焊接區域)，a=1.4(靠近焊接區域)。

目標船舶關注區域均使用AH36級高強度鋼，故細網格應力衡準要求見表2。

表2 Von Mises應力衡準要求 MPa

2 典型節點分析

2.1 中間管弄間斷處

客滾船為滿足車輛轉彎要求，存在中間管弄間斷處(見圖4)，此處結構不連續，又難以設置過渡結構，存在嚴重的角點應力集中問題。

圖4 中間管弄間斷處(平面圖)

如圖4所示，該節點橫向、縱向、垂向結構不連續，受橫向載荷作用影響很大，全船有限元計算中應力較大。

初始設計方案的板厚見圖5，橫艙壁板厚為18 mm,縱艙壁板厚為14 mm。在橫向載荷工況下,間斷的縱橫艙壁同時擠壓十字交叉點,此處發生嚴重變形,最大應力達到944 MPa，超過應力許用值127%，見圖6。該角點位置應力變化梯度很大，存在嚴重的應力集中現象。

圖5 初始方案板厚情況(單位：mm)

圖6 初始方案應力分布(單位：MPa)

1)改進方案1。將橫艙壁板厚局部嵌厚到42 mm, 縱艙壁板厚局部嵌厚到27 mm，如圖7所示。橫向載荷工況，縱橫艙壁間斷處十字交叉點最大應力降至714 MPa如圖8所示，仍然超過應力許用值75%。在板厚增加133%的情況下，應力僅僅下降24%，表明此節點單純通過增加板厚已無法解決高應力問題，需要改變結構形式。

圖7 改進方案1板厚情況(單位：mm)

圖8 改進方案1應力分布(單位：MPa)

通常情況下，類似結構間斷點一般可以通過加設肘板，將高度集中的應力轉移出去。然而，中間管弄間斷處位于客滾船的車輛甲板，此處需要滿足車輛通行與轉彎要求，結構設計應服從布置要求。該節點不能夠直接向外加設肘板，否則會影響車輛通行。

2)改進方案2。將艙壁局部內凹，做成軟趾的形式，橫艙壁板厚為20 mm,縱艙壁局部嵌厚至36 mm，見圖9。在不影響車輛轉彎的情況下，通過改變節點形式將節點軟化，實現將高度集中的十字交叉處的應力轉移至肘板圓弧處，成功將最大應力水平降至412 MPa，見圖10。

圖9 改進方案2板厚情況(單位：mm)

圖10 改進方案2應力分布(單位：MPa)

此時最大應力位于肘板圓弧處，最大應力值較初始設計有56.4%的降低，能夠滿足衡準的要求，方案2較初始設計及方案1均有明顯的改善。

2.2 外板大開口處

客滾船在舷側放置救生艇等設備，導致外板出現大開口，見圖11。外板大開口處開設了大型玻璃窗，進一步降低結構連續性，初始節點設計形式，見圖12。此時玻璃窗距外板大開口處較近，在局部外板板厚為20 mm的情況下窗戶圓弧處應力高達985 MPa，見圖13,超過應力衡準112%。

圖11 客滾船外板大開口處(側視圖)

圖12 初始節點設計形式

圖13 初始節點設計形式應力水平(單位：MPa)

改進方案1將窗口角隅嵌厚到36 mm，見圖14，應力下降到695 MPa，見圖15。應力水平仍然較大。在板厚增加80%的情況下，應力僅僅下降29%，在節點設計不變的情況下，單純增加應力水平較高位置處的板厚收效并不顯著，無法解決開孔角隅處應力集中的問題。

圖14 改進方案1板厚(單位：mm)

圖15 改進方案1應力水平(單位：MPa)

改進方案2將外板過渡區域加大，圓弧過渡半徑從800 mm增加到3 500 mm,并布置加強筋，見圖16。

圖16 改進方案2節點設計形式

加強筋距板邊較近,為了更好地模擬結構布置型式，局部采用25 mm×25 mm的精細網格,見圖17，窗口角隅處最大應力較原始設計方案降低58.2%降至412 MPa(應力最大處4個單元應力平均值)。另外，此節點位于客滾船外表面，在做節點加強時應注意在保證結構屈服強度的同時兼顧藝術美感[11]。

圖17 改進方案2應力水平(單位：MPa)

2.3 甲板縱桁與縱艙壁相交處

甲板縱桁與縱艙壁相交處存在“強”結構與“弱”結構的連接。該節點在縱桁端部有風管開孔，初始節點設計形式見圖18。甲板縱桁端部的開口減小了縱桁的有效承載面積，使得該區域剛度更弱，而且開孔邊緣通常存在應力集中問題。一般情況下，車輛甲板要求甲板橫梁與縱桁端部不能開孔，但此處由于管系布置需要，縱桁端部開孔無法避免。初始設計方案中縱桁端部孔邊緣最大應力達到701 MPa,縱桁與艙壁相交處最大應力為520 MPa,見圖19。

圖18 初始節點設計形式

圖19 初始節點設計形式應力水平(單位：MPa)

改進方案1較初始設計，縱桁腹板板厚從20 mm嵌厚到36 mm，見圖20，開孔處最大應力降至574 MPa，縱桁與艙壁相交處最大應力為527 MPa，見圖21。板厚增加了80%，但最大應力僅下降18.1%。對于縱桁與艙壁十字相交處，板厚也從18 mm增加到28 mm，增加了55.6%的板厚，但節點應力基本沒有變化。

圖20 改進方案1板厚情況(單位：mm)

圖21 改進方案1應力分布情況(單位：MPa)

為改善縱桁端部開孔處應力集中問題，改進方案2將縱桁開孔處增設環形面板，并將縱桁與艙壁相交處嵌厚到36 mm，見圖22。

圖22 改進方案2結構形式

該方案下，縱桁端部開孔處最大應力為402 MPa,較初始方案降低42.7%，甲板縱桁與艙壁相交處最大應力降至393 MP，較初始方案降低24.4%，見圖23。在甲板縱桁與縱艙壁相交處，嵌厚甲板縱桁端部時，要使相應嵌厚相連接的縱艙壁良好過渡以避免相交處的高應力。開孔增加環形面板后，孔邊緣從遠離焊接區域轉變成靠近焊接區，應力衡準發生變化，從465 MPa降至407 MPa。

圖23 改進方案2應力情況(單位：MPa)

3 結論

在大多數情況下，增加板厚可以實現應力水平的降低，但存在特殊節點不能夠單純地通過增加板厚來滿足設計中應力衡準的要求。通過合理地優化節點形式，可以有效實現高應力區域的轉移，降低應力最大值，提高結構的使用壽命。

針對上述3種客滾船典型節點的細網格計算分析，可以得到以下結論。

1)在車輛甲板中間管弄間斷處，應力高度集中且布置緊張時，可將艙壁局部內凹，適當軟化節點。

2)外板大開口與門窗開口破壞了船體外板的結構連續性，不利因素疊加處應當保證結構充分過渡，避免開口角隅處的應力集中。

3)強弱結構突變處應力水平較高,如甲板縱桁與縱艙壁相交處，當此區域存在不可避免的開孔時應做充分加強，必要時開孔可增加環形面板。