大型集裝箱船橫置C 型LNG 燃料罐鞍座結構設計優化

陳樂昆 張思航 韓 鈺

（中國船舶及海洋工程設計研究院 上海 200011）

0 引 言

國際海事組織（international maritime organization,IMO）已于2020 年1 月1 日正式實施新的排放規定，要求全球范圍內船舶燃油含硫量從3.5%降至0.5%。液化天然氣（liquefied natural gas, LNG）儲量豐富且較傳統柴油燃料更為清潔，以LNG 為動力來源的船舶具有續航力強、排放少、經濟效益高的特點。與其他類型的LNG 燃料罐相比，C 型LNG 燃料罐價格便宜、安裝方便，并且可以單獨建造，因此配備C 型LNG 燃料罐的雙燃料船舶已被越來越多的航運企業所青睞。

針對LNG 運輸船，楊青松等[1]對1 艘6 400 m3LNG船的鞍座及附近結構進行了強度分析；楊光等[2]通過對1 艘LNG 運輸船實際算例進行分析,得到1 套合適、準確的艙段有限元直接計算方法，為LNG 運輸船貨艙結構的設計與校核提出了合理的建議。針對雙燃料運輸船，劉曉媛等[3]以1 艘超大型集裝箱船作為研究對象，對其B 型LNG 燃料艙的結構強度進行了校核；瞿榮澤等[4]通過研究雙燃料船C 型獨立燃料罐與鞍座之間的受力方式，解決了鞍座及周邊結構的設計問題；李闖等[5]對某型搭載C型LNG 燃料艙的雙燃料散貨船進行直接計算，探討了不同加強環結構位置與不同鞍座支撐包角對于燃料艙、加強環、鞍座及其附近船體結構強度的影響；劉新宇等[6]通過實例計算，量化分析了極端載荷工況下的船體梁變形對液罐強度的影響。

總體而言，目前對于C 型LNG 燃料罐鞍座的強度分析以普通LNG 運輸船為主。這是由于大型集裝箱船具有高航速和初穩性高度（GM值）較大等特點，而C 型燃料罐則因自身較重且布置方式較特殊等原因，導致其鞍座所受載荷較大且應力集中現象顯著，疲勞破壞風險很高，因而有必要對其鞍座布置和結構形式開展相關的研究。本文以1 艘14 000 標準箱大型集裝箱船為研究對象，對其鞍座的結構強度和疲勞壽命進行分析計算，將優化設計與傳統LNG 運輸船的鞍座結構進行比較，為后續采用C 型LNG 燃料罐船舶的鞍座設計提供參考。

1 燃料罐布置方案

本案例中的這艘14 000 標準箱集裝船，為達到續航力要求，采用的C 型LNG 燃料罐容積達到12 300 m3。其型式為雙耳罐，半徑為8.7 m、罐體總寬度為24.5 m、罐體長度為39 m（見圖1）。

圖1 船體縱剖面（LNG 燃料罐布置）

該燃料罐布置于前島生活樓下方的船體內部，但受限于船長方向空間的限制，故該區域只能損失生活樓前部貨艙內的部分箱位以換取足夠的布置空間。在可用于燃料罐布置的空間內，其船寬方向間距約45 m，大于約30 m 的船長方向間距；此外,考慮到罐體自身長度大于寬度的特點，該船采用了與傳統LNG 運輸船截然不同的布置方式，即將燃料罐橫向布置于船體的內底板之上。與之相對應，船體的鞍座結構也只能沿船長方向布置，并且在船寬方向左右各設置1 種鞍座結構，其中左舷為固定鞍座，右舷為滑動鞍座，參見圖2。

圖2 船體橫剖面（鞍座布置）

雖然優化后能將C 型燃料罐布置在船體內，但與傳統LNG 運輸船相比，鞍座所承受載荷變化較大，因而需對鞍座及其加強結構進行強度分析。

2 鞍座型式對比

鞍座分為固定鞍座和滑動鞍座，主要結構包括鞍座面板、鞍座腹板、擋板、鞍座肘板與擋板肘板等，在鞍座面板上方還墊有一定厚度的層壓木。固定鞍座處，層壓木與液罐筒體及不銹鋼片和鞍座面板之間有環氧樹脂膠泥填充。滑動鞍座處，層壓木分為上下2 塊，上部層壓木與液罐筒體以及下部層壓木與鞍座面板之間有環氧樹脂膠泥填充，2 層層壓木之間通過不銹鋼片接觸。不銹鋼片和層壓木之間會發生小幅滑移，并且層壓木作為墊塊，其只能承受壓力而無法傳遞拉力。傳統鞍座的結構形式如圖3 所示。

圖3 傳統鞍座結構形式

如圖4 所示，與傳統鞍座相比，優化后的固定鞍座結構形式主要有如下改進：增加擋板面板；擋板肘板和鞍座肘板趾端采用雙圓弧形式；鞍座肘板趾端加入嵌厚板。

圖4 優化后的固定鞍座結構形式

3 鞍座有限元分析

考慮到本文所分析的內容屬于鞍座的局部強度問題，有限元模型的范圍取為燃料艙區域的前后水密端壁之間，邊界條件在前后端壁處采用剛性固定。

3.1 鞍座有限元建模處理方式

圖5 為鞍座有限元分析模型的縱向剖面。有限元模型非評估區域用s×s網格大小（s為縱骨間距），平臺、縱桁等主要支撐構件采用板單元模擬，縱骨、扶強材等弱構件采用梁單元模擬。鞍座評估區域用50×50 網格大小。

圖5 鞍座有限元分析模型縱向剖面

對于鞍座與罐體之間的接觸方式，采用的有限元建模方式如下：

（1）固定鞍座面板和擋板使用板單元定義,層壓木使用體單元定義，如下頁圖6 所示。考慮到體單元和板單元間發生位移的幅度有限，故將接觸面定義設置為線性接觸，接觸切向摩擦系數取0.2。

圖6 固定鞍座-層壓木-罐體接觸定義

（2）滑動端層壓木上下2 塊分別定為體單元,如下頁圖7 所示。考慮到上下2 塊層壓木間發生位移的幅度有限，故將接觸面定義設置為線性接觸,接觸切向摩擦系數取0.2。

圖7 滑動鞍座-層壓木-罐體接觸定義

（3） 層壓木與罐體之間有環氧樹脂膠泥填充，幾乎不發生相對滑動，因而兩者之間剛性固定。

本文通過NASTRAN 軟件內的模塊對體單元和板單元間的接觸進行模擬分析。

3.2 屈服強度分析

綜合考慮船體運動及罐體所受加速度的情況，確定的屈服分析工況如表1[7]所示。鞍座肘板沿船寬方向布置，此結構上所承受的船體梁載荷極小，因而本文的分析工況不考慮總縱應力的影響。

表1 屈服分析工況

表中的加速度根據《使用氣體或其他低閃點燃料船舶國際安全規則》（the international code of safety for ships using gases or other low flashpoint fuels,IGF-Code）計算得出。船體垂向加速度、橫向加速度與縱向加速度分別如式（1）、式（2）和式（3）所示：

與LNG 運輸船相比，雙燃料集裝箱船存在燃料罐裝滿且船舶處于壓載吃水的工況。壓載吃水下，船舶的初穩性高度GM值較大，同時船舶實際水線與罐體中心的垂向距離z值也較大。因而，船體的橫向加速度ay較LNG 運輸船較大。該船3 個方向加速度的計算值分別為：ax=0.16，ay=0.967，az=0.542。

在船體加速度和重力加速度共同作用下，罐體內部液體壓力Pgd計算公式如式（4）所示，其單位為MPa。

式中：aβ為在β方向上的矢量加速度，m/s2；zβ為在β方向上計算點值至筒體的最大高度，m。

圖8 至圖11 為不同工況下，罐體和船體外板所受載荷云圖分布。

圖8 LC1 罐體和外板載荷云圖

圖9 LC3 罐體和外板載荷云圖（LC2 類似）

圖10 LC4 罐體和外板載荷云圖（LC5 類似）

圖11 LC6 罐體和外板載荷云圖（LC7 類似）

3.3 疲勞強度分析

由于鞍座結構所承受的交變應力較大，因而需要對應力集中的區域進行疲勞強度校核，疲勞載荷的累計效應需滿足[7]：

式中：ni為燃料罐使用壽命期間每一應力水平的應力循環次數；Ni為按照S-N 曲線，相應的應力水平在達到斷裂時的循環次數；nLoading為燃料罐使用壽命期間裝卸循環次數，通常不少于1 000 次（1 000 次循環通常對應于20 年的操作），裝卸循環包括完整的應力循環和熱循環；NLoading為因裝卸產生的疲勞載荷達到斷裂時的循環次數；Cw為最大許用累積疲勞損傷率。疲勞損傷率基于燃料罐的設計壽命，應不小于108的遭遇波浪。

3.3.1 疲勞分析工況

傳統LNG 運輸船的疲勞分析工況一般選取滿載和壓載工況，其中滿載工況下罐體裝滿，壓載工況下罐體為空。而以LNG 作為燃料的船舶在實際運營過程中，由于罐體內的液位高度不斷變化，因此比傳統LNG 運輸船的情況更為復雜，并且燃料罐不存在完全排空的狀態。根據以上特點，同時最大程度簡化分析流程，本文分別選取裝滿燃料和裝載50%燃料這2 種工況進行疲勞分析，參見下頁表2。

表2 疲勞分析工況

表2 中的動載荷工況分為以下幾種：H 為迎浪，垂向波浪彎矩達到最大時的規則波；F 為隨浪，垂向波浪彎矩達到最大時的規則波；R 為橫搖運動達到最大時的規則波；P 為水線處水動壓力達到最大時的規則波。

3.3.2 疲勞累計損傷計算

結構在裝載工況（j）的疲勞累計損傷度D（j）按式（6）計算：

式中：α(j)為裝載工況（j）的時間分配系數；ND為船舶營運設計壽命期間經歷的載荷循環次數,ND=31.557×106(f0TD)/(4logL)；f0為船舶營運系數,取為0.85；TD為設計壽命，a；ΔσFS,(j)為裝載工況（j）的應力幅值；NR為載荷譜回復周期的循環次數,取為102；ξ為Weibull 形狀參數，取為1；Γ（x）為完全Gamma 函數值；K2為S-N 曲線參數；L為船長，m。

結構節點的總累計損傷度按式（7）計算：

式中：nLC為裝載工況個數。

3.3.3 疲勞壽命計算

疲勞壽命按式（8）計算：

式中：TD為設計壽命，本船的設計壽命為25 a。

3.3.4 S-N 曲線

S-N 曲線表示結構節點受到交變應力幅值與達到疲勞破壞所需循環次數N的關系。

根據本船疲勞評估結構節點的位置特征，選取相關S-N 曲線參數見表3。

表3 S-N 曲線參數

3.4 分析結果對比

3.4.1 屈服強度

優化前后的鞍座結構，7 個工況下最大應力水平的對比如圖12 所示。其中應力水平最高的工況是LC2，為最大橫向加速度下的工況。

圖12 優化前后鞍座最大應力計算結果對比

此工況下，由于燃料罐在船寬方向沒有其他結構的支撐，鞍座承受了較大的橫向載荷。該工況的應力云圖對比如下頁圖13 所示。從中可以看出，最大的應力出現在趾端根部。優化前趾端的最大應力為1 840 MPa，優化后趾端的最大應力為569 MPa，應力水平降低了69%。

圖13 LC2 優化前后鞍座應力云圖對比

下頁表4為細網格有限元分析的屈服強度衡準。

表4 屈服強度衡準

3.4.2 疲勞年限

疲勞評估點如下頁圖14 所示，優化前后的疲勞年限對比見下頁表5。

表5 疲勞年限對比

圖14 疲勞評估點

計算結果表明：優化后的鞍座結構應力水平大幅降低，疲勞年限得到大幅提高；增設擋板面板提高了鞍座對于橫向載荷的抗彎能力；趾端設計采用雙圓弧的形式，較優化前的趾端形式應力過渡更加平緩，應力集中現象得到明顯改善。

4 結 論

本文采用有限元方法，以1 艘14 000 標準箱雙燃料集裝箱船作為研究對象，分別對傳統形式和優化形式的鞍座結構進行分析對比，得到結論如下：

（1）用體單元模擬層壓木，用線性接觸來模擬層壓木與罐體及鞍座面板間的相互關系，能夠較真實地反映接觸區域的載荷傳遞關系；

（2）傳統形式的鞍座結構應力集中現象較為明顯，結構強度和疲勞年限均不能滿足要求，結構安全性不足；

（3）優化后的鞍座結構承載能力更強，趾端形式更為合理，能夠有效緩解集中現象，最大應力水平降低69%，最低疲勞壽命提高24.6 a。

針對大型雙燃料集裝船內部C 型燃料罐特殊的布置特點及鞍座受力情況，本文可為類似船型的設計研發提供參考。