82000dwt 散貨船底部縱骨節點疲勞分析優化

潘 希 穎

（BV船級社（中國）有限公司，上海 200011）

0 引 言

散貨船疲勞計算是船舶設計的重要內容。自從2006年散貨船共同規范（CSR Bulk Carrier）頒布以后，由于各家船級社采用相同的公式，具有可比性，極大地提高了船舶設計的安全度。但是更嚴格的疲勞計算[1]要求也使船舶結構變得復雜，船體重量增加，并增加船廠生產成本。在滿足CSR疲勞壽命要求的前提下，對不同的疲勞節點進行比較，以得出有效可行的優化方法。

1 縱骨疲勞節點優化

1.1 對象

如何通過節點優化來滿足散貨船底部縱骨在肋板加強筋處的疲勞壽命，要研究的對象為一條82000dwt散貨船第三貨艙Fr.169號肋位處縱骨的疲勞壽命（見圖1～3）。

圖1 82000dwt散貨船

如圖2所示，分別在雙層底底部選取BL13以及舷側SL6球扁鋼為研究對象。

球扁鋼尺度為； HP300×12AH36（BL13）、HP280×11AH36（SL6）

肋板處加強筋為：FB200×15

縱骨間距： 850mm

肋距： 2595mm

圖2 82000dwt散貨船橫剖面

1.2 CSR BC疲勞計算原理及公式

按CSR的規定，長度為150m以上散貨船疲勞壽命的目標為25a。CSR-BC疲勞計算的基本原理是累積損傷度理論、S-N曲線（B型）， 公式為：

式中：ΔσE,j——缺口（切口）應力范圍：

式中：ΔσW,j——熱點應力范圍。

由式（4）可知，熱點應力范圍的大小對結構的疲勞壽命影響巨大，如果通過節點結構的優化能有效地降低熱點應力范圍，就可提高疲勞壽命。對于熱點應力范圍的取得，CSR中主要推薦了3種計算方法：簡化法、疊加法和直接計算法。這3種方法都被認為是有效的計算方法，相比之下簡化法更為簡便易行，對于縱骨的疲勞計算來說是主要的計算手段。

圖3 底部縱骨穿越肋板的典型節點

圖4 傳統典型的縱骨穿越肋板節點

1.3 傳統縱骨在肋板加強筋處疲勞節點形式

傳統典型的節點見圖 4所示，在加強筋處有軟趾，同時背后有肘板加強，而加強筋根部的切口為R35的扇形孔。對比圖3可以很容易發現該型82000dwt散貨船取消了縱骨的背部肘板。對于本船采用的球扁鋼之類的非對稱剖面縱骨，在中國船級社發布的《船舶結構疲勞強度指南》[3]（以下簡稱為《指南》）中曾明確指出，當該類縱骨作為上下連通的底邊艙底部縱骨時應該設立背部軟化肘板，否則不應當接受。顯然本船如圖3所示的節點形式并不滿足《指南》的要求。不過《指南》中所提及的只是一般性原則，并沒有明確當該類縱骨在采用不同軟化切口的情況下，是否能夠避免背部肘板的設立。因此本文的目標是通過對不同切口節點進行研究，以判斷其是否能夠有效地提高縱骨疲勞壽命，從而滿足CSR規范關于疲勞壽命的要求。在傳統的扇形孔切口情況下，縱骨的疲勞壽命可以利用CSR中所提供的應力集中系數（見表1）采用簡化計算法得到（去除背部肘板之前和之后），結果分別見圖5、6。

圖5 去除背部肘板之前的疲勞壽命（傳統扇形孔節點）

圖6 去除背部肘板之后的疲勞壽命（傳統扇形孔節點）

表1 縱骨端部連接處應力集中系數（CSR 規范）

結果正如《指南》所提示的那樣：在沒有取消背部軟肘板之前，縱骨的疲勞壽命是足夠的，而取消肘板之后其疲勞壽命明顯下降，無法滿足要求。

1.4 幾種優化方案的比較

對于沒有背肘板的縱骨節點來說，熱點在于縱骨面板靠近加強筋下端部a點處（如表1中圖標所示）。分析a點處的結構特點，可以發現主要的應力集中是由扇形孔與縱骨面板相交而引起的。所以應盡可能軟化a點處切口的趾端以及使切口遠離肋板。分別對以下幾種切口形式進行比較（見圖7～9）。

圖7 鑰匙孔切口

圖8 帶缺口的鑰匙孔切口

以上幾種切口都被認為能夠有效提高疲勞壽命，但是在CSR提供的列表中并沒有給出這幾種切口相關的系數，因此很難通過簡化計算法得到相應的疲勞壽命。

1.4.1 熱點處應力集中效應比較

從疲勞計算原理知，疲勞壽命的降低主要是由于應力集中過大。因此在相同載荷作用下，應力集中較小的節點形式必然提高疲勞壽命。分別對以上3種節點形式建立了有限元計算模型，并在外板增加相同的局部外載荷，結果得到熱點處的主應力（見表2）。

圖9 “Ω”孔切口

表2 熱點處主應力計算結果 單位：MPa

由表2可知，“?”孔型節點的疲勞節點的應力下降最多，約14%，帶缺口的鑰匙孔次之，而單純的鑰匙孔只能起到有限的作用。在CSR公式中系數Kgl實際就是相當于局部載荷作用下的集中力系數。通過比較以上幾種方案，建議可以保持簡化法中Kgh不變，而相應調整Kgl（見表3）。從而仍舊可以采用簡化計算法得到這幾種切口下的疲勞壽命值。

值得一提的是，在未來將實施的HCSR[4]中引入了“?”孔型節點（見表4）。其中：

Ka：軸向載荷應力的幾何應力集中因子，可對應于CSR（BC）的Kgh。

Kb：側向壓應力的幾何應力集中因子，可對應于CSR（BC）的Kgl。

表3 建議的應力集中系數

由表4可知，相對于傳統的扇形孔，優化結點的應力集中系數被大幅下調。但是考慮到HCSR的疲勞計算體系與CSR（BC）并不完全相同，并且HCSR目前只是草稿，其系數本身也在不斷調整中，因此表4的系數僅提供參考。

表4 HSCR中相應的應力集中系數

1.4.2 有限元疲勞分析直接計算

為了進一步驗證通過應力集中法得到的判斷，對鑰匙孔和“?”孔兩種形式采用了直接計算法來求取各自的疲勞壽命。采用VeriSTAR Hull 5.5（reversion 2），模型范圍從Fr.163-Fr.175，橫向為BL6至舷側的整個雙層底及底邊艙部分。模型見圖10、11。得到的熱點處疲勞壽命見表5。

圖10 雙層底及底邊艙模型

表5 直接法計算結果 單位：a

從表5的結論可知，相對簡化計算法的結果，采用直接法得到的疲勞壽命要高一些。考慮到簡化計算法中做了許多假設，因此計算公式相對保守是可以理解的。

2 結 語

1) 通過對3種不同的節點的分析比較，結果顯示“?”孔節點的疲勞特性最好，帶缺口的鑰匙孔次之，單純的鑰匙孔只能起到有限的提高作用；

2) 兩種不同計算方法的結果顯示，直接法相對于簡化法得到的疲勞壽命為高，因此在某些情況下，如果采用直接計算的方式，可以證明某些在簡化計算法下無法通過的節點疲勞壽命仍然是可以接受的。但是，考慮到以下因素：

(1) 相比簡化法而言，直接法花費的人工和時間太多；

(2) 直接法只能對相對有限的位置進行疲勞計算。

因此，在進行疲勞強度設計的過程中，仍應當以簡化法為基本設計手段，而以直接法為輔助工具；

3) 通過研究可以認為，在通過節點優化，以及有限元直接計算證明的前提下，散貨船底部縱骨可以在取消背部肘板的同時，仍能保證疲勞壽命的要求。這一點對船廠節約成本有重大意義，以82000dwt散貨船為例，雙層底及舷側縱骨總共有超過1500塊肘板，如果采用優化的節點而將之減少，將極大地節約人工以及鋼材。尤其是考慮到未來將實行的HCSR規范，對于散貨船疲勞壽命的要求將更為嚴苛，因此對于縱骨疲勞節點的優化研究就具有更強的現實意義；

4) 本結論不適用于帶防傾肘板的底部縱骨疲勞強度分析。

[1] 鄭欣彬，張匯平. 87000t散貨船結構強度直接計算[J]. 船舶與海洋工程，2012, (2): 16-20.

[2] IACS.《Common Structural Rule for Bulk Carrier》[DB]， 2012.

[3] 中國船級社. 船舶結構疲勞強度指南[DB]. 上海：中國船級社上海規范所，2007.

[4] IACS.《Common Structural Rules for Bulk Carriers and Oil Tankers》, E.R.[DB] 2013.