4000噸級海洋科學考察船尾滾筒結構設計研究

馮 勛，夏緒輝，李永平，容芷君

(1．武漢科技大學 機械自動化學院，湖北 武漢430081;2．武漢船舶機電有限公司，湖北 武漢430081)

0 引 言

海洋科學考察船尾部設置的尾滾筒是為起拋錨纜索或錨鏈導向用的，當起拋錨作業時，在水中和錨相連接的垂直纜索經過尾滾筒大約轉角90°與拖船中部的起拋錨絞車相連。海洋科學考察船在拖帶海洋結構物時，一般通過位于船中的拖纜機來驅動。尾滾筒的主要作用是:當工作船幫助其他船舶、海上石油平臺進行拋錨或拖帶作業時，通過鯊魚嵌等的導向，纜繩或錨鏈會在拖船的尾部一定范圍內左右搖擺，同時在尾部出現轉角，如圖1 所示。通過設置尾滾筒，一方面可使纜繩或錨鏈脫離船體尾部甲板，消除對船體的磨損。另一方面，纜繩或錨鏈在尾滾筒上移動時，尾滾筒隨之轉動，類似定滑輪，可以大大減少滑動摩擦，并減少因摩擦對纜繩或錨鏈造成的嚴重磨損。如此一來，連接拖纜機和拖拽物的纜繩或錨鏈可通過尾滾筒來實現方向的偏轉。

圖1 尾滾筒示意圖Fig.1 The stern roller diagram

1 尾滾筒的靜力學分析

1.1 尾滾筒的受力分析

當考察船尾滾筒工作的時候，也就相當于纜繩或者錨鏈在摩擦力的作用下帶著尾滾筒以相同的線速度轉動時，纜繩或者錨鏈在尾滾筒后上部45° ～90°圓弧范圍內施加了線接觸載荷，如圖2(a)所示。

圖2 尾滾筒工作原理和受力形式簡圖Fig.2 Working principle of the roller and force diagram form

纜繩或錨鏈繞過滾筒而實現角度改變，使滾筒受載呈現非線性。參照類似結構計算經驗，如定滑輪、軸體等構件，其壓力分布可采用正弦波形描述:假設45°方向單位弧長上的力為f，即正弦函數的峰值，如圖2 (b)所示，則其任意φ 位置上的力為:

x 沿45°方向的分力為:

所以，可得出極限線載荷的計算積分方程式:

式中:θ 為單位弧長相對位置;f 為45°方向單位弧長所受的力;R 為尾滾筒外筒壁半徑;L 為單元弧長;F 為尾滾筒筒壁所受的壓力。

1.2 有限元計算分析

1.2.1 三維模型及有限元模型的建立

首先，通過尾滾筒平面圖，采用Pro/E 三維軟件建立幾何模型(以mmN 為建模單位)，如圖3 所示。為方便查看，圖中顯示了其3/4 圓周的結構示意圖。由于尾滾筒中存在大量的PL 板材，為便于使用Shell 有限元單元進行模擬，三維模型中將其簡化為曲面，銷軸部分采用實體。尾滾筒的技術參數:尾滾筒長度為4 550 mm;直徑為580 mm;筒體的厚度為8 mm;考察船尾滾筒內部為板架結構，殼體內有11 道環向加強筋厚度為8 mm。

圖3 尾滾筒三維實體模型(3/4 圓周方向)Fig.3 Stern roller three-dimensional entity model(3/4 circumferential direction)

采用上述方法對實體模型進行簡化處理后，將簡化后的實體三維模型導入MSC. Patran 軟件軟件，板材部分的曲面采用三角形單元進行網格劃分，創建Shell 單元;對于實體部分(銷軸)采用四面體單元進行網格劃分，創建Solid 單元。在網格劃分時，應對曲面之間、曲面與實體之間生成的節點進行耦合，以保證交接處節點的重合，同時也要刪除在交接處重復生成的節點，如圖4 和圖5 所示。得到有限元模型后，再施加邊界條件和載荷，并定義材料屬性等其他一些參數，然后提交給軟件Nastran進行有限元計算分析。最后再通過MSC. Patran 軟件讀取前面Nastran 計算所得的結果文件，并對結果進行后處理，得到結構位移分布云圖、結構應力分布云圖等所需的計算結果。

有限元單元的材料屬性定義如下:彈性模量定義為2.06E+5 MPa;泊松比定義為0.3;材料密度定義為7.85 ×103kg/m3;筒體為CCSA 板材，銷軸為鑄鋼。材料屬性為理想的線彈性材料。

1.2.2 邊界條件和載荷的施加

1)邊界條件

在兩端軸頭的外圓表面施加徑向及軸向約束，如圖6 所示。

圖4 尾滾筒筒體有限元模型Fig.4 Stern roller shell finite element model

圖5 尾滾筒銷軸有限元模型(面單元與實體單元節點的耦合)Fig.5 Stern roller pin finite element model (surface of the unit and entity unit node coupling)

圖6 尾滾筒約束和加載示意圖Fig.6 Stern roller constraints and loading diagram

2)載荷

①重力載荷:建立全局重力加速度9.8 m/s2;在模型中為Z 軸負方向對整個模型的所有單元進行加載;

②工作負載:1/4 圓周方向線性加載，其Y，Z 方向均加載71 kN 的安全工作負載 (合力為100 kN)，方向為其副方向(指向滾筒軸心線)，對其進行加載線載荷Total Load，如圖6 所示。其中計算中加載位置分別為(見圖7)中間截面(中部環形筋板處)、距中220 mm 截面及距中1 985 mm截面。

圖7 考察船尾滾筒3 種計算工況Fig.7 At the stern roller working condition of three kinds of calculation

1.3 靜力學分析及結果

1)工況1:中間截面(中部環形筋板處)

圖8 筒外殼Fig.8 Stern roller shell

圖9 筋與銷軸Fig.9 Reinforcement and pin

當尾滾筒的中間截面受到載荷的作用時，尾滾筒的外殼受到最大應力為106 MPa，最大變形量為2.67 mm;此時尾滾筒的筋和銷軸受到最大應力為126 MPa，最大變形量為2.67 mm。

2)工況2:距中220 mm 截面(豎直滾筒距中210 mm)

圖10 筒外殼Fig.10 Stern roller shell

圖11 筋與銷軸Fig.11 Reinforcement and pin

當尾滾筒在距中220 mm 的截面受到載荷的作用時，尾滾筒的外殼受到最大應力為118 MPa，最大的變形量為1.71 mm;此時尾滾筒的筋和銷軸受到最大的應力為150 MPa，最大的變形量為1.7 mm。

3)工況3:距中1 985 mm 截面

圖12 筒外殼Fig.12 Stern roller shell

圖13 筋與銷軸Fig.13 Reinforcement and pin

當尾滾筒在距中1 985 mm 的截面受到載荷的作用時，尾滾筒的外殼受到最大應力為112 MPa，最大變形量為0.45 mm;此時尾滾筒的筋和銷軸受到最大應力為203 MPa，最大變形量為0.36 mm。

由上圖的靜力學分析可知:考察船尾滾筒的筒體所受最大應力出現在距中220 mm 的截面，所以筒體的薄弱環節在筒體靠近中部的地方;考察船尾滾筒的銷軸所受最大應力出現在距中1 985 mm 的界面，所以銷軸的薄弱環節在銷軸的兩端。在安全工作載荷的工況下，筒體最大應力σ1=118 MPa，最大變形量為2.67 mm;環形內板筋的最大應力為σ2=203 MPa，最大變形量為2.67 mm。筒體的材料為CCSA 板材，其屈服極限σs1=235 MPa;銷軸的材料為鑄鋼，其屈服極限為σs2=345 MPa。此時，筒體和銷軸的安全系數分別為:

由上面計算可知，筒體和銷軸的安全系數均滿足要求，說明尾滾筒安全。

2 尾滾筒犧牲陽極塊的計算

尾滾筒用犧牲陽極陰極保護按中國船級社《船舶結構防腐蝕指南》進行設計計算。犧牲陽極選用的材料為鋁－鋅－銦系列合金犧牲陽極，材料符合GB/T 4948－2002 規定的技術要求。單塊鋁陽極快的特性:外形400 mm×100 mm×40 mm;凈重4.1 kg;實際電容量為2 400 Ah/kg。所需陽極塊數量的計算:

2.1 犧牲陽極接水電阻計算

對于緊貼被保護體安裝的長條形(長度與寬度或厚度之比，均應大于等于1)平板狀陽極，其接水電阻R 可按下式計算:

因此可得:S=25 cm，R=0.5 Ω;

2.2 犧牲陽極的發生電流量

式中ΔE 為犧牲陽極的驅動電位，V，對鋁合金陽極取0.25。

因此可知:If=500 mA。

2.3 單塊陽極的壽命

式中:m 為單塊犧牲陽極的質量，kg;Q 為犧牲陽極的實際電容量，Ah/kg;Im為犧牲陽極的平均發生電流量，mA，對保護年限較長的海上設施取(0.5 ～0.55)If，對一般船舶可取為(0.6 ～0.7)If;K 為犧牲陽極的利用系數;p 為壓載率。

2.4 犧牲陽極總質量

式中:Mz為所需陽極塊的總重量，kg;t 為犧牲陽極的使用壽命，年;Ii為需要的保護電流密度，取10 mA/m2;Si為被保護部位的面積，m2。

其中，尾滾筒的直徑為5.8 m，長度約4.55 m，因此需要保護部位的面積約為135.7 m2。

2.5 犧牲陽極數量

犧牲陽極塊的數量至少為5 塊。

3 結 語

1)本文采用系統的CAE 方法建立4000 噸級科學考察船尾滾筒的有限元分析模型，并選用高效的求解器及算法，對尾滾筒進行有限元分析，給尾滾筒施加3 種工況并得出應力和位移云圖，找出了尾滾筒的筒體和銷軸的薄弱環節，為以后科考船尾滾筒的設計提供一定的參考。

2)針對4000 噸級海洋科學考察船尾滾筒的腐蝕問題，對尾滾筒犧牲陽極塊的數量進行研究計算，計算出船尾滾筒至少需要5 塊犧牲陽極塊，這為防止尾滾筒的腐蝕提供強有力的依據。

［1］桑巍，孫雪榮.多用途拖船尾滾筒結構強度計算及研究［J］.船舶，2006，17(2):51 -53.SANG Wei，SUN Xue-rong. Study and calculation of structural strength of thestern roller of supply tug［J］.Ship＆ Boat，2006，17(2):51 -53.

［2］MSC.PATRAN ＆ MSC.NASTRAN 使用指南［M］.2002.MSC. PATRAN ＆ MSC. NASTRAN using guide［M］.2002.

［3］中國船級社.鋼質海船入級規范［S］.2009.China classification society. Steel sea vessel classification rules［S］.2009.

［4］王良武，周瑞平，高宏.大型船用尾滾筒結構設計計算研究［J］.船舶工程，2010(5):14 -18.WANG Liang-wu，ZHOU Rui-ping，GAO Hong. Study on the structure design and calculation of large marine stern roll［J］.Ship Engineering，2010(5):14 -18.

［5］李康康，張馳，周瑞平，等.YX3138 多用途供應船尾滾筒設計計算及研究［J］，船舶，2011，22(5):61 -65.LI Kang-kang，ZHANG Chi，ZHOU Rui-ping，et al. Study on design of stern roller for AHTS［J］.Ship ＆ Boat，2011，22(5):61 -65.

［6］陳朝俊.一種新型高負載能力艉滾筒裝置的設計［J］.廣東造船，2012(6):45 -48.CHEN Chao-jun.A new type of high load capacity design of stern roller device［J］.Guangdong Shipbuilding，2012(6):45 -48.

［7］WANG Liang-wu，ZHOU Rui-ping，XU Xiang，et al. Research and design of drop keel system for multipurpose oceanographic vessel［J］. Ship and Marine Engineering，2012(4):486 -492.