船用吊耳結構優化

(1.青島遠洋船員職業學院，山東 青島 266071；2.湖北大學，武漢 430062)

目前各船廠在設計分段吊裝方案時，一般根據吊耳的承重能力憑經驗選擇吊耳，并使用簡單的力學公式驗證吊耳危險截面和焊縫的應力值來驗證吊耳的安全性，重要的分段選擇較大的吊耳以增加安全系數。這種做法忽略了分段本身的應力集中，容易造成分段塑性變形；船廠自制規范中的吊耳只有一個垂直方向的極限載荷數據，分段翻身時參考數據不足。隨著新船型的出現和分段大型化的發展，按照老舊自制規范和傳統經驗設計吊裝方案存在一定的安全隱患，近年來發生的船舶建造事故中，約有90%與分段吊裝有關[1]，因此選擇合適的吊耳對吊裝工作至關重要[2]。

以某船廠所使用的500 kN型吊耳為例(該型吊耳可用于分段翻身，不同船廠的規范不完全相同)，對吊耳進行180°范圍內的極限載荷分析，為分段翻身吊裝提供更詳細的參考依據；參考其他船廠規范中的相似吊耳，在不改變吊耳與其他構件匹配尺寸的前提下，對吊耳進行保守優化，減少吊耳質量，降低吊耳過于“強硬”而造成的分段應力集中。

1 基本理論

1.1 吊耳強度簡化校核方法

在分段吊裝方案設計中，工程技術人員使用簡化校核方法對吊耳危險截面的拉應力和剪應力進行校核，以確保吊耳的安全可靠。通常取吊耳開孔處的截面為危險截面，采用以下方法校核。

1)最大正應力校核。作用在吊耳上的載荷可分解為垂向載荷和切向載荷，垂向載荷會產生垂直拉應力，而切向載荷會彎曲正應力，在正應力校核中，主要校核拉應力和彎曲正應力的疊加。

(1)

式中:σ為正應力；[σ]為許用正應力；F為作用在吊耳上的載荷；θ為載荷夾角(垂直向上為0°)；e為吊耳孔圓心位置距離吊耳底部的距離；AW為危險截面的面積，WW表示危險截面的抗彎截面模量。

2)總應力校核。同時考慮正應力和剪應力，根據第四強度理論推導。

(2)

式中:σA為總應力；σV為垂向拉應力；τ為水平剪應力。

3)拉曼公式校核。考慮了動載荷的影響。

(3)

式中：σN為板孔壁承壓應力；k為動載系數，通常取k=1.1；F為吊耳板所受載荷；δ為板孔厚度；d為板孔孔徑；R為吊耳板外緣有效半徑；r為板孔半徑；[τ]為許用剪應力。

使用拉曼公式校核吊耳孔壁擠壓應力時，應滿足d-d1≤0.02d，d1為吊軸直徑。

1.2 有限元法基本理論

有限元法[3-5]在分段吊裝方面已得到逐漸推廣。在做吊耳及分段結構受力分析時，常采用彈性有限元模型，即材料始終服從虎克定律，應力應變服從線性關系。彈性有限元基本方程描述了彈性體內任意點的應力、應變、位移和外力之間的關系，包括平衡方程、幾何方程和物理方程等。

2 吊耳工作平面內180°極限載荷

2.1 吊耳模型

以A型吊耳為例，按照船廠的吊裝規范建立吊耳結構模型，并進行網格劃分，吊耳的形狀和尺寸參見圖1和表1。吊耳網格尺寸為10 mm，均為六面體網格，見圖2。吊耳的質量為37.6 kg。

圖1 A型吊耳示意

圖2 吊耳模型及網格

2.2 吊耳180°極限載荷

通常情況下，按照船廠吊裝規范制作的吊耳材料為A級以上強度的船用鋼板，其屈服強度約為235 MPa[6]。在分析吊耳極限載荷時，當材料最大應力超過235 MPa時即認為達到屈服極限，此時的載荷為極限載荷。將吊耳底部固定，在吊耳孔內施加軸承載荷，對吊耳載荷進行分析。

吊耳承受500 kN豎直方向載荷時的等效應力見圖3。由圖3可見，吊耳孔兩側應力集中明顯，其余部分應力水平偏低。

圖3 吊耳等效應力云圖

吊耳在180°范圍內的極限載荷見圖4(載荷豎直向上為0°，每間隔5°計算一次)。由圖4可見，吊耳載荷方向與豎直方向夾角在40°～80°范圍內時，極限載荷偏低，甚至低于其額定載荷，在分段翻身時存在一定的危險性。

圖4 吊耳極限載荷

2.3 吊耳優化

在不改變吊耳與其他構件裝配尺寸(吊耳孔直徑d、吊耳總厚度S1+2S2)的前提下，對吊耳進行優化。

1)吊耳板展開角度對吊耳載荷的影響。針對吊耳極限載荷在40°～80°范圍內偏低的現象，分析吊耳板(厚度為S1的板)的形狀。增加吊耳板展開角度的參數α，見圖5。

圖5 吊耳板展開角度

吊耳在180°范圍內的極限載荷隨吊耳板展開角度α的變化趨勢見圖6，由于左右對稱，所有只顯示一半。α的值每隔10°計算一組，其他參數不變，計算中，載荷方向的間隔仍為5°。

圖6 吊耳極限載荷隨α的變化

由圖6可見，α對吊耳在180°范圍內的極限載荷影響很大，隨著α的增加，吊耳在180°范圍內的極限載荷變大，且極限載荷在180°范圍內趨于均勻。直到α增加到70°時，隨著載荷角度的增加，吊耳的極限載荷比α等于60°時反而減少。

2)吊耳板厚度S1對吊耳載荷的影響。由吊耳等效應力云圖(見圖3)可見，吊耳孔邊緣的應力遠高于其他部位，說明吊耳材料沒有被充分利用。由圖6可見，增大α可以使吊耳的極限載荷遠高于額定載荷，因此，在后面的優化中，可以適當減少吊耳板的厚度以抵消鋼材的浪費。

吊耳在180°范圍內的極限載荷隨S1的變化見圖7，每隔2 mm計算一組S1，其他參數不變，載荷方向的間隔仍為5°。

圖7 吊耳極限載荷曲線隨吊耳板厚度的變化

由圖7可見，S1大于20 mm(約為吊耳總厚度的1/3)時，S1對吊耳在180°范圍內的極限載荷影響不太明顯，當S1小于20 mm時，S1對吊耳的極限載荷影響很大。

3)吊耳側板厚度S3對吊耳載荷的影響。由圖3可以看出，吊耳側板的應力水平很低，優化余地很大。

吊耳在180°范圍內的極限載荷隨吊耳側板厚度S3的變化見圖8。每隔2 mm計算一組S3值，載荷方向的間隔仍為5°。

圖8 吊耳極限載荷隨吊耳側板厚度的變化

由圖8可見，吊耳側板厚度S3對吊耳在180°范圍內的極限載荷影響不太明顯；當S3減少到原來的一半時，極限載荷仍能維持較高水平；當S3減少到6 mm以下時，吊耳在180°范圍內的極限載荷有明顯降低。

4)吊耳側板寬度B對吊耳載荷的影響。吊耳在180°范圍內的極限載荷隨吊耳側板寬度B的變化見圖9，每隔30 mm計算一組B值，其他參數不變，載荷的方向間隔仍為5°。

圖9 吊耳極限載荷隨吊耳側板厚寬度的變化

由圖9可見，吊耳側板寬度B對吊耳在180°范圍內的極限載荷影響很不明顯，當B減少到60 mm以下時，吊耳在180°范圍內的極限載荷有明顯降低。圖9與圖8比較相似，因為減少吊耳側板的厚度和寬度都是削弱了吊耳側板，當側板減少到臨界值時，對吊耳極限載荷的影響明顯增大。

根據以上分析，對吊耳尺寸進行優化。取吊耳板展開角度α為60°，吊耳板厚度S1為20 mm，吊耳側板厚度S3為10 mm，寬度B為200 mm，其他參數不變。優化后的吊耳形狀及網格見圖10。優化后的吊耳質量約為30.8 kg，比原來減少了18.2%。

圖10 優化后的吊耳模型及網格

為優化后的吊耳在180°范圍內的極限載荷見圖11。由圖11可見，優化后的吊耳在180°范圍內的極限載荷均大于500 kN，且極限載荷分布更加均勻，更適合分段翻身。優化后的吊耳板厚變薄了，有利于減少分段本身的應力集中。

圖11 優化后的吊耳極限載荷

3 船體分段吊裝強度分析

3.1 船體分段吊裝模型

某海船平行中體部分頂邊艙分段的模型及網格見圖12，圖12中網格密度大的位置處布置有4個吊耳，吊耳局部放大見圖13。

圖12 分段模型及網格

圖13 吊耳局部

該分段總長為14.5 m，總寬為9.0 m，總高為9.0 m，總質量115 t。4個吊耳均布置在分段的艙壁與縱桁相交的位置，位于舷側附近的2個吊耳承受392 kN的拉力，另外2個吊耳承受183 kN的拉力。

3.2 分段吊裝強度計算

分別對使用未優化吊耳的分段和使用優化后吊耳的分段進行計算。在2次計算中，為便于對比分析，不對分段進行補強。

計算結果表明使用未優化的吊耳時，分段的應力集中出現在分段上，且應力集中非常明顯，分段最大應力為87.014 MPa。使用優化后的吊耳時，分段的應力集中出現在吊耳上，吊耳最大應力為55.145 MPa，比使用未優化的吊耳時減小了36.6%，并且在吊裝過程中，由于應力集中轉移到了吊耳上，吊耳比分段更容易損壞，可以有效保護分段。

4 結論

1)采用有限元方法計算分析某船廠所使用的500 kN A型吊耳在180°范圍內可承受的極限載荷，發現吊耳在不同方向上可承受的極限載荷不同，在受力方向為40°～80°(相對于垂直方向)范圍內，吊耳可承受的極限載荷偏低。

2)吊耳板(優化前)比大部分被吊裝船體分段的板厚還要厚，容易造成分段自身的應力集中，分段比吊耳更容易破壞，不利于吊裝安全。在不改變吊耳與其他構件之間裝配尺寸的前提下，對吊耳板展開角度、吊耳板厚度、吊耳側板厚度、吊耳側板寬度進行優化，優化后的吊耳不僅重量減少了18.2%，而且吊耳在180°范圍內的極限載荷曲線趨于平穩，有利于分段翻身。

3)通過對某海船頂邊艙分段吊裝有限元分析證實：優化后的吊耳在分段吊裝時減少了應力集中，最大應力減少了36.6%，并將應力集中從分段上轉移到了吊耳上，有利于保護分段本身。

4)對吊耳180°范圍進行有限元分析的方法，可以為吊耳的設計、優化、分段吊裝等工作提供一個思路，分析數據可以為吊裝規范的制定提供參考依據；本文對吊耳尺寸優化的方法也可以為其他類型的吊耳優化提供參考思路。

5)在船廠的吊裝作業指導書中，應為每個吊耳提供180°范圍內的極限載荷曲線，為分段吊裝翻身提供參考依據；在分段吊裝翻身時，可以對分段進行360°范圍內有限元分析，為分段翻身提供全面的結構強度評估。