4 400 t半潛式起重平臺駕駛室結構設計與分析

李子凡，周喜寧，葛珅瑋，袁友華

(1.招商局郵輪制造有限公司，江蘇 南通 226000；2.招商局重工(江蘇)有限公司，江蘇 南通 226000)

4 400 t半潛式起重平臺是為拆解老舊、閑置的海洋平臺而設計，其主體結構由大小不同的2個浮筒、立柱以及上殼體組成，甲板上安裝有2臺最大起重能力2 200 t的吊機。

通常情況下，船舶及海洋平臺的駕駛室結構均位于主船體之上，并無外懸形式，而該起重平臺為了提供更多甲板作業空間，甲板上結構盡可能少的占用甲板面積，因此駕駛室結構設計成部分懸出主船體的形式。并且根據船東使用需求，駕駛室與起重機基座相連，這就使得駕駛室的設計需要考慮起重機的作業影響。該平臺駕駛室獨特的外懸形式，以及起重機的特殊影響，使得其駕駛室設計區別于一般的駕駛室。為此，綜合考慮布置及起重載荷等影響，結合ABS船級社的規范[1]設計要求，對該半潛起重平臺的駕駛室關鍵部位結構形式進行設計，并采用有限元方法對駕駛室整體進行強度分析。

1 駕駛室結構設計

1.1 駕駛室的布置

平臺主尺度參數見表1。

表1 4 400 t半潛起重平臺主尺度 m

根據總布置圖，4 400 t半潛式起重平臺的駕駛室位于主甲板的右舷艏部，駕駛室與右舷艏部的吊機基座相連，其位置示意見圖1。

圖1 駕駛室位置示意

起重平臺的主甲板距基線的高度為42.8 m，在駕駛室內部設有一層升高平臺，距基線高度為44.3 m，駕駛室的頂部高度為48 m。駕駛室在船長方向最大懸出距離為9 m，船寬方向最大懸出距離為4.5 m。由于其特殊的外懸形式，外懸支撐梁的結構形式為駕駛室設計的重點；此外，考慮起重載荷對駕駛室與起重基座連接區域的影響，該區域結構也應重點關注。

1.2 駕駛室構件規格

駕駛室結構主要包括駕駛室地面甲板、內部升高平臺、駕駛室頂部甲板、外圍壁、內壁板和支柱等。其各層甲板均為橫骨架式，骨材間距為750 mm，桁材間距2 250 mm。整個駕駛室結構材料均為高強鋼AH36，構件尺寸見表2。

表2 駕駛室構件尺寸 mm

1.3 外懸支撐梁設計

駕駛室結構靠中剖面位置沿船長方向外懸距離為6.75 m，靠舷側部分最大外懸距離為9 m。外懸支撐梁沿船長縱向布置，間距為2.25 m。

外懸距離為6.75 m的支撐梁采用T形梁，結構形式見圖2，腹板尺寸為500 mm×12 mm，面板尺寸為200 mm×20 mm，懸臂梁根部腹板高度為650 mm，懸臂梁端部高度為400 mm。

圖2 長度為6.75 m的支撐梁形式

為了減小結構重量，外懸距離為9 m的支撐梁采用變截面梁，結構形式見圖3。懸臂梁根部腹板高度為1 500 mm，端部腹板高度為400 mm，腹板高度線性變化，腹板厚度為12 mm，面板尺寸為200 mm×20 mm。為防止局部屈曲，在支撐梁根部設置扁鋼加強筋，尺寸為100 mm×12 mm，在支撐梁兩側間隔2 250 mm設置肘板。

圖3 長度為9 m支撐梁形式

1.4 與起重機基座連接部位設計

由于駕駛室結構板厚相對較薄，而起重機基座在吊裝作業時受力很大，若駕駛室結構按照常規連接方式，直接焊接在基座圍壁上，起重基座上的應力會直接傳遞到連接區域，導致連接部分應力過大而遭受破壞。經過計算對比，發現適當減弱結構剛度可以有效降低該區域應力，因此將駕駛室與起重基座連接處設計成“臺階”狀，見圖4，來降低該區域結構剛度，減弱力的傳遞，從而降低該區域應力。

圖4 連接區域的臺階狀設計

2 強度評估

采用有限元方法對駕駛室結構進行屈服強度評估。由于駕駛室位于起重平臺的頂部，平臺整體的運動響應，對駕駛室結構有不可忽略的影響，因此在駕駛室結構評估時，不能僅進行局部模型計算，需考慮全船影響。這就需要將駕駛室模型放到全船有限元計算中。由于駕駛室位于平臺角隅，且長度占總長不足10%，因此認為駕駛室對總體強度貢獻甚微，故全船模型中沒有建立駕駛室模型。為了將整船的結構響應傳遞至駕駛室，采用子模型方法，將駕駛室局部模型與部分全船模型拼接在一起，作為計算子模型，將全船有限元計算的載荷和節點位移施加到子模型對應的節點上。

建立駕駛室局部模型時，由于駕駛室的槽型內圍壁僅作為分隔壁，不作為受力構件，因此有限元模型中未體現該部分構件。計算子模型見圖5，使用ABS船級社的OSAP軟件和FEMAP軟件進行計算。

圖5 駕駛室有限元模型

由于全船有限元分析主要考慮靜水及波浪載荷對船體結構的影響，并沒有考慮甲板載荷和起重載荷影響，因此需在子模型上額外增加上述載荷。此外，由于風載荷相比于起重載荷為微小量，因此計算時沒有考慮風載荷。

4 400 t半潛式起重平臺有4個設計工況：起居工況、遷移工況、起重工況、自存工況。分別計算駕駛室在靜載和組合載荷兩類工況中各設計工況下的屈服強度。

根據該船的甲板載荷圖，駕駛室地面甲板載荷取13.25 kN/m2，升高甲板載荷取5 kN/m2，頂部甲板載荷取7.5 kN/m2。

起重機基座在起重工況受力見表3，其受力方向示意見圖6。起重機在起重工況下，吊臂會360°旋轉，計算時吊臂初始位置設定為+Y方向，取吊臂從+Y方向開始順時針轉動0°、45°、90°、135°、180°、225°、270 °、315°，共計8個角度作為典型計算位置，見圖7。

表3 起重機基座受力

圖6 基座受力坐標系示意

圖7 吊臂8個典型計算位置

經計算，駕駛室與主船體連接的肘板位置應力過大，組合工況應力高達430 MPa，因此將附近區域更換為EQ51鋼板，該型號鋼板許用應力值為450 MPa。駕駛室其他結構在靜載和組合工況中的應力結果見表4、5，其中應力結果為包絡值，代表靜態或動態工況下所有設計工況的最大值。根據計算結果所有構件的UC值均小于1.0。因此，駕駛室結構的屈服強度滿足設計規范要求。

表4 駕駛室支柱最大應力

表5 駕駛室板單元最大應力

3 支柱的屈曲評估

駕駛室內的支柱承受軸向壓力及彎矩，可能會發生屈曲，因此需要對支柱進行屈曲校核。對于承受軸向壓縮和彎曲的管件，屈曲需要滿足[2]：

當σa/σCA>0.15時，

(1)

當σa/σCA≤0.15時，

(2)

式中:σa為軸向壓縮應力，N/cm2；σby、σbz為構件關于y軸、z軸的彎曲應力，N/cm2；σCA為臨界軸向壓縮應力，N/cm2；σCBy、σBCz為關于y軸、z軸的臨界彎曲應力，N/cm2；σEy、σEz為關于y軸、z軸的歐拉屈服應力，π2E/(kL/r)2，N/cm2；Cmy、Cmz為關于y軸、z軸的力矩系數，通常取0.85；η1、η2為拉伸和彎曲的許用系數，靜載工況取0.6，組合工況取0.8。

駕駛室圓管支柱規格為半徑×壁厚=141.3×9.52，共有2種長度，取同一規格中最危險的支柱進行屈曲校核，校核結果見表6，屈曲計算結果值均小于1，因此支柱的屈曲滿足設計要求。

表6 駕駛室支柱屈曲校核

4 疲勞評估

對于駕駛室與主甲板連接處的肘板節點，由于受風浪影響較大，其應力水平較高，出于安全考慮，需校核其疲勞強度。通過對肘板形式多方案對比研究發現，自由邊為橢圓弧的肘板，其趾端應力最小。為提高連接肘板的疲勞壽命，在節點設計時，肘板采用橢圓弧輪廓[3]，減小趾端應力范圍。此外通過打磨工藝來提高疲勞壽命[4]，對于肘板趾端的焊縫應按圖8所示方法打磨，對于肘板自由邊應打磨去除火焰切割痕跡。

圖8 趾端焊縫打磨方法

選取2個肘板節點LOC1和LOC2進行疲勞評估，節點位置見圖9。采用譜疲勞的分析方法[5]，使用美國船級社的OSAP軟件完成評估。

圖9 疲勞評估區域示意

疲勞評估主要考慮半潛起重船作業在4個海域：全球范圍、墨西哥灣、西非海域、巴西桑托斯盆地；3種工況：起居、遷移、起重作業。

節點LOC1和LOC2的熱點位置分別見圖10、11，熱點應力由有限元直接計算得到，評估區域的網格大小為t×t。為減小計算量，縮短計算時間，分析流程中的結構有限元分析采用子模型方法，使用局部模型作為計算模型，其邊界條件和載荷從全船有限元模型計算中得到。

圖10 LOC1位置熱點示意

圖11 LOC2位置熱點示意

譜疲勞評估時波譜采用P-M譜，方向擴散函數取8/3πcos4θ；浪向角概率設定為-180°～180°范圍間隔30°的12個浪向角概率相同；根據半潛起重船工作海域輸入波浪散布圖數據；S-N曲線取非管節點在空氣中的ABS-(A)曲線[6]，其中趾端熱點選用C曲線，自由邊熱點選用B曲線；疲勞壽命取30年，設計疲勞系數取1.0；應力范圍計算取單元表面主應力，肘板趾端熱點應力使用拉格朗日插值得到。

半潛起重平臺在各工況下不同海域運營的時間分配見表7。

表7 半潛起重平臺作業時間分配 %

節點LOC1和LOC2的各熱點疲勞損傷及疲勞壽命計算結果見表8，疲勞損傷均小于1.0,疲勞強度符合規范要求。

表8 半潛起重平臺在預期作業海域的時間分配

5 結論

1)海洋平臺為了提供更多甲板作業空間，可以將駕駛室結構設計成懸出主船體的形式，來減小其占用的甲板面積。

2)由于懸臂梁根部受力最大，端部受力相對較小，為提高結構利用率，可將懸臂支撐梁設計為變截面形式。

3)對于需要考慮全船有限元影響的局部計算，可以通過子模型方法，施加全船分析的節點位移載荷，再將局部載荷加載到子模型上進行分析。

4)起重基座周圍的應力通常較大，在設計時，可以考慮適當降低連接區域剛度，來減弱應力傳遞，如采用“臺階”式設計。

5)為了提高肘板的疲勞壽命，可以采用橢圓弧輪廓降低趾端應力范圍。