基于共同結構規范的主甲板縱向結構疲勞簡化評估方法

蔡詩劍，吳嘉蒙

(1.中國船舶及海洋工程設計研究院，上海 200011；2.上海市船舶工程重點實驗室，上海 200011)

結構疲勞是造成結構損傷的一種重要原因。從對油船的損傷統計發現，主甲板區域的疲勞裂紋占所有損傷中的比值最高[1]。油船主甲板區域的疲勞損傷主要是由船體梁彎曲應力決定的[2]，散貨船甲板縱骨疲勞評估甚至完全不考慮局部載荷的影響[3]，因此主甲板區域的疲勞狀況是船體梁疲勞強度的體現。

CSR-OT《油船共同結構規范》[4]對油船基于甲板縱骨疲勞的船體梁疲勞強度有一個簡化的評估方法。該方法定義了一種“船體梁疲勞剖面模數”，如果船體梁實際剖面模數不低于該值，則該剖面的甲板縱骨基本能滿足規范要求的疲勞壽命。甲板縱骨的應力集中系數通常較小，如果仍不滿足疲勞強度要求，需要增加較多的尺寸以減小船體梁彎曲應力。縱骨疲勞常規計算方法較為繁瑣，上述簡化評估方法能縮減計算量，適用于設計初期的快速評估。已有學者針對某阿芙拉型油船討論了該簡化評估方法的合理性[5]。雖然該方法不是強制的，但在設計初期經常會用到。2015年CSR-H《散貨船和油船共同結構規范》取代了CSR-OT和CSR-BC《散貨船共同結構規范》，然而CSR-H沒有給出類似的方法。由于CSR-H的疲勞方法論相對舊版規范有較大變化，為此，基于CSR-H給出船體梁疲勞剖面模數的計算方法，以用于設計初期的快速評估。所討論的縱向結構即為油船和散貨船主甲板區域主要承受總縱彎曲應力的結構，散貨船貨艙艙口角隅不在本文討論范圍之內。對于后者，DNV GL給出了許用應力集中系數的衡準[6]，文獻[7]給出了疲勞因子(應力集中系數)的評估方法。

1 CSR-H基于簡化應力的疲勞強度評估方法

主甲板縱向結構出現裂紋的位置主要有2類：①出現在甲板縱骨與橫向主要支撐構件的連接區域；②出現在甲板表面焊接節點(如舾裝設備焊接節點)或構件開孔處。CSR-H對前者有明確的評估要求，而對后者的要求尚不明確。

CSR-H疲勞方法論與CSR-OT和CSR-BC相比有了很多變化，對結構尺寸會造成一定的影響。文獻[8]描述了CSR-H對船體結構尺寸的影響，其中疲勞對散貨船甲板縱骨影響較大；文獻[9]也描述了疲勞對散貨船甲板縱骨的影響，提出空艙的甲板縱骨疲勞應重點關注。

新版CSR-H[10]規定的疲勞強度評估方法主要包含以下步驟：應力范圍的計算、S-N曲線的選取、累計損傷的計算以及疲勞壽命的計算。

在應力范圍的計算中，每個疲勞裝載工況的每個等效設計波均需考慮，最終對應各裝載工況的應力范圍由確定的主導設計波得到。應力計算基于熱點應力法，可采用簡化應力法或有限元法。用于甲板縱骨疲勞強度評估的熱點應力是通過簡化應力法得到的。用于縱骨端部連接疲勞損傷計算的疲勞應力范圍ΔσFS,(j)為

ΔσFS,(j)=maxi(ΔσFS,i(j))

(1)

ΔσFS,i(j)=fmean,i(j)·fthick·fwarp·ΔσHS,i(j)

(2)

式中，ΔσFS,i(j)為疲勞裝載工況(j)中動態載荷工況(i)下的疲勞應力范圍，MPa；ΔσHS,i(j)為相應工況下的熱點應力范圍，MPa；fmean,i(j)為相應工況下的平均應力修正系數；fthick為板厚修正系數；fwarp為翹曲修正系數，僅針對散貨船，且僅當主導設計波工況有斜浪工況時考慮。

對于縱骨端部連接，熱點應力范圍為

ΔσHS,i(j)=|(σGD,i1(j)+σLD,i1(j)+σdD,i1(j))-

(σGD,i2(j)+σLD,i2(j)+σdD,i2(j))|

(3)

式中，σGD,ik(j)為船體梁彎矩引起的熱點應力，MPa；σLD,ik(j)為局部壓力引起的熱點應力，MPa；σdD,ik(j)為相對位移引起的熱點應力，MPa。每個設計波有2個工況(i1和i2)。

對于甲板縱骨，船體梁彎矩引起的熱點應力σGD,ik(j)起主導作用。

(4)

式中:fc=0.95；Ka為軸向載荷引起的幾何應力集中系數；Mwv-LC,ik和Mwh-LC,ik分別為所考慮工況的垂向波浪彎矩和水平波浪彎矩，kN·m；Iy-n50和Iz-n50分別為所考慮縱向位置的船體梁垂向凈慣性矩和船體梁水平凈慣性矩，m4；y和z分別為所考慮計算點的橫向坐標和垂向坐標，m；zn為船體梁水平中和軸距基線的高度，m；fNA為修正系數，散貨船甲板為0.95，油船甲板為1.0。

縱骨的應力集中系數可直接取自規范，也可采用有限元法計算。文獻[11]對一些常用縱骨端部節點的應力集中系數提出了修正。另外，主甲板的其他焊接節點也可以采用類似的簡化應力計算方法。

對于母材自由邊，某載荷工況下的疲勞應力范圍為

ΔσFS,i(j)=Ksf·fmat·fmean,i(j)·fthick·fc·ΔσBS,i(j)

(5)

式中:Ksf為母材表面處理因子；fmat為材料修正系數，與母材屈服應力相關；ΔσBS,i(j)為對應工況下的母材自由邊的局部應力范圍，MPa。

母材自由邊的局部應力范圍通常是由有限元法得到的，但對于主要承受單向載荷的構件開孔，也可采用與縱骨端部連接類似的方法得到。

對于S-N曲線的選擇，CSR-H對空氣環境(包括涂層保護)和腐蝕環境分別予以考慮。對于焊接接頭，這兩種環境下分別采用S-N曲線D和Dcorr；對于不做邊緣處理的母材自由邊，則分別采用S-N曲線C和Ccorr；對于進行了邊緣處理的母材自由邊，則分別采用S-N曲線B和Bcorr。

對應每個疲勞裝載工況(j)在兩種環境下的基本疲勞損傷應單獨進行計算。

(6)

式中:α(j)為對應裝載工況下的時間因子；ΔσFS,(j)為疲勞應力范圍，MPa；NR取為100；ξ為Weibull形狀參數，取為1.0；Г(x)為完全Gamma函數；K2和m為對應的S-N曲線的常數；μ(j)為計入S-N曲線反斜率變化的系數，對應空氣環境和腐蝕環境有不同取值，與S-N曲線參數、ΔσFS,(j)和NR相關；ND為設計壽命下的波浪循環次數。

ND=31.557×106(f0TD)/(4lgL)

(7)

式中，f0為航行時間比例，取為0.85；TD為設計壽命，等于25年；L為規范船長，m。

最后，疲勞損傷度通過如下關系轉換為疲勞壽命的計算。

(8)

(9)

式中:Dair為空氣環境下所有裝載工況的總疲勞損傷；Dcorr為腐蝕環境下所有裝載工況的總疲勞損傷；TC為設計壽命TD中腐蝕環境的時間，見表1。

表1 腐蝕環境時間TC 年

2 船體梁疲勞剖面模數及許用應力集中系數的簡化計算

2.1 基本思路

參考CSR-OT的背景文件[12]，并考慮CSR-H及相關研究對象的適用性，船體梁疲勞強度評估首先采用以下假定和簡化。

1)僅計算一種等效裝載工況的疲勞損傷，時間分配系數α取為1。

2)母材自由邊的表面處理因子Ksf取為1。

3)根據實船試算的數據，通過曲線擬合對許用應力范圍進行修正。

為便于分析而簡化，主要考慮船體梁應力σGD,ik(j)。為考慮由局部載荷引起的動應力的影響及其他假定和簡化帶來的影響，引入系數fs對疲勞應力范圍進行修正。

根據一定數量實船的甲板縱骨疲勞評估發現，疲勞裝載工況下的主導設計波為均為HSM(船舯處垂向波浪彎矩最大或最小的迎浪等效設計波)。假定主導設計波就為HSM。在該設計波下，水平波浪彎矩Mwh-LC,ik為0，翹曲修正系數fwarp也可忽略。

根據式(1)～(5)，結合上述假定和分析，可得到主導工況HSM下疲勞應力范圍如下。

|Mwv,HSM-1(j)-Mwv,HSM-2(j)|×10-3

(10)

式中：fs為考慮局部載荷及方法簡化帶來的修正系數；fmat為材料修正系數，對于焊接節點取為1；fmean,HSM(j)為HSM下的平均應力修正系數；fthick為板厚修正系數，對于甲板縱骨端部連接通?？扇?；fNA為修正系數，散貨船甲板為0.95，油船甲板為1.0；Ka為針對軸向應力的幾何應力集中系數；z、zn和Iy-n50見式(4)的說明；Mwv,HSM-1(j)和Mwv,HSM-2(j)分別為用于疲勞分析的HSM-1和HSM-2工況下的垂向波浪彎矩，kN·m。

對于艙內甲板縱骨，其熱點z坐標通常在型深之下或接近型深，則z可近似取在型深處zD。根據船體梁甲板剖面模數ZD=Iy-n50/(zD-zn)，fc=0.95，并將規范中的垂向波浪彎矩公式帶入式(10)，可以得到甲板剖面模數ZD，m3。

ZD=0.361fsfmatfmean,HSM(j)fthickfNAKa×

(11)

式中，fm為垂向波浪彎矩沿船長的分布系數；Cw為波浪系數；L為規范船長；B為型寬；Cb為方形系數；fp與垂向波浪彎矩的概率水平相關，fp=0.9[0.27-(6+4fT)L×10-5]；其中，fT為所考慮裝載工況下吃水與結構吃水之比，不小于0.5。

進一步簡化，假設一種等效的疲勞裝載工況，并將該工況的時間因子取為1.0，對疲勞損傷的計算僅需針對該等效工況進行。在該等效裝載工況下，平均應力修正系數可表示為fmean-eq，概率水平相關系數fp可表示為fp-eq。假設許用疲勞應力范圍為ΔσFS-al。

根據上述假定，提出船體梁疲勞剖面模數的計算方法如下。船體梁實際剖面模數應大于該值。

船體梁疲勞剖面模數Zv-fat為

(12)

式中：F=fsfmatfmean-eqfthickfNA；M=fmfp-eqCwL2BCb；fs、fmean-eq和fp-eq將在2.2和2.3節討論；ΔσFS-al為許用疲勞應力范圍，MPa，在下面討論；其他參數見式(10)和(11)的說明。

根據式(6)～式(9)，疲勞壽命TF與腐蝕環境時間TC(見表1)、S-N曲線、疲勞應力范圍ΔσFS,(j)和規范船長L有關。為了得到許用疲勞應力范圍ΔσFS-al，疲勞壽命TF要盡量接近設計疲勞壽命TDF(這里取為25年)。計算求取ΔσFS-al與S-N曲線、TC和L的關系，見圖1。

圖1 ΔσFS-al與S-N曲線、TC和L的關系

對曲線進行擬合與簡化，可以得到

1)B曲線，TC=10年，

ΔσFS-al=5.26lnL+90.82

(13)

2)B曲線，TC=5年，

ΔσFS-al=5.39lnL+95.95

(14)

3)C曲線，TC=10年，

ΔσFS-al= 4.72lnL+69.45

(15)

4)C曲線，TC=5年，

ΔσFS-al= 4.85lnL+74.02

(16)

5)D曲線，TC=10年，

ΔσFS-al= 3.71lnL+45.28

(17)

6)D曲線，TC=5年，

ΔσFS-al= 3.83lnL+49.23

(18)

對于非縱骨連接處，通常采用確定應力集中系數和許用應力集中系數的方法來評估疲勞強度。節點的應力集中系數可以查找有關資料，也可以根據CSR-H的要求進行直接計算。

將式(12)中的Zv-fat改為Iy-n50/(z-zn)，從而得到許用應力集中系數的簡化計算公式。

(19)

式中，F、M與式(12)相同。

熱點處在縱向載荷下的幾何應力集中系數Ka應控制在許用應力集中系數Ka-perm之下。采用上述簡化方法可以較快地確定主甲板各區域的許用應力集中系數的分布，為節點形式的選擇提供參考。

以下分別對油船和散貨船討論其他各系數(fs、fmean-eq和fp-eq)的取值。

2.2 對于油船

fp和fmean的計算都與裝載工況相關，為得到等效裝載工況下的值，參考等效裝載工況疲勞應力范圍的合成方式。根據式(6)，DE,(j)與ΔσFS,(j)大致成m次方關系，并與時間因子α(j)相關。等效裝載工況疲勞應力范圍ΔσFS-eq近似表示為

(20)

式中:nLC為裝載工況的數量，m為S-N曲線常數。對于油船，nLC=2，α1和α2分別對應滿載和壓載工況的時間因子，均為0.5。fp-eq和fmean-eq均可采用上式方式計算(將ΔσFS分別替換為fp和fmean)。

對于油船，一般fT的值在滿載狀態時為1.0，正常壓載狀態時為0.5。通過對HSM設計波工況下的計算(結果見圖2，不同S-N曲線的值非常接近)，確定fp-eq與L的關系式為

圖2 油船fp-eq與L的關系

fp-eq=0.243-8.1L×10-5

(21)

為得到合理的等效平均應力修正系數fmean-eq，對一定數量油船(編號為1～7)的甲板縱骨進行計算，結果見圖3。

圖3 實船計算的油船甲板縱骨等效平均應力修正系數

可見，對于油船甲板縱骨，平均應力修正系數fmean-eq可近似取為0.85，該結果與CSR-OT背景文件中的假定是一致的。對于母材自由邊，系數可略低，B曲線可定為0.84，C曲線可定為0.83。

系數fs是根據實船縱骨疲勞計算的結果對本文簡化方法進行的近似修正，取值如下。

fs=1.12，疲勞熱點在壓載艙內縱骨連接處；

fs=1.08，疲勞熱點在其他位置縱骨連接處；

fs=1.03，其他。

將以上參數分別代入式(12)和式(19)，就可以得到油船船體梁疲勞強度簡化計算公式。

2.3 對于散貨船

散貨船的fp-eq和fmean-eq均可采用類似油船的方法進行計算，但需考慮3～4種載況，見表2。本文僅考慮BC-A散貨船。

表2 散貨船疲勞工況及時間因子

對于散貨船，一般fT的值在均質滿載狀態和隔艙裝載狀態時為1.0，正常壓載狀態時為0.5，重壓載狀態時為0.68～0.72(L<200 m)和0.50～0.62(L≥200 m)?；诖?，將重壓載狀態下fT的取值簡化為：fT=0.7，L<200 m；fT=0.56，L≥200 m。通過對HSM設計波工況下的計算，結果見圖4。顯然，不同S-N曲線值非常接近)。

圖4 散貨船fp-eq與L的關系

fp-eq與L有如下關系。

1)L<200 m，

fp-eq=0.243-8.6L×10-5

(22)

2)L≥200 m，

fp-eq=0.243-8.1L×10-5

(23)

為得到合理的等效平均應力修正系數fmean-eq，對一定數量散貨船的甲板縱骨進行計算,再由重壓載狀態下用于疲勞評估的靜水彎矩分布給出fmean-eq沿船長的分布，見圖5。對于母材自由邊，在此基礎上乘以0.96。

圖5 散貨船甲板縱骨的fmean-eq分布

根據實船數據統計和分析，系數fs可取為1.03。

將以上參數分別代入式(12)和(19)，就可以得到散貨船船體梁疲勞強度簡化計算公式。

3 算例分析

為了驗證前面提出的基于CSR-H的主甲板構件疲勞簡化評估方法的合理性，對一些CSR油船和散貨船分別進行船體梁疲勞剖面模數計算和甲板區域的詳細疲勞計算。甲板縱骨驗證結果見表3、4，其他節點驗證結果見表5。表中Zv-req為船體梁彎曲強度(屈服強度)所要求的凈剖面模數；Zv-n50為船體梁實際具有的凈剖面模數；Zv-fat為根據本文的簡化評估方法得到的船體梁疲勞剖面模數；Ka-perm為根據本文的簡化評估方法得到的許用應力集中系數。其中Panamax散貨船甲板縱骨為球扁鋼。

表3 油船甲板縱骨驗證結果

表4 散貨船甲板縱骨驗證結果

表5 甲板焊接節點和構件開孔驗證結果

由表3可以看到：

1)實際船體梁剖面模數超過船體梁疲勞剖面模數時，甲板縱骨疲勞壽命是滿足要求的；實際應力集中系數小于許用應力集中系數時，疲勞壽命是滿足要求的；疲勞壽命不滿足要求的用紅色字體標出；建議的船體梁疲勞強度簡化評估衡準可以有效的在設計初期對于是否滿足CSR-H主甲板構件疲勞要求有提示作用。

2)部分船型船體梁疲勞剖面模數的要求比彎曲強度要求的剖面模數要大，顯示出主甲板構件的疲勞要求在很大程度上超過船體梁彎曲強度要求成為船體梁剖面的決定性因素。這種情況下，在設計初期尤其需要對本文建議的船體梁疲勞強度評估衡準予以關注。

4 結論

本文基于CSR-H疲勞方法論提出系數的簡化計算方法消除了規范工況的復雜性，也簡化了多個系數的計算，適用于油船和散貨船主甲板縱向構件的疲勞評估，且不局限于甲板縱骨。

1.43=1.28×1.12；HBC-重壓載艙；FA-重貨艙；EA-輕貨艙。

實船算例結果表明，建議的船體梁疲勞強度簡化評估衡準可以在設計初期對于是否滿足CSR-H主甲板構件疲勞要求提供有效的提示；船體梁疲勞剖面模數的要求超過彎曲強度要求的剖面模數時，需要關注主甲板區域的疲勞強度。算例結果驗證了該方法的合理性，并能夠確保當滿足上述簡化方法的要求時，其主甲板構件的疲勞強度將滿足CSR-H的要求。

本文的方法不能替代規范疲勞評估要求，但可作為設計初期的快速評估方法，有利于形成較合理的結構方案。