4000吨级海洋科学考察船尾滚筒结构设计研究

冯 勋，夏绪辉，李永平，容芷君

(1．武汉科技大学 机械自动化学院，湖北 武汉430081;2．武汉船舶机电有限公司，湖北 武汉430081)

0 引 言

海洋科学考察船尾部设置的尾滚筒是为起抛锚缆索或锚链导向用的，当起抛锚作业时，在水中和锚相连接的垂直缆索经过尾滚筒大约转角90°与拖船中部的起抛锚绞车相连。海洋科学考察船在拖带海洋结构物时，一般通过位于船中的拖缆机来驱动。尾滚筒的主要作用是:当工作船帮助其他船舶、海上石油平台进行抛锚或拖带作业时，通过鲨鱼嵌等的导向，缆绳或锚链会在拖船的尾部一定范围内左右摇摆，同时在尾部出现转角，如图1 所示。通过设置尾滚筒，一方面可使缆绳或锚链脱离船体尾部甲板，消除对船体的磨损。另一方面，缆绳或锚链在尾滚筒上移动时，尾滚筒随之转动，类似定滑轮，可以大大减少滑动摩擦，并减少因摩擦对缆绳或锚链造成的严重磨损。如此一来，连接拖缆机和拖拽物的缆绳或锚链可通过尾滚筒来实现方向的偏转。

图1 尾滚筒示意图Fig.1 The stern roller diagram

1 尾滚筒的静力学分析

1.1 尾滚筒的受力分析

当考察船尾滚筒工作的时候，也就相当于缆绳或者锚链在摩擦力的作用下带着尾滚筒以相同的线速度转动时，缆绳或者锚链在尾滚筒后上部45° ～90°圆弧范围内施加了线接触载荷，如图2(a)所示。

图2 尾滚筒工作原理和受力形式简图Fig.2 Working principle of the roller and force diagram form

缆绳或锚链绕过滚筒而实现角度改变，使滚筒受载呈现非线性。参照类似结构计算经验，如定滑轮、轴体等构件，其压力分布可采用正弦波形描述:假设45°方向单位弧长上的力为f，即正弦函数的峰值，如图2 (b)所示，则其任意φ 位置上的力为:

x 沿45°方向的分力为:

所以，可得出极限线载荷的计算积分方程式:

式中:θ 为单位弧长相对位置;f 为45°方向单位弧长所受的力;R 为尾滚筒外筒壁半径;L 为单元弧长;F 为尾滚筒筒壁所受的压力。

1.2 有限元计算分析

1.2.1 三维模型及有限元模型的建立

首先，通过尾滚筒平面图，采用Pro/E 三维软件建立几何模型(以mmN 为建模单位)，如图3 所示。为方便查看，图中显示了其3/4 圆周的结构示意图。由于尾滚筒中存在大量的PL 板材，为便于使用Shell 有限元单元进行模拟，三维模型中将其简化为曲面，销轴部分采用实体。尾滚筒的技术参数:尾滚筒长度为4 550 mm;直径为580 mm;筒体的厚度为8 mm;考察船尾滚筒内部为板架结构，壳体内有11 道环向加强筋厚度为8 mm。

图3 尾滚筒三维实体模型(3/4 圆周方向)Fig.3 Stern roller three-dimensional entity model(3/4 circumferential direction)

采用上述方法对实体模型进行简化处理后，将简化后的实体三维模型导入MSC. Patran 软件软件，板材部分的曲面采用三角形单元进行网格划分，创建Shell 单元;对于实体部分(销轴)采用四面体单元进行网格划分，创建Solid 单元。在网格划分时，应对曲面之间、曲面与实体之间生成的节点进行耦合，以保证交接处节点的重合，同时也要删除在交接处重复生成的节点，如图4 和图5 所示。得到有限元模型后，再施加边界条件和载荷，并定义材料属性等其他一些参数，然后提交给软件Nastran进行有限元计算分析。最后再通过MSC. Patran 软件读取前面Nastran 计算所得的结果文件，并对结果进行后处理，得到结构位移分布云图、结构应力分布云图等所需的计算结果。

有限元单元的材料属性定义如下:弹性模量定义为2.06E+5 MPa;泊松比定义为0.3;材料密度定义为7.85 ×103kg/m3;筒体为CCSA 板材，销轴为铸钢。材料属性为理想的线弹性材料。

1.2.2 边界条件和载荷的施加

1)边界条件

在两端轴头的外圆表面施加径向及轴向约束，如图6 所示。

图4 尾滚筒筒体有限元模型Fig.4 Stern roller shell finite element model

图5 尾滚筒销轴有限元模型(面单元与实体单元节点的耦合)Fig.5 Stern roller pin finite element model (surface of the unit and entity unit node coupling)

图6 尾滚筒约束和加载示意图Fig.6 Stern roller constraints and loading diagram

2)载荷

①重力载荷:建立全局重力加速度9.8 m/s2;在模型中为Z 轴负方向对整个模型的所有单元进行加载;

②工作负载:1/4 圆周方向线性加载，其Y，Z 方向均加载71 kN 的安全工作负载 (合力为100 kN)，方向为其副方向(指向滚筒轴心线)，对其进行加载线载荷Total Load，如图6 所示。其中计算中加载位置分别为(见图7)中间截面(中部环形筋板处)、距中220 mm 截面及距中1 985 mm截面。

图7 考察船尾滚筒3 种计算工况Fig.7 At the stern roller working condition of three kinds of calculation

1.3 静力学分析及结果

1)工况1:中间截面(中部环形筋板处)

图8 筒外壳Fig.8 Stern roller shell

图9 筋与销轴Fig.9 Reinforcement and pin

当尾滚筒的中间截面受到载荷的作用时，尾滚筒的外壳受到最大应力为106 MPa，最大变形量为2.67 mm;此时尾滚筒的筋和销轴受到最大应力为126 MPa，最大变形量为2.67 mm。

2)工况2:距中220 mm 截面(竖直滚筒距中210 mm)

图10 筒外壳Fig.10 Stern roller shell

图11 筋与销轴Fig.11 Reinforcement and pin

当尾滚筒在距中220 mm 的截面受到载荷的作用时，尾滚筒的外壳受到最大应力为118 MPa，最大的变形量为1.71 mm;此时尾滚筒的筋和销轴受到最大的应力为150 MPa，最大的变形量为1.7 mm。

3)工况3:距中1 985 mm 截面

图12 筒外壳Fig.12 Stern roller shell

图13 筋与销轴Fig.13 Reinforcement and pin

当尾滚筒在距中1 985 mm 的截面受到载荷的作用时，尾滚筒的外壳受到最大应力为112 MPa，最大变形量为0.45 mm;此时尾滚筒的筋和销轴受到最大应力为203 MPa，最大变形量为0.36 mm。

由上图的静力学分析可知:考察船尾滚筒的筒体所受最大应力出现在距中220 mm 的截面，所以筒体的薄弱环节在筒体靠近中部的地方;考察船尾滚筒的销轴所受最大应力出现在距中1 985 mm 的界面，所以销轴的薄弱环节在销轴的两端。在安全工作载荷的工况下，筒体最大应力σ1=118 MPa，最大变形量为2.67 mm;环形内板筋的最大应力为σ2=203 MPa，最大变形量为2.67 mm。筒体的材料为CCSA 板材，其屈服极限σs1=235 MPa;销轴的材料为铸钢，其屈服极限为σs2=345 MPa。此时，筒体和销轴的安全系数分别为:

由上面计算可知，筒体和销轴的安全系数均满足要求，说明尾滚筒安全。

2 尾滚筒牺牲阳极块的计算

尾滚筒用牺牲阳极阴极保护按中国船级社《船舶结构防腐蚀指南》进行设计计算。牺牲阳极选用的材料为铝－锌－铟系列合金牺牲阳极，材料符合GB/T 4948－2002 规定的技术要求。单块铝阳极快的特性:外形400 mm×100 mm×40 mm;净重4.1 kg;实际电容量为2 400 Ah/kg。所需阳极块数量的计算:

2.1 牺牲阳极接水电阻计算

对于紧贴被保护体安装的长条形(长度与宽度或厚度之比，均应大于等于1)平板状阳极，其接水电阻R 可按下式计算:

因此可得:S=25 cm，R=0.5 Ω;

2.2 牺牲阳极的发生电流量

式中ΔE 为牺牲阳极的驱动电位，V，对铝合金阳极取0.25。

因此可知:If=500 mA。

2.3 单块阳极的寿命

式中:m 为单块牺牲阳极的质量，kg;Q 为牺牲阳极的实际电容量，Ah/kg;Im为牺牲阳极的平均发生电流量，mA，对保护年限较长的海上设施取(0.5 ～0.55)If，对一般船舶可取为(0.6 ～0.7)If;K 为牺牲阳极的利用系数;p 为压载率。

2.4 牺牲阳极总质量

式中:Mz为所需阳极块的总重量，kg;t 为牺牲阳极的使用寿命，年;Ii为需要的保护电流密度，取10 mA/m2;Si为被保护部位的面积，m2。

其中，尾滚筒的直径为5.8 m，长度约4.55 m，因此需要保护部位的面积约为135.7 m2。

2.5 牺牲阳极数量

牺牲阳极块的数量至少为5 块。

3 结 语

1)本文采用系统的CAE 方法建立4000 吨级科学考察船尾滚筒的有限元分析模型，并选用高效的求解器及算法，对尾滚筒进行有限元分析，给尾滚筒施加3 种工况并得出应力和位移云图，找出了尾滚筒的筒体和销轴的薄弱环节，为以后科考船尾滚筒的设计提供一定的参考。

2)针对4000 吨级海洋科学考察船尾滚筒的腐蚀问题，对尾滚筒牺牲阳极块的数量进行研究计算，计算出船尾滚筒至少需要5 块牺牲阳极块，这为防止尾滚筒的腐蚀提供强有力的依据。

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