大型船用尾滚筒结构设计计算研究

缆绳(锚链)
滚筒 轴体
x
f 45°
载荷小、直径及跨度小，常采用结构形式简单的单 壳体滚筒. 它由板材焊接成封闭的筒形空腔，内部布 置有环形加强筋板（径向加强）. 筒体两端通过环形 筋板与短轴连接，短轴则由轴承支撑，如图 3 所示， 定义为“径向加强型”（I 型）.
为使该类型结构能够承受较大负载，并在尺寸 上有所突破，现普遍将其优化成图 4 中所示的结构 形式（定义为“径向-轴向加强型”(II 型)），即在原 基础上加有纵向加强筋板，短轴之间也通过由板材 焊接成的空心筒体相连. 为减轻结构重量，两端轴体 可采用空心轴，内部由十字形板材加强[3]. 当缆绳或 锚链移动时带动滚筒连同轴体一同转动，即“共同 回转”的整体式结构.
轴头 筒体中部环筋 环形筋板 (C.L.)
θ 45°-θ
x
(a)
(b)
x′
图2 尾滚筒工作原理及受力形式简图
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θ位置上的力为[3,4]：
315
1.522
铸钢[δ]: 345 MPa
1.432
235
1.146
315
1.537
铸钢[δ]: 345 MPa
1.198
图5 滚筒结构强度（I型）
图6 轴头&筋板强度（I型）
图7 滚筒结构强度（II型）
图8 筋板强度（II型）
图9 内部滚筒强度（II型）
图10 轴头强度（II型）
对于图 4 中优化的结构形式，如若稍微加大载 荷，其应力将超过板材的屈服应力. 若将直径、跨度 及载荷进 一步放大后 ，如直径 4000mm ， 跨度 8000mm，载荷 7500kN 时，为达到强度上的要求， 通过类似计算，其筒体板材厚度需达到 80mm，筋 板厚度达 50mm 才能实现；通过 Pro/E 建模得知， 其自重将高达 176t，为满足轴承比压，轴承直径需 达到 1000mm. 如此庞大的结构，能否随缆绳或锚链
转动将无法保证，因此有必要提出新的、能够满足 大尺寸大载荷的尾滚筒结构形式，即轴体固定，滚 筒回转的分段式结构形式.
3 尾滚筒结构改进——分段式 3.1 结构形式的改进
随 着尾 滚 筒结 构尺 寸及 安全 载 荷的 进一 步加 大，采用“共同回转”整体式结构，不仅耗材，强
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度方面也很难满足，特别是轴端的应力集中更为明
0.3
4000
表2 静力学计算结果
载荷及 项目
位置
单项
极限强度 极限强度/MPa CCSB 板材/MPa 安全系数 AH32 板材/MPa 安全系数 铸钢安全系数
FR C.L. 筒体& 筋板
207
I型
167.5mm
轴体
241
II 型 FR C.L. 筒体& 筋板
205
18.75mm
轴体
288
235
1.135
2.2 初步计算分析 利用 Pro/E 软件建立尾滚筒的实体模型，然后
导入到 MSC.PATRAN 进行有限元单元的划分和边 界条件的加载，并提交 MSC.NASTRAN 进行计算， 再有MSC.PATRAN 查看结果. 其边界条件的加载参 照了船级社对船体结构件强度计算的方式进行. 根 据表 1 所给已知条件，进行如下分析.
其分析过程及结果如下：在 MSC.PATRAN 中 建立柱坐标系 ，根据方程式( 1)，构 建随θ变化 的压 力分布场(Field )[5,6]；约束轴头的径向、垂向自由度 r=z=0. 为模拟尾滚筒实际工作时可能出现的受力部 位，寻找最危险运行工况，计算时选择了几个典型
— 11 —
位置作为其安全工作载荷的部位，即中部、与中部 相邻的环形加强筋板处（FR C.L. 258.75mm，其中， FR 表示“距离”，C.L.为滚筒中部环筋处，如图 3 和图 4 所示）、两者之间的无加强筋部位（FR C.L. 167.5mm）. 进行静力学分析后，其最大应力出现的 工况及结果见表 2，I 型与 II 型结构形式的板材最大 应力出现的工况分别为 FR C.L.167.5mm, FR C.L.
项目 总长 (mm)
滚筒长度 (mm)
表1 尺寸属性、材料属性及边界条件
滚筒直径 (mm)
滚筒厚度 (mm)
密度 (kg/m3)
弹性模量 (GPa)
泊松比
安全工作载荷 (kN)
I 型 4500
3000
1800
40
7.85e3
210
0.3
2500
II 型 5800
4000
2000
40
7.85e3
210
258.75mm 处，分别为 207MPa, 205MPa，轴体部分 最大应力分别为 241MPa, 288MPa.
图 5、图 6 为 I 型尾滚筒的结构强度计算结果， 图 7~图 10 为II 型尾滚筒的结构强度计算结果. 结果 表明在无环形加强筋板加载时，筒体板材应力较大； 在环形加强筋板处加载时，最大应力出现在筋板处. 各个工况下，两端轴体的应力集中现象明显.
显. 对于大型尾滚筒结构，由于其安装在船体尾部的
纵向跨距大，旋转半径大，整体式结构形式难以满
足要求. 为此作如下处理：1）滚筒部分沿用图 4 中
整体式结构形式，在筒体内部设置支撑空心轴体以
便安装轴承，如图 11 所示；2）加设一根空心轴，
设置与筒体内部支承轴数目相同的轴肩用来支撑筒
体，其两端采用法兰连接方式连接到船体结构上.
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
收稿日期：2010-05-19；修回日期：2010-08-25 作者简介：王良武（1985-），男，硕士研究生，主要从事船舶动力装置系统性能分析，振动、噪声监测，结构设计计算等.
WANG Liang-wu1, ZHOU Rui-ping1, GAO Hong2
(1. Wuhan University of Technology, Wuhan 430063, China; 2. Wuchang Shipyard CO., Ltd., Wuhan 430063, China)
Abst ract: Describe the working principle of the marine stern roll and study the form of working loads on it and the method for structural strength calculation with Finite Element Method (FEM). With the calculation of some traditional one for example, an analysis of their stress distribution characteristics and the limitations of carrying capacity is made. Then a concept of the large stern roll which can effectively increase their loads is proposed. And the structure strength reliability of an improved stern roll and its variety of application forms through a calculation is verified with examples. Key words: marine stern roll; ocean structure; strength calculation; finite element method
x = f sin(2θ)
（1）
x 沿 45 o方向的分力为：
x′= x
π cos(
θ) = x
sin( π+ θ)
4
4
（2）
由此，可得出极限线载荷的计算积分方程式：
π4
π rdθ
F = 2 ∫f 0
sin 2θ sin( +θ) 4
l
（3）
其中，r 为尾滚筒半径；l 为单元弧长.
根据方程式（3），将尾滚筒的安全载荷代入方
程左边 F，通过求解可以获取上述方程式（1）中的
峰值 f，从而获取滚筒上作用的压力分布函数.
2 传统尾滚筒结构——整体式 2.1 结构形式介绍
对于小型尾滚筒结构的设计，由于承受的安全
图3 径向加强型(I型) 中部环筋
轴头 轴板 (C.L.) 环形筋板 筒体
十字型筋板
纵向筋板
图4 径向-纵向加强型（II型）
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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 [2] . 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. 尾滚筒主要载荷来自于与之接触的缆 绳或锚链，接触范围为一般为 45°~90°（甚至更小）， 如图 2(a)所示.
F f
图1 尾滚筒示意图
加，其拖带能力将大大增强，尾滚筒承受的负载也 会随之增大，因此有必要对其结构形式进行研究， 以适应市场需求[ 1].
1 尾滚筒工作原理及受力形式 海洋工作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的. 为确保缆绳与船体尾部 间无过多摩擦，尾滚筒应运而生. 其主要作用是：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.
纵向加强筋板 固定轴 滚筒 轴承
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与法兰连接
图11 单滚筒-单轴型（III型）
如此一来，滚筒则通过若干轴承绕轴体转动， 而轴体固定. 由于滚筒所受合力在径向上一般为 45o 方向，且基本恒定，如图 2 所示. 因此轴体内部除装 有径向加强筋外，在其径向 30o, 60o, 210o 和 240o 方 位装有四根纵向加强筋板，以增加空心轴体的纵向 强度性能[7,8] .
固定轴 滚筒 单滚筒 C.L. 与法兰连接
图12 双滚筒-单轴型（IV型）
另外，此种结构灵活多变. 例如，若船上共设有 两个拖缆机，分别用来拖带缆绳或锚链进行拖带任 务时，即有两股缆绳或锚链会通过尾甲板，按传统 结构形式，此处则需要安装两个尾滚筒. 而图 12 给
出了两个滚筒绕同一根空心轴体旋转的结构形式， 不仅可以减少尾滚筒数目，而且便于尾滚筒及鲨鱼 嵌等辅助设备的布置. 3.2 结构强度验算
0 引言 海洋资源已成为国际竞争的焦点之一，各沿海
发达国家均将海洋科学列为优先发展的战略领域， 海洋工程作为船舶行业的后起之秀，从一开始就表 现出其非凡实力. 船舶行业受到金融危机的巨大冲 击，海洋工程却依然保持着飞速的增长. 海洋工作 船，作为海洋工程的重要组成部分，担负着为海洋 工程提供人力和物资的运输任务. 尾滚筒作为新型 海洋工作船重要组成部分，得到众多公司的青 睐. Rolls-Royce 公司（英国）和 HATLAPA 公司（德 国）均在网上发布了系列化产品，其最大负载能力 达 750t，直径达 5000mm，跨度达 9000mm. 国内研 发应用的产品尺寸小、负载能力低，大型船用尾滚 筒研究几乎还处于空白，各大船级社也未对其结构 设计计算做出明确要求. 随着海洋工作船功率的增
SHIP ENGINEERING Vol .32 No.5 2010
船舶工 程 总第 32 卷，2010 年第 5 期
大型船用尾滚筒结构设计计算研究
王良武 1，周瑞平 1，高 宏 2
（1．武汉理工大学，武汉 430063；2．武昌船舶重工有限责任公司，武汉 430063）
摘 要：介绍了船用尾滚筒的工作原理，研究了其受力形式及采用有限元方法进行结构强度计 算的方法，通过对传统结构形式实例建模计算的方式，分析了其应力分布特性及其承载能力的局限 性，提出了能有效增加其受载负荷的大型尾滚筒结构形式，并通过实例建模计算的方式，验证了改 进型尾滚筒的结构强度的可靠性及其应用形式上的灵活性.
关键词：船用尾滚筒；海洋结构物；强度计算；有限元方法 中图分类号：U661.43 文献标志码：A 文章编号：1000-6982 (2010) 05-0010-05
Study on the Str ucture Design and Calculation of Lar ge Mar ine Ster n Roll