0 引　言

海洋地质调查船在开展海洋地质调查等作业任务时需要船体保持稳定的运动姿态。相比较于传统侧推，伸缩型侧推（RDT）装置，可以提高船舶首部操纵性，满足船舶动力定位功能，且在尾部螺旋桨有故障时，可作为推进器维持船舶较低的航速前进。近年来，在海洋地质作业类的船舶上应用较多。

目前国内的相关研究集中在侧推装置的振动评估^[1]、安装工艺^[2]、减振降噪^[3-4]和侧推载荷估算等方面，在RDT装置底部封板设计载荷和结构强度分析方面的研究较少。胡燕萍^[5]用经验公式方法估算了海洋科学考察船侧推筒体封盖载荷；魏跃峰^[6]通过CFD数值仿真方法分析了球鼻艏船型船首侧推孔推力减缩的产生原因及其影响因素；李齐垚^[7]通过CFD数值仿真和模型试验开展了单侧推装置在不同流速、流向下的推力减额的研究；韦红刚^[8]通过CFD数值仿真方法计算了不同尺度下的侧推孔、轴包套、轴支架的阻力增量。

RDT装置底部封板同时承受波浪载荷和静水载荷的作用，其结构强度将直接影响该类船型的声学设备作业可靠性和安全性。因此，有必要研究RDT装置底部封板的载荷成分和载荷特征，提出RDT装置设计载荷确定方法，并在此基础上开展底部封板结构强度评估，保证结构安全。

1 船型及装置概况 1.1 船型概况

本文的研究对象RDT装置安装于某海洋地质调查船，该船长85 m，宽22 m，型深8.0 m，吃水6.3 m，船体线型设计为首部采用直行。

1.2 RDT装置概况

船首110#肋位处安装有动力定位用的RDT装置，RDT装置底封板作业承受水流为5 kn，最大作业工况5级海况。RDT装置采用轮缘推进形式，轮缘内部具备桨毂，轮缘导流罩底部有圆形封板即底封板，导流罩和底封板之间有翼板材设置的加强筋。RDT装置结构及装置与船体安装配合情况如图1所示。

2 载荷计算分析

RDT装置底封板承受的载荷主要为波浪载荷、静水载荷和轮缘导流罩的传递载荷，波浪载荷包括水流冲击载荷和船舶在波浪中摇荡受到的动态载荷，与RDT装置在船舶布置情况、航速、流场和工作海况相关，静水载荷与装置的吃水深度有关，轮缘导流罩的传递载荷与结构连接方案相关。

2.1 基本理论

RDT装置属于航行船舶附体，对于RDT装置受载分析，需要在整个船体范围整体考核。对排水型船舶自由面扰流问题的计算分析是将自由面流动作为两相流来分析，自由面为水和空气的交界面，使用VOF方法计算。该数学模型的控制方程包括：连续性方程、动量方程、体积分数方程，以及湍流模型方程。

连续性方程和动量方程分别为：

$ \frac{\partial }{{\partial t}}\int_V {\rho {\rm{d}}V} + \int_S {\rho \left( {U - {U_d}} \right) \cdot n{\rm{d}}S} = 0，$

$\begin{aligned} & \frac{\partial }{{\partial t}}\int_V {\rho {U_i}{\rm{d}}V} + \int_S {\rho {U_i}\left( {U - {U_d}} \right) \cdot n{\rm{d}}S} = \\ & \int_S {\left( {{\tau _{ij}}{I_j} - p{I_i}} \right) \cdot n{\rm{d}}S} + \int_V {\rho {g_i}{\rm{d}}V} {\text{。}}\end{aligned}$

式中，t为时间；ρ为密度；V为控制体；S为控制体的面积；U_d为控制体面积法向向量的速度；U和p分别为速度和压力；U_i为x_i方向上的平均速度分量；τ_ij为黏性应力张量，g_i为重力矢量；I_i和I_j为方向向量。

本文采用SST $ k - \omega $ 湍流模型，湍动能 $ k $ 和湍流耗散率 $ \omega $ 的方程如下：

$ \frac{{\partial \rho k}}{{\partial t}} + \frac{\partial }{{\partial {x_j}}}\left( {\rho {U_j}k - (\mu + {\sigma _k}{\mu _t})\frac{{\partial k}}{{\partial {x_j}}}} \right) = {t_{ij}}{S_{ij}} - {\beta ^*}\rho \omega k，$

$\begin{aligned} & \frac{{\partial \rho \omega }}{{\partial t}} + \frac{\partial }{{\partial {x_j}}}\left( {\rho {U_j}\omega - (\mu + {\sigma _k}{\mu _t})\frac{{\partial \omega }}{{\partial {x_j}}}} \right) = {P_\omega } - \rho \beta {\omega ^2} + \\ & 2\left( {1 - {F_1}} \right)\frac{{\rho {\sigma _{{\omega ^2}}}}}{\omega }\frac{{\partial k}}{{\partial {x_j}}}\frac{{\partial \omega }}{{\partial {x_j}}}{\text{。}} \end{aligned}$

式中：μ为分子黏度；x_j为坐标轴；U_j为在x_j方向上的平均速度分量；μ_t为湍流涡黏度；t_ij为湍流雷诺应力张量；S_ij为平均应变率张量；F₁为辅助混合函数；P_ω为ω的导出项；β*，σ_k和 $ {\sigma _{{\omega ^2}}} $ 为模型常数。

2.2 水动力模型建立 2.2.1 计算区域设置

采用CFD进行水流冲击载荷分析，船舶和RDT装置配合三维模型如图2所示。由于船舶计算水流速度较低，且船舶和RDT装置尺度差异较大。为消除尺度效应的影响，采用实尺度完整船舶计算。计算区域的上下边界为压力边界，远流场边界为前后截面及远离船体一侧。

2.2.2 网格划分

采用软件自带前处理器自动生成全六面体网格，在自由面网格进行加密；对RDT装置封板、翼板和轮缘导流罩进行充分加密，以反映RDT装置外形尺寸的影响。由于计算流速较低，进行本船CFD绕流问题计算分析时将壁面边界层分为了3个子区域，即粘性底层、过渡层和惯性子层。

全部网格带RDT装置，计算网格总数为580万。计算区域设置及船体-装置表面网格划分如图2所示。

2.3 波浪载荷计算分析

为充分考虑RDT装置所承受的极端载荷，在计算时，以船舶纵向航行，RDT装置轴线与船舶中纵向剖面呈90°夹角时受到的载荷最大。计算水流速度设置为3 kn，4 kn和5 kn。分别计算船舶及RDT装置受到的水流冲击载荷及水动力载荷。

RDT装置在不同航速（水流）受到的水流冲击载荷如表1所示。

可以看出，RDT装置在水流速度为5 kn时候，承受的载荷最大，受到的水流冲击载荷达到5.07 kN。RDT装置在水动力作用下，承受总波浪载荷如图3所示。

可以看出，在航速5 kn的时候，承受到载荷为3900 Pa。

2.4 载荷特征分析

装置除了承受水动力载荷之外，还受到静压力载荷，两者合成为RDT装置承受的总的载荷。图4为RDT装置在不同航速下所承受的静水压力载荷，可以看出，水动力载荷比静压载荷小近20倍，所以装置以承受静水压力载荷为主，正比于吃水深度，最大压力载荷为0.08 MPa。

3 结构强度分析 3.1 基本参数

采用Ansys软件进行有限元仿真，RDT装置采用Q235钢装配制造而成，材料参数如表2所示。

3.2 有限元模型

结构模型采用三维有限元软件进行建模。由于该RDT装置的各部分结构分别采用螺栓或焊接等方式进行紧固。边界条件采用刚固模式设置，并进行网格划分，如图5所示。

3.3 边界条件与载荷施加

由载荷特征分析可知在船速为5 kn时，水动力载荷较静压载荷大小相差一个数量级，因此加载时，仅考虑静水载荷。静水载荷与水深成正比，将受力加载分为上、中、下3个区域简化加载，如图6所示。

考虑到RDT在实际使用过程中采用导轨方式进行上下升降，本次分析中对其上部节点进行约束，如图7所示。

3.4 强度分析结果

RDT装置底封板在静水载荷下的整体变形与应力分布如图8所示。RDT装置的最大变形出现封板远离支架处，为0.068 mm，且变形分布与静水下的载荷分别趋于一致；RDT装置底部封板最大应力出现在RDT导管与支架接触处，为4.56 MPa，应力主要集中于支撑部件的拐角处，远小于材料的屈服极限235 MPa。

4 结　语

本文通过研究不同作业工况下RDT装置底封板的载荷成分和载荷特征，提出针对RDT装置底封板设计载荷确定方法，并进一步开展了结构强度评估，主要结论如下：

1）RDT装置的波浪载荷随航速的增加显著增大，由轮缘导流罩传递到底封板的载荷也会相应显著增加。

2）对于本船RDT装置的布置方案，5级海况下的RDT装置轮缘导流罩和底封板区域的波浪载荷成分占比较少，远小于静水载荷，可忽略波浪载荷的影响。

3）RDT装置底部封板的最大应力出现在RDT导管与支架接触处，设计时应重点关注该区域。