耙吸挖泥船自立式泥門啟閉裝置

夏鋮，胡京招，潘旭皓，楊順，吳騰偉*

（1.中交疏浚技術(shù)裝備國(guó)家工程研究中心有限公司，上海201208；2.中港疏浚有限公司，上海200129）

0 引言

耙吸挖泥船是一種廣泛應(yīng)用于海上吹填疏浚類工程的施工船舶。其上配備的主要疏浚裝備有：泥泵、耙頭、高壓沖水泵、波浪補(bǔ)償器、環(huán)保溢流筒、泥門等。其中，泥門作為水下快速卸泥的核心裝置，是保證耙吸挖泥船完成自裝、自卸作業(yè)的關(guān)鍵設(shè)備。泥門根據(jù)結(jié)構(gòu)形式主要分為圓錐形泥門、平移泥門、方形泥門。圓錐形泥門的優(yōu)勢(shì)在于開(kāi)閉過(guò)程與船體泥門框結(jié)合緊密，防泄漏性能好，且不易被卡阻變形損壞，但是開(kāi)口面積較小，排泥效率較低；平移泥門又稱抽屜式泥門，是早期耙吸挖泥船上使用較多的泥門類型，但是容易產(chǎn)生變形、密封性差、容易故障、維護(hù)困難，在近年來(lái)設(shè)計(jì)建造的耙吸挖泥船上很少應(yīng)用；方形泥門包括對(duì)開(kāi)式和單開(kāi)式結(jié)構(gòu)，打開(kāi)角度和開(kāi)口面積大，卸泥效率高，但卸泥時(shí)鉸鏈區(qū)域容易掛連障礙物，關(guān)閉后引起鉸鏈區(qū)域卡阻變形，長(zhǎng)久使用后密封性能較差[1-4]。

隨著疏浚施工水平不斷提高以及艙內(nèi)高壓沖水系統(tǒng)的運(yùn)用，艙容量明顯增大，卸泥更加順暢，單列泥門由于泥門個(gè)數(shù)少、泥門結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、施工維修便利、造價(jià)成本低等優(yōu)點(diǎn)，逐漸受到重視。此外，隨著防卡堵裝置被運(yùn)用于方形泥門上，方形泥門由于掛連障礙物而導(dǎo)致的密封性較差的問(wèn)題得到改善；方形泥門憑借其本身較高的卸泥效率，逐漸被廣泛運(yùn)用于各類耙吸挖泥船[5-6]。

本文主要介紹了自立式泥門啟閉裝置的設(shè)計(jì)及性能計(jì)算方法。本文的設(shè)計(jì)充分考慮了泥門啟閉裝置與液壓油缸的匹配，單列泥門啟閉裝置油缸座的安裝，泥門主拉桿的導(dǎo)向裝置的設(shè)置方法等一系列問(wèn)題，提出了優(yōu)化方案，通過(guò)強(qiáng)度校核確保所設(shè)計(jì)的泥門啟閉裝置滿足工作要求。

1 泥門啟閉裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

泥門啟閉裝置作為耙吸挖泥船上主要的疏浚裝備之一，主要由泥門本體、泥門傳動(dòng)機(jī)構(gòu)、泥門自立式機(jī)構(gòu)、泥門導(dǎo)向機(jī)構(gòu)、液壓油缸等組成。泥門傳動(dòng)機(jī)構(gòu)包括泥門主拉桿以及泥門下拉桿，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的主要作用是控制泥門的打開(kāi)和關(guān)閉。泥門自立式機(jī)構(gòu)主要由泥門油缸座及斜撐管組成，通過(guò)斜撐管支撐泥門油缸座來(lái)實(shí)現(xiàn)整個(gè)泥門裝置自立于泥艙內(nèi)。泥門的導(dǎo)向裝置由泥門導(dǎo)向座和導(dǎo)向塊組成，主要作用是確保泥門主拉桿沿豎直方向運(yùn)動(dòng)。泥門啟閉裝置整體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 泥門啟閉裝置裝配體三維圖Fig.1 Three dimensional drawing of assembly body of the bottom door opening and closing device

1.1 自立式泥門支撐結(jié)構(gòu)

船舶在海上航行過(guò)程中，受到船舶靜水彎矩以及波浪誘導(dǎo)彎矩的影響，船體沿長(zhǎng)度方向產(chǎn)生總縱彎曲，且隨著泥艙裝卸以及波浪波峰波谷的變化，船體不斷在中垂和中拱形態(tài)下交替。對(duì)于耙吸式挖泥船，舯部為大開(kāi)口泥艙，泥艙上部橫梁與底部泥門相距十多米，船體的中垂和中拱變形直接引起橫梁與泥門的間距相應(yīng)變化。因此，對(duì)于中列式泥門裝置，泥門油缸區(qū)域不適宜固定焊接在橫梁上?；诖?，本文在前人研究基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了三腿支撐的自立式泥門裝置，避免了油缸區(qū)域與橫梁的焊接固定，有效解決了波浪引起的總縱彎曲對(duì)泥門裝置的影響。

本文涉及的項(xiàng)目中泥門裝置布置在泥艙中列，對(duì)開(kāi)式、大開(kāi)口。這樣做既能保證排泥效率又能使船體結(jié)構(gòu)安全穩(wěn)定。自立式機(jī)構(gòu)主要由泥門油缸座和斜撐管等部件組成，如圖1所示。

1.2 泥門導(dǎo)向裝置

由于泥門裝置布置于泥艙中列，距離兩舷側(cè)縱艙壁較遠(yuǎn)，拉桿導(dǎo)向裝置無(wú)法依靠縱艙壁支撐固定。因此，常規(guī)的導(dǎo)向裝置難以適用。本文結(jié)合導(dǎo)向裝置使用要求，針對(duì)泥艙總布置特點(diǎn)，研究設(shè)計(jì)了適用于中列泥門形式的新型導(dǎo)向裝置，如圖2所示。導(dǎo)向裝置安裝于泥門油缸座下端面，整體結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，導(dǎo)向塊易于拆卸，便于現(xiàn)場(chǎng)維修。

圖2 泥門導(dǎo)向裝置Fig.2 Guide device of the bottom door

2 油缸參數(shù)的確定

泥門油缸選型主要是泥門油缸拉力的確定。油缸拉力過(guò)大會(huì)導(dǎo)致泥門關(guān)閉后與船體限位結(jié)構(gòu)擠壓造成結(jié)構(gòu)變形。油缸拉力過(guò)小會(huì)導(dǎo)致滿載狀態(tài)下泥門區(qū)域關(guān)閉不嚴(yán)密，引起泄漏。假設(shè)泥門關(guān)閉狀態(tài)時(shí)受到的最大預(yù)緊力為Fmax，油缸拉力為FC，單位均為kN，油缸拉力FC應(yīng)滿足如下條件：

式中：Ff為泥艙滿艙時(shí)由于泥門上下表面存在壓差而產(chǎn)生的力，kN；F1為由機(jī)械限位塊位置決定的橡膠密封圈壓縮量所產(chǎn)生的反作用力，kN；C為其他外力的作用，如船體航行狀態(tài)下的慣性力[7]，kN。本文采用球頭型橡膠密封圈，其截面形狀以及試驗(yàn)所得受力情況與壓縮量之間的關(guān)系見(jiàn)圖3。

圖3 橡膠密封圈反作用力與壓縮量的關(guān)系曲線Fig.3 Relation curve between reaction force and compression of rubber sealing ring

根據(jù)圖3所述內(nèi)容可得，橡膠密封圈反作用力與壓縮量之間的關(guān)系為：

式中：F為橡膠密封圈的反作用力；x為壓縮量;L為橡膠密封圈的總長(zhǎng)度。

因而公式（1）可以變形為：

式中：x1為現(xiàn)有泥門橡膠密封圈的壓縮量。油缸的輸出拉力取決于油缸的缸徑、桿徑以及工作壓力，其公式如下所示：

式中：P為工作壓力，MPa；D為活塞直徑，mm；d為活塞桿直徑，mm。

此外，在計(jì)算泥艙內(nèi)泥漿對(duì)泥門表面的受力時(shí)，需要考慮到波浪對(duì)泥門的作用以及泥艙內(nèi)泥漿對(duì)泥門上表面的作用，本文只考慮靜水力和慣性力對(duì)泥門表面的作用。因而，本文中的C即代表慣性力，數(shù)值大小與加速度3個(gè)方向的分量ax、ay、az有關(guān)，ax、ay、az分別表示沿船長(zhǎng)方向、船寬方向及重力方向的加速度分量，具體數(shù)值參考BV的《Rules for the Classification of Steel Ships》[8]。經(jīng)計(jì)算，在船體處于直立狀態(tài)航行時(shí)，ay=0，az遠(yuǎn)大于ax，因而本文以az作為主要因素，得到C值的大小約為163 kN。

根據(jù)上述內(nèi)容，在只考慮慣性力和靜水力的作用以及實(shí)船機(jī)械限位塊的強(qiáng)度情況下，假設(shè)缸徑是桿徑的2倍，定義Ff=994 kN，x1=10 mm，L=16 m，P=25 MPa，F(xiàn)max=300 kN。

經(jīng)過(guò)計(jì)算，得到活塞桿的直徑d，其范圍是：156.62 mm臆d臆172.12 mm。結(jié)合所需的油缸拉力和液壓系統(tǒng)的壓力，即可推算出油缸缸徑尺寸，得到油缸的參數(shù)范圍。

3 強(qiáng)度校核

3.1 泥門主要部件強(qiáng)度校核

根據(jù)現(xiàn)有油缸參數(shù)，對(duì)泥門本體、泥門主拉桿、泥門下拉桿進(jìn)行強(qiáng)度校核。本文采用有限元分析軟件對(duì)其強(qiáng)度進(jìn)行系統(tǒng)分析。

由于泥門主拉桿及泥門下拉桿為二力桿，泥門本體為兩端鉸接，上下表面受海水及泥漿的作用力，所以泥門本體、泥門主拉桿、泥門下拉桿的受力情況、受力位置及約束位置如表1所示。

表1 泥門啟閉裝置主要零部件強(qiáng)度校核邊界條件Table 1 Boundary conditions of main parts of bottom door opening and closing device

由表1的邊界條件帶入有限元軟件中計(jì)算得到其強(qiáng)度校核結(jié)果如下。

3.1.1 泥門本體

泥門本體的強(qiáng)度校核計(jì)算結(jié)果如圖4所示，從圖中可以得到泥門的應(yīng)力分布，顯然泥門上表面受力較大，受力最大處位于泥門本體與機(jī)械限位塊相接觸的位置，最大應(yīng)力為177.02 MPa，計(jì)算得到的變形量為4.33 mm。

圖4 泥門本體強(qiáng)度校核計(jì)算結(jié)果Fig.4 Strength check calculation results of bottom door

3.1.2 泥門傳動(dòng)機(jī)構(gòu)

泥門傳動(dòng)機(jī)構(gòu)主要由1根泥門主拉桿和2根泥門下拉桿鉸接組成，其強(qiáng)度校核計(jì)算結(jié)果如下。

1）泥門主拉桿大部分位置的應(yīng)力都在80~100 MPa之間，兩端鉸接位置受力較大，最大受力位置為泥門主拉桿與油缸拉桿鉸接的位置，大小為171.69 MPa，最大變形量為2.77 mm。

2）泥門下拉桿的應(yīng)力分布和泥門主拉桿類似，兩端的鉸接位置應(yīng)力較大，最大應(yīng)力位置位于泥門下拉桿與泥門主拉桿鉸接的位置，大小為160.25 MPa，最大變形量為0.6 mm。

本文中各零部件的許用應(yīng)力約為231.15 MPa。由計(jì)算結(jié)果可以看出，泥門各部件應(yīng)力均在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，泥門強(qiáng)度滿足許用要求。

3.2 支撐平衡機(jī)構(gòu)穩(wěn)定性分析

整個(gè)支撐平衡機(jī)構(gòu)受油缸支反力作用，作用在泥門油缸座法蘭上端面。由于整個(gè)系統(tǒng)為細(xì)長(zhǎng)桿結(jié)構(gòu)，需分析支撐平衡機(jī)構(gòu)壓桿的穩(wěn)定性[9]。

壓桿穩(wěn)定性是指壓桿保持原有的直線平衡的狀態(tài)，不發(fā)生彎曲變形的能力。壓桿穩(wěn)定性的計(jì)算主要分為以下3個(gè)方面：1）柔度計(jì)算；2）臨界應(yīng)力及臨界壓力計(jì)算；3）壓桿的穩(wěn)定計(jì)算。

首先是柔度計(jì)算，壓桿的柔度計(jì)算公式：

式中：μ為長(zhǎng)度系數(shù)；l為桿長(zhǎng)；i為截面的慣性半徑；A為截面面積；I為慣性矩。

文中3個(gè)支撐管為主要支撐零件，對(duì)其進(jìn)行柔度計(jì)算得到柔度值為21.56以及22.87，遠(yuǎn)小于大柔度的臨界值λlj（Q355B無(wú)縫鋼管的臨界柔度為102），所以本文中的支撐管為中小柔度桿。

根據(jù)上述內(nèi)容對(duì)其臨界應(yīng)力以及臨界壓力進(jìn)行計(jì)算，其計(jì)算公式如公式（6）所示：

式中：λ為壓桿的柔度；a、b為材料常數(shù)，此處a=343，b=0.014 2；A為截面面積。

經(jīng)計(jì)算得到文中3根支撐管的臨界應(yīng)力和臨界壓力分別為：

現(xiàn)有液壓油缸的支反力為1 508 kN，3根支撐管的臨界壓力均遠(yuǎn)大于液壓油缸傳遞給3根支撐管的力。從分析看出，在油缸支反力作用下，支撐機(jī)構(gòu)具有足夠的受壓穩(wěn)定性。

4 結(jié)語(yǔ)

本文結(jié)合上航局3 000 m3等級(jí)耙吸挖泥船建造項(xiàng)目，研究了中列式泥門裝置的結(jié)構(gòu)形式，分析了自立式支撐結(jié)構(gòu)在中列泥門裝置中的適用性。針對(duì)泥門在施工過(guò)程中的工況條件，分析并校核了泥門裝置各部分結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和穩(wěn)定性，并初步總結(jié)了油缸的選型方法。

文中泥門啟閉裝置的設(shè)計(jì)和油缸選型方法是對(duì)泥艙中部單列泥門啟閉裝置的新的研究，為后續(xù)單列泥門的廣泛應(yīng)用和優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。