田會靜，秦亮，楊正軍

（1.中交天津港航勘察設計研究院有限公司，天津 300461；2.中交天津航道局有限公司，天津 300461）

超大型耙吸式挖泥船具有艙容大，裝機功率大，施工時工況變化范圍大的特點，為了更好地適應工況變化并向輸送設備提供更大的使用功率，其往往采用電驅一拖二布置形式，即使用變頻電機作為泥泵動力源，主機功率通過變頻設備進行傳遞。這種布置方式使泥泵的調速范圍更加寬廣且連續(xù)，泥泵可獲得更高功率，整船的工況適應性有了極大增強。而與此同時，泥泵作為超大型耙吸船疏浚施工時的核心設備，隨著輸送介質、挖深、吹距等工況條件的變化，工作時的轉速、流量、濃度、承壓的變化范圍即運行區(qū)也更加寬大，因此合理確定泥泵的允許運行區(qū)，保證泥泵的安全穩(wěn)定運行是整個疏浚過程順利進行的關鍵。從結構力學上講，這主要涉及到三個方面：泥泵泵殼結構的承壓，泥泵軸系的強度，泥泵軸系的剛度。本文采用有限元方法建立三維仿真模型對以上三方面問題進行綜合分析，并結合泥泵性能曲線，首次對不同工況下挖泥船泥泵運行區(qū)進行劃分，為今后的相關研究及施工提供參考。

1 泥泵運行允許承壓——泵殼結構強度分析

水力式挖泥船挖吹施工時，由能量觀點知系統(tǒng)的實際工作點就是泥泵流量Q～揚程H特性曲線與排泥管路流量Q～耗用水頭H特性曲線之交點[1]。該交點處的流量與濃度乘積就決定了施工的產量，因此獲得最大產量的方法就是選擇大流量高濃度的工況運行。然而高的流量及濃度都會造成管道輸送阻力的提高[2]，也即泥泵需要更高的承壓才能達到更高的產量，因此，一定意義上可以將承壓視同為產量，因此確定合理的運行承壓是確定產量的關鍵。

為此，建立泥泵的三維模型如圖1所示。計算模型包括前泵蓋、前泵殼、后泵殼、泵座以及前、后泵殼的聯(lián)接螺栓。泵體的材料為ZG270-450[3]，計算時只對圖1中所示的26個螺栓孔進行約束，內腔壓力作用面如圖2所示，同時考慮自身重力的影響。

圖1 通程輪泥泵三維模型

圖2 內腔壓力作用面

分別計算1.95 MPa、1.7 MPa、1.5 MPa等幾種不同靜態(tài)壓力下泵體結構應力情況，其中計算1.95 MPa所得的應力分布結果如圖3、圖4所示。

計算結果表明，1.95 MPa的靜態(tài)壓力作用下，整體的最大位移為10.973 mm；除螺栓處的應力集中外，其他各處的最大應力均小于材料的屈服極限；前泵殼的最大應力在與前泵蓋的連接法蘭面靠近出口處，為309 MPa，超過了材料的屈服極限；前泵蓋的最大應力在吊耳處和靠近出口區(qū)的法蘭面上，為280 MPa，超過了材料的屈服極限。

計算結果表明，1.5 MPa、1.7 MPa的靜態(tài)壓力作用下，最大應力位置與1.95 MPa壓力作用下位置相同，但除螺栓處的應力集中外，其他各處的最大應力均小于材料的屈服極限；1.7 MPa壓力下前泵殼的最大應力262 MPa；前泵蓋的最大應力237 MPa；1.5 MPa壓力下前泵殼的最大應力226 MPa；前泵蓋的最大應力205 MPa。

圖4 1.95 MPa打壓壓力作用下前泵蓋的應力分布

各部件最大應力與打壓壓力的關系曲線見圖5。通過泵蓋泵體等關鍵部件在不同打壓條件下的強度分析可知，泵體抗壓強度比泵殼高一些，前泵殼的最大許用靜態(tài)壓力在1.74 MPa，按照相應規(guī)范，考慮1.25倍的系數(shù)，該泥泵最大運行工作壓力應為1.39 MPa。

2 泥泵軸系強度——最低許用轉速分析

利用轉子動力學原理建立軸系模型進行有限元計算，分別計算泥泵軸的扭轉、彎曲及拉伸應力。計算結果分別如圖6～圖8所示，其中扭矩施加荷載為5×105N·m，彎曲應力主要考慮重力影響，軸向荷載為軸向水推力10 000 N。

圖5 靜態(tài)壓力與各部件最大應力關系曲線

圖6 主軸的扭轉應力分布

圖7 靜止狀態(tài)下主軸的彎曲應力

圖8 軸系的拉伸應力分布

可見，在5×105N·m扭矩的作用下，主軸的最大扭轉應力在軸頸最小處，其值為98.6 MPa，并且最大扭轉應力與扭矩呈正比關系。在重力狀態(tài)下，軸系的最大彎曲應力為7.3 MPa。在假設10 000 N的軸向水推力的作用下，軸系的拉伸應力為0.1 MPa，在軸頸最小處，三種作用中，扭矩為主。

主軸材料為40Cr，屈服極限為450 MPa。電機的最大功率為5 000 kW，通過有限元計算，主軸的最大彎曲應力和軸向拉伸應力值較小，可以不予考慮。有限元計算中最大扭轉應力與轉速的關系曲線如圖9所示。

圖9 軸系的扭轉應力、安全系數(shù)與轉速的關系

通過查閱《機械設計手冊》，采用危險截面平均應力計算校核方法，常規(guī)40Cr軸的許用安全系數(shù)為11.25~8.65，對挖泥泵這種比較惡劣的泵軸使用工作條件，根據其大量的挖泥泵工程應用經驗，采用危險截面平均應力計算方法時推薦泵軸許用安全系數(shù)為12~15，此時對應許用應力為30～37.5 MPa，采用有限元方法計算時，泥泵軸計算最大應力為80 MPa。

表1比較了挖泥泵主軸強度校核的傳統(tǒng)設計計算和有限元計算兩種方法的計算結果。為了安全起見，不推薦在低于125 r/min轉速下運行。

表1 主軸強度校核的傳統(tǒng)設計方法和有限元計算方法結果比較

3 軸系剛度（動態(tài)特性）——最高許用轉速分析

振動現(xiàn)象是機械結構常遇到的問題之一。大部分結構都不希望有較大振動發(fā)生，振動會造成結構疲勞而破壞。然而結構本身具有某種程度的剛度，故其自然振動頻率及模態(tài)是機械設計所必須了解的特性之一，進而避免外力頻率和結構自然頻率相同，以防止共振現(xiàn)象。下面分別進行軸系臨界轉速及橫向振動模態(tài)計算。見表2、表3。

泥泵軸系結構用ANSYS軟件建立模型。在建模過程中，依照軸系結構和轉子動力學分析的特點，在用ANSYS建模過程中作如下處理：

1）軸系本體部分采用BEAM188梁單元模擬；

2） 圓盤用BEAM188梁單元模擬，集中質點用MASS21單元模擬；

3） 軸承部分采用COMBIN14彈簧單元模擬，彈簧單元一端連接在軸的節(jié)點上，一端設置為固定端。滾動軸承的剛度系數(shù)大小取決于軸承本身及其安裝方法，根據轉子動力學的經驗，典型的剛度系數(shù)范圍為4×107~1×108N/m。經過以上處理，可以在ANSYS中建立軸系的有限元計算模型。

表2 臨界轉速隨軸承剛度變化情況

表3 橫向振動各階固有頻率

同一階的正進動和反進動的振型相同，但分別出現(xiàn)在兩個互相垂直的平面內，正進動各階振型如圖10。扭轉振動及軸向振動首階模態(tài)都在100 Hz以上，對于泥泵軸來說發(fā)生共振的可能性可以忽略不計。綜上分析結果，發(fā)生共振的轉速范圍列于表4。

圖10 第一階橫向振動模態(tài)

表4 軸系動力特性分析結果

根據GB/T 16907—1997《離心泵技術條件（Ⅰ類） 》和GB/T 10832—2008《船用離心泵、旋渦泵通用技術條件》，泵的運行轉速應考慮留出20%的安全余量，即當轉速小于245 r/min時，軸系是安全的，不會發(fā)生共振。

4 泥泵運行區(qū)劃分

通過前面對超大型耙吸船泥泵泵殼結構承壓，泥泵軸系強度與軸系動態(tài)特性的研究結果，配合泥泵外特性曲線對該泥泵允許運行區(qū)進行劃分如圖11所示（其中承壓考慮為雙泵串聯(lián)同轉速工況）。圖形最上端斜線矩形區(qū)域為壓力限制的禁止運行區(qū)，n=245 r/min流量～揚程線以上區(qū)域為軸系共振的危險區(qū)，轉速超過245 r/min軸系有共振破壞的危險，圖形最下端n=125 r/min流量～揚程線以下區(qū)域為軸系強度限制危險區(qū)域，在該區(qū)域以下工作，軸系有強度不足破壞的危險。圖形中其他區(qū)域為該泥泵的允許運行區(qū)，泥泵可以安全運行。需指出的是，以上分析為從泥泵自身的使用角度來考慮，實際泥泵的運行還要考慮到驅動設備的狀態(tài)，軸系齒輪箱，潤滑冷卻等系統(tǒng)的相應狀態(tài)才能最終確定。

圖11 超大型耙吸船泥泵運行區(qū)劃分

5 結語

本文以中交天津航道局有限公司自主研發(fā)建造的超大型耙吸船為對象，研究了其輸送核心部件泥泵的允許工作范圍的確定方法，具體分析內容包括泥泵泵殼結構的承壓分析，泥泵軸系的強度分析，泥泵軸系的動態(tài)特性分析，通過以上分析確定了在給定驅動功率限制條件下的泥泵壓力運行范圍，轉速運行范圍，并將以上分析結果結合泥泵外特性曲線形成泥泵運行區(qū)劃分圖。該研究明晰了對于超大型耙吸船泥泵運行區(qū)確定需要考慮的分析流程及適用方法，可供今后的相關研究及工藝指導提供參考。

[1]絞吸挖泥船泥泵輸泥計算手冊[R].天津市航浚科技服務有限公司，1996.

[2] 疏浚技術[R].中交天津航道局有限公司，1997.

[3] 通程輪泥泵研究報告[R].中交天津航道局有限公司，2012.