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(上海交通大學(xué) 海洋工程國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海 200240)

大型絞吸挖泥船的定位樁受力復(fù)雜，在惡劣海況下將承受極大的波浪載荷，易發(fā)生斷樁事故。因此，如何減小定位樁受力，保證其可靠性，以提高大型絞吸挖泥船的抗風(fēng)浪能力成為當(dāng)前許多學(xué)者研究的問(wèn)題之一[1-2]。本文以某大型絞吸挖泥船的柔性鋼樁緩沖系統(tǒng)為研究對(duì)象，在AMESim仿真的基礎(chǔ)上，具體分析液壓控制回路中蓄能器和阻尼閥對(duì)緩沖效果的影響，為液壓控制回路的設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 柔性鋼樁緩沖系統(tǒng)工作原理

1.1 柔性鋼樁緩沖系統(tǒng)的構(gòu)成與原理

柔性鋼樁緩沖系統(tǒng)(又稱交叉鋼絲繩縱向緩沖系統(tǒng))是目前較為常見(jiàn)的絞吸船定位樁縱向緩沖系統(tǒng)，該系統(tǒng)主要由鋼絲繩、導(dǎo)向滑輪、張緊油缸和液壓控制回路組成，見(jiàn)圖1。柔性鋼樁緩沖系統(tǒng)對(duì)稱布置在定位樁臺(tái)車(chē)的左右兩側(cè)，每側(cè)分別由2根鋼絲繩、2個(gè)張緊油缸、導(dǎo)向滑輪以及液壓控制回路組成，兩側(cè)同步控制。圖1為柔性鋼樁系統(tǒng)右側(cè)的結(jié)構(gòu)示意圖。圖中假定船體固定不動(dòng)(張緊油缸，轉(zhuǎn)動(dòng)中心O點(diǎn)，導(dǎo)向滑輪H、G，鋼絲繩端I、J、K、M均固定在船體上)，定位樁臺(tái)車(chē)系統(tǒng)可繞船體縱向轉(zhuǎn)動(dòng)(繞O點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng))，定位樁可在臺(tái)車(chē)內(nèi)自由垂直滑動(dòng)，兩個(gè)張緊油缸的無(wú)桿腔分別連接獨(dú)立作用的液壓控制回路。

圖1 柔性鋼樁(右側(cè))系統(tǒng)

柔性系統(tǒng)工作前，液壓控制系統(tǒng)通過(guò)張緊油缸對(duì)鋼絲繩施加一定的預(yù)張力使鋼絲繩張緊，兩根交叉的鋼絲繩分別向定位樁-臺(tái)車(chē)系統(tǒng)施加大小相同、方向相反的彎矩，則定位樁上所受縱向彎矩為0。當(dāng)絞吸船受波浪載荷作用，與定位樁發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，交叉鋼絲繩的張力發(fā)生變化，船舶運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的縱向彎矩通過(guò)鋼絲繩緩沖系統(tǒng)傳遞給鋼樁。

實(shí)際作業(yè)時(shí)，定位樁基本保持豎直，船體發(fā)生縱搖。當(dāng)船體順時(shí)針縱搖至某一傾角θ時(shí)，定位樁相對(duì)船體逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，此時(shí)，鋼絲繩1伸張，張力增加，鋼絲繩2收縮，張力減小，見(jiàn)圖2。與此同時(shí)，張緊油缸1在鋼絲繩及液壓控制回路的共同作用下收縮，活塞內(nèi)移，從而減小了鋼絲繩1的伸張量和張力增加值。同理，張緊油缸2通過(guò)伸張運(yùn)動(dòng)減小了鋼絲繩2的收縮量和張力減小值。由此可見(jiàn)，液壓控制回路通過(guò)控制張緊油缸的活塞運(yùn)動(dòng)來(lái)減小鋼絲繩的張力變化量，從而減小定位樁所受的縱向彎矩值，起到緩沖作用。

圖2 定位樁相對(duì)船體旋轉(zhuǎn)時(shí)的鋼絲繩變化

液壓控制回路對(duì)定位樁受力影響見(jiàn)圖3。若張緊油缸無(wú)桿腔封閉，活塞固定不動(dòng)，此時(shí)，船體的微幅縱搖即會(huì)在定位樁上產(chǎn)生較大的彎矩值；若張緊油缸根據(jù)外部力的大小變化，在液壓控制回路調(diào)控下產(chǎn)生伸縮運(yùn)動(dòng)，則船體相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)所產(chǎn)生的作用在鋼樁上的彎矩值將大幅減小。

圖3 定位樁特性曲線示意

液壓控制回路工作時(shí)，張緊油缸的伸縮與定位樁轉(zhuǎn)動(dòng)同步進(jìn)行，達(dá)到動(dòng)態(tài)平衡。但在計(jì)算鋼絲繩長(zhǎng)度變化時(shí)，將這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)拆分，分別計(jì)算定位樁轉(zhuǎn)動(dòng)θ和張緊油缸伸縮s對(duì)鋼絲繩長(zhǎng)度的影響，見(jiàn)圖4。

圖4 鋼絲繩1長(zhǎng)度計(jì)算

圖4中，粗實(shí)線為定位樁相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)前的鋼絲繩1位置；粗虛線為定位樁相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)θ角，張緊油缸收縮s1后的鋼絲繩位置。已知θ和s1相對(duì)于鋼絲繩長(zhǎng)度而言為小量，故定位樁相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)引起的鋼絲繩伸長(zhǎng)量可近似為la=2(dB+dC)θ，張緊油缸收縮引起的鋼絲繩收縮量可近似為lb=s1(1+cosα1)，即總伸長(zhǎng)量為Δl1=2(dB+dC)θ-s1(1+cosα1)。

假設(shè)鋼絲繩張力僅由其伸縮量和剛度來(lái)決定，此時(shí)鋼絲繩1張力F1為

(1)

同理，鋼絲繩2張力F2為

(2)

式中：Fi0——鋼絲繩i的預(yù)張力;

Li0——鋼絲繩i的初始長(zhǎng)度;

Es、A——鋼絲繩的彈性模量和橫截面積;

dj——導(dǎo)向滑輪j相對(duì)于轉(zhuǎn)動(dòng)中心O的距離;

si——張緊油缸i的活塞位移,αi為鋼絲繩i夾角(見(jiàn)圖4)，(i=1,2;j=A,B,C,D)。

考慮到柔性鋼樁緩沖系統(tǒng)的對(duì)稱性，4根鋼絲繩作用在定位樁上的彎矩M為

M=2(2F1H-2F2H)=4H(F1-F2)

(3)

式中：H——導(dǎo)向滑輪A、D(或B、C)之間的垂向距離。

1.2 液壓控制回路功能分析

大型絞吸挖泥船柔性鋼樁緩沖系統(tǒng)的液壓控制回路主要由張緊油缸、囊式蓄能器、阻尼調(diào)節(jié)閥、溢流閥、方向控制閥、液壓泵和油箱等組成，如圖5所示，其回路流動(dòng)狀態(tài)與圖2所示的定位樁相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)相對(duì)應(yīng)。

1-囊式蓄能器；2,4-溢流閥；3-二位二通換向閥(阻尼調(diào)節(jié)閥)；5,11-張緊油缸1、2；6-液控單向閥；7-三位四通換向閥；8-液壓泵；9-油箱；10-導(dǎo)向滑輪圖5 液壓控制回路示意

圖5中，三位四通換向閥用于改變控制回路與液壓泵、油箱的連接狀態(tài)，使回路處于加油、泄油或閉環(huán)工作狀態(tài)。當(dāng)液壓控制回路工作時(shí)，三位四通換向閥7處于中位，二位二通換向閥(阻尼調(diào)節(jié)閥)連通，此時(shí)鋼絲繩1、2的液控回路均處于閉環(huán)狀態(tài)。當(dāng)定位樁相對(duì)船體逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，張緊油缸1活塞桿上的負(fù)載增加，油缸收縮，油液從其無(wú)桿腔流經(jīng)阻尼調(diào)節(jié)閥回到蓄能器，蓄能器氣囊收縮，儲(chǔ)存能量；張緊油缸2活塞桿上的負(fù)載減小，油缸伸張，油液從蓄能器流經(jīng)阻尼調(diào)節(jié)閥至油缸無(wú)桿腔，蓄能器氣囊膨脹，釋放能量。由于波浪載荷隨時(shí)間變化，張緊油缸活塞桿上的負(fù)載也隨時(shí)間變化，但液控回路通過(guò)調(diào)節(jié)其無(wú)桿腔的油液壓力，限制了油缸活塞的運(yùn)動(dòng)速度和幅值，從而減緩了作用在定位樁上的波浪載荷。

此外，當(dāng)閉環(huán)中的二位二通換向閥處于斷開(kāi)狀態(tài)時(shí)，張緊油缸活塞固定不動(dòng)。在這種狀態(tài)下，定位樁和船體只能通過(guò)鋼絲繩本身的伸縮發(fā)生極小的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)。這種工況主要在平靜海況或內(nèi)河使用，此時(shí)船體傳遞給定位樁的波浪彎矩不大，不需要緩沖，絞吸船作業(yè)的關(guān)鍵是提高船體定位精度和生產(chǎn)效率。

2 閉環(huán)回路數(shù)學(xué)模型

如圖5所示，除用來(lái)過(guò)載保護(hù)的溢流閥外，閉環(huán)回路主要由張緊油缸、囊式蓄能器和阻尼調(diào)節(jié)閥(二位二通換向閥)組成。

囊式蓄能器是儲(chǔ)能、放能裝置。工作時(shí)，氣囊中的氣體狀態(tài)變化遵守玻意耳定律[3]，即

(4)

式中:p0、V0——蓄能器充液前的充氣壓力和氣囊容積，此時(shí)氣囊充滿殼體內(nèi)腔；

pt、Vt——蓄能器最任意時(shí)刻的工作壓力和氣囊體積；

n——與氣體變化過(guò)程相關(guān)的多變指數(shù)，對(duì)于絕熱過(guò)程，n=1.4。

對(duì)式(4)兩邊求導(dǎo)，可得蓄能器氣囊體積變化和壓力變化的關(guān)系

(5)

已知蓄能器氣囊體積的總變化量和張緊油缸無(wú)桿腔的體積變化量Ap·s相同，其中，Ap為張緊油缸活塞面積，s為活塞移動(dòng)位移；而氣囊壓力與鋼絲繩張力動(dòng)態(tài)平衡。

若只有1個(gè)蓄能器，則活塞移動(dòng)s引起的蓄能器壓力變化為(-npt/Vt)APs；若有N(N≥2)個(gè)蓄能器并聯(lián)，則活塞移動(dòng)s引起的蓄能器壓力變化量變小，為1/N·(-npt/Vt)APs。與此同時(shí)，鋼絲繩張力的變化也變緩。由此可知，緩沖系統(tǒng)工作能力與蓄能器數(shù)量有關(guān)。

阻尼調(diào)節(jié)閥是液壓控制回路的關(guān)鍵元件，它通過(guò)節(jié)流孔的作用，使蓄能器和張緊油缸的油液壓力發(fā)生壓力差，從而對(duì)張緊油缸上的負(fù)載產(chǎn)生阻尼力，減小了張緊油缸活塞運(yùn)動(dòng)的速度和位移。阻尼調(diào)節(jié)閥的形式多樣，本文研究的絞吸挖泥船鋼樁緩沖系統(tǒng)的阻尼調(diào)節(jié)閥由插裝閥、或門(mén)型梭閥、二位三通閥共同組成，見(jiàn)圖6。

1-二通插裝閥;2-二位三通換向閥;3-壓力源;4-或門(mén)型梭閥;5-二位二通換向閥

該阻尼調(diào)節(jié)閥的工作狀態(tài)取決于插裝閥的規(guī)格參數(shù)及閥芯位移。已知插裝閥閥芯上的作用力如圖7所示。

圖7 插裝閥閥芯受力分析

當(dāng)合力∑F=pBAB+pAAA-pCAC-FK-FS>0時(shí)，插裝閥開(kāi)啟；反之，則閥芯關(guān)閉。當(dāng)控制室C的壓力由A、B口的高壓力端控制時(shí)(A、B口通過(guò)或門(mén)型梭閥與C相連)，由AC=AA+AB可知，∑F<0，插裝閥始終保持關(guān)閉。當(dāng)回路中的A、B口的壓力克服彈簧初始?jí)毫K、由流體流量變化引起的附加液動(dòng)力FS，以及控制油路C壓力時(shí)，插裝閥開(kāi)啟。若控制油路C的壓力極小，則閥芯開(kāi)度主要受pA,pB,彈簧剛度k,及流量變化的影響，即

x=f(pA,pB,k,Q)，pC→0

(6)

假設(shè)閥芯位移為x，如圖8所示。

圖8 插裝閥節(jié)流孔尺寸及面積計(jì)算

此時(shí)的節(jié)流口面積為一圓臺(tái)側(cè)面積。

(7)

式中:d——阻尼孔(A口)孔徑;

φ——閥芯半錐角。

已知插裝閥節(jié)流口滿足孔長(zhǎng)小于孔徑的一半，屬于薄壁小孔[4]，故插裝閥的阻尼力(即A、B口壓差)與流量Q[5]的關(guān)系可按下式計(jì)算

即

(8)

式中:Cd——流量系數(shù)，與流體粘性有關(guān)；

A(x)——節(jié)流口面積；

ρ——流體密度。

結(jié)合式(6)、(7)、(8)可知，阻尼閥的阻尼力與流體流量和節(jié)流孔面積有關(guān)，而節(jié)流孔面積受彈簧剛度k、阻尼孔(A口)孔徑d、閥芯半錐角φ影響。

故本文仿真主要考察以上3個(gè)參數(shù)，以及蓄能器數(shù)量對(duì)緩沖效率的影響。

3 閉環(huán)回路AMESim仿真

3.1 仿真模型

AMESim軟件為多學(xué)科領(lǐng)域復(fù)雜系統(tǒng)建模仿真平臺(tái)，包括有機(jī)械、信號(hào)控制、液壓、液壓元件設(shè)計(jì)(HCD)等工程學(xué)科的應(yīng)用庫(kù)。本文在此基礎(chǔ)上仿真了液壓控制回路處于閉環(huán)工作狀態(tài)時(shí)的情況，見(jiàn)圖9。仿真模型中的模塊參數(shù)見(jiàn)表1。

1-張緊油缸有桿腔；2-位移感應(yīng)器；3-張緊油缸活塞質(zhì)量模塊；4-張緊油缸無(wú)桿腔；5-可變?nèi)莘e模塊；6-插裝閥閥芯插件；7-插裝閥閥芯質(zhì)量模塊；8-插裝閥彈簧腔；9,13-函數(shù)信號(hào)；10-載荷(力)輸入信號(hào)；11-信號(hào)匯總；12-常數(shù)信號(hào)；14-三角函數(shù)信號(hào)

圖9液壓控制回路閉環(huán)工作狀態(tài)示意

表1 仿真模塊參數(shù)

在考慮張緊油缸活塞桿所受的外載荷時(shí)，本文假設(shè)挖泥船船體在作業(yè)海況(波高1.5 m，波周期6 s)下的縱搖運(yùn)動(dòng)為不衰減的正弦運(yùn)動(dòng)，該運(yùn)動(dòng)引起的柔性鋼樁鋼絲繩張力變化，以及張緊油缸位移對(duì)鋼絲繩張力的影響可由式(1)、(2)得到，在仿真系統(tǒng)中可用9～14的信號(hào)模塊來(lái)模擬。其中信號(hào)12對(duì)應(yīng)公式中的第1項(xiàng)，為鋼絲繩初始張力；信號(hào)13對(duì)應(yīng)公式中的第二項(xiàng)，為由定位樁轉(zhuǎn)動(dòng)引起的鋼絲繩張力變化，其輸入端信號(hào)14為船體縱搖角的正弦變化；信號(hào)9對(duì)應(yīng)式中第3項(xiàng)，為油缸活塞運(yùn)動(dòng)引起的鋼絲繩張力變化。該反饋系統(tǒng)涉及到的鋼絲繩參數(shù)及船體縱搖運(yùn)動(dòng)參數(shù)見(jiàn)表2。

表2 反饋系統(tǒng)參數(shù)

3.2 數(shù)值仿真結(jié)果

絞吸船在設(shè)計(jì)工況(波高1.5 m，周期6 s)下所受的彎矩M0=3.63×107Nm。若無(wú)緩沖系統(tǒng)，該彎矩將全部傳遞至定位樁上。不妨定義柔性鋼樁的緩沖效率η：

(9)

式中：Mmax——緩沖后定位樁彎矩的最大值。

改變蓄能器數(shù)量，插裝閥的彈簧剛度k、阻尼孔(A口)孔徑d和閥芯半錐角φ，即可得到不同條件下作用在鋼樁上的彎矩時(shí)域變化曲線，見(jiàn)圖10～17。

圖10、11表明，隨著隨蓄能器數(shù)量的增加，緩沖后的定位樁最大彎矩減小，緩沖效率增大；緩沖前后的定位樁彎矩周期不變，相位差隨蓄能器數(shù)量的增加而增大。當(dāng)蓄能器數(shù)量在4～19之間變化時(shí)，緩沖效率為7.7%～16.7%，定位樁彎矩的差值可達(dá)3.27×106Nm，緩沖前后的彎矩相位差為35°～40°。

圖10 不同蓄能器數(shù)量N下的彎矩時(shí)域曲線

圖11 蓄能器數(shù)量N對(duì)緩沖效率的影響

圖12 不同彈簧剛度k下的彎矩時(shí)域曲線

圖13 彈簧剛度k對(duì)緩沖效率的影響

圖12、13表明，隨著彈簧剛度k的增加，緩沖后的定位樁彎矩增大，緩沖效率減?。痪彌_前后的定位樁彎矩周期不變，彈簧剛度對(duì)兩者相位差的影響很小。當(dāng)阻尼閥彈簧剛度在5 000～15 000 N/mm之間變化時(shí)，緩沖效率為2.1%～21.8%，定位樁彎矩的差值可達(dá)7.14×106Nm。

圖14 不同阻尼孔直徑d下的彎矩時(shí)域曲線

圖15 阻尼孔直徑d對(duì)緩沖效率的影響

圖14、15表明，隨阻尼孔直徑d的增加，緩沖后的定位樁彎矩減小，緩沖效率增加；緩沖前后的定位樁彎矩周期不變，阻尼孔直徑對(duì)兩者相位差的影響很小。當(dāng)阻尼孔孔徑在39～59 mm之間變化時(shí)，緩沖效率為7.4%～16.9%，定位樁彎矩的差值可達(dá)3.43×106Nm。

圖16、17表明，隨著閥芯半錐角φ的增加，緩沖后的定位樁彎矩減小，緩沖效率增加；緩沖前后的定位樁彎矩周期不變，閥芯半錐角φ對(duì)兩者相位差的影響很小。當(dāng)閥芯半錐角在30°～50°之間變化時(shí)，緩沖效率為7.8%～16.9%，定位樁彎矩的差值可達(dá)3.30×106N·m。

圖16 不同閥芯半錐角φ下的彎矩時(shí)域曲線

圖17 閥芯半錐角φ對(duì)緩沖效率的影響

3 結(jié)論

1)柔性鋼樁緩沖系統(tǒng)是提高絞吸挖泥船抗風(fēng)浪能力的有效機(jī)構(gòu)，它能減小定位樁所受的縱向波浪彎矩的峰值，并改變緩沖前后波浪彎矩的相位差。

2)蓄能器數(shù)量越多，彈簧剛度k越小，阻尼孔孔徑d越大，閥芯半錐角φ越大，緩沖后的最大定位樁彎矩值就越小，緩沖效率隨之增加。其中，緩沖效率受彈簧剛度的影響最明顯。但在設(shè)計(jì)時(shí)，緩沖效率不應(yīng)太大，否則會(huì)減小柔性鋼樁緩沖系統(tǒng)的承載能力，當(dāng)外界載荷較大時(shí)，鋼絲繩發(fā)生松弛，從而引起系統(tǒng)失效。此外，緩沖前后的定位樁彎矩周期不變，兩者相位差主要受蓄能器數(shù)量影響，蓄能器數(shù)量越大，相位差越大。這一規(guī)律可為緩沖系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

3)本文在計(jì)算時(shí)假設(shè)絞吸挖泥船在作業(yè)海況下的船舶縱搖運(yùn)動(dòng)為不衰減的正弦運(yùn)動(dòng)，忽略了緩沖系統(tǒng)對(duì)船體縱搖運(yùn)動(dòng)的影響，后續(xù)研究應(yīng)考慮緩沖系統(tǒng)和船體運(yùn)動(dòng)的耦合作用。

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