金 文 軒，鄭 恩 東，朱 召 泉，王 新

(1.河海大學(xué) 土木與交通學(xué)院，江蘇 南京 210098； 2.南京水利科學(xué)研究院 水文水資源與水利工程科學(xué)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江蘇 南京 210029)

升船機(jī)作為水路運(yùn)輸重要的通航建筑物[1]，具有適應(yīng)水頭高、過壩速度快、耗水量小等特點(diǎn)，其作用日益明顯。但是，船舶駛?cè)肷瑱C(jī)承船廂時(shí)，若失速撞向承船廂廂頭閘門，將嚴(yán)重威脅升船機(jī)運(yùn)行安全，故在承船廂廂頭以內(nèi)某一位置處，需設(shè)置廂頭門防撞裝置。

升船機(jī)承船廂防撞梁型防撞裝置主要有2種：① 防撞梁加緩沖油缸，該防撞裝置通過防撞梁傳遞沖擊能量至緩沖油缸，如景洪升船機(jī)[2]；② 塑性防撞梁，該防撞裝置僅包括防撞梁與鋼絲繩，不設(shè)置緩沖油缸，如思林升船機(jī)[3]。

關(guān)于船舶的撞擊問題，從1970年開始，國內(nèi)外有大量學(xué)者做了研究工作，取得了較豐富的成果。梁文娟[4-5]首次通過數(shù)值計(jì)算分析了船舶撞擊問題，開創(chuàng)了我國對(duì)船舶碰撞研究的先河。而關(guān)于升船機(jī)承船廂防撞裝置的研究較少。石端偉[6]等對(duì)防撞裝置的設(shè)計(jì)進(jìn)行研究，提出在船舶撞擊防撞裝置過程中的受力與能量涉及剛、彈、塑、液多系統(tǒng)耦合；袁鷹[7]等通過彈塑性本構(gòu)關(guān)系，將船舶的碰撞過程等效為準(zhǔn)靜態(tài)過程，以此推導(dǎo)出了防撞梁的截面設(shè)計(jì)公式；方曉敏[8]等在隔河巖升船機(jī)中提出了“防撞繩加緩沖油缸”型式的防撞裝置；郝平[9]基于多種假設(shè)，研究了承船廂防撞梁與船舶撞擊的動(dòng)力響應(yīng)；王新[10]首次在景洪升船機(jī)承船廂進(jìn)行了實(shí)船撞擊試驗(yàn)，探討了“防撞梁加緩沖油缸”型式防撞裝置的防撞效果和影響因素；余友安等[11]曾對(duì)塑性防撞梁進(jìn)行研究，提出了船舶位移、撞擊力和能量吸收的計(jì)算公式。

本文采用ANSYS/LS-DYNA有限元軟件，對(duì)防撞梁+緩沖油缸和塑性防撞梁2種防撞裝置分別進(jìn)行了不同工況下的船舶撞擊數(shù)值模擬，并對(duì)防撞性能進(jìn)行比較，可為升船機(jī)承船廂防撞裝置的合理設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。

1 有限元模型建立

1.1 船舶模型

以942 t的自卸貨船為對(duì)象，對(duì)船舶進(jìn)行建模，船舶尺寸為57.6 m×10.8 m×11.8 m(長×寬×高)，其中船舶型深3.2 m，吃水2.3 m，試驗(yàn)時(shí)排水量942 000 kg，船艏傾角大約45°。為較為真實(shí)地模擬船舶碰撞部位的剛度以及減小計(jì)算量，對(duì)船艏部分采用Shell163進(jìn)行模擬，對(duì)船身部分采用Solid164單元并賦予其剛性體材料屬性。對(duì)船艏進(jìn)行適當(dāng)簡化，僅保留各層甲板、船艙壁和部分龍骨支撐。船艏外殼厚度設(shè)為15 mm，甲板以及船艙壁的厚度設(shè)為10 mm，龍骨厚度則取為10 mm[12]。

船舶及防撞梁選用Q345鋼材。承船廂防撞裝置與船舶撞擊過程中，直接受撞的部分會(huì)進(jìn)入塑性流動(dòng)階段，且材料在高應(yīng)變率下的動(dòng)力特性不可忽略[13]。本文對(duì)直接參與受撞的船艏考慮其塑性發(fā)展，選用LS-DYNA程序中003號(hào)應(yīng)變強(qiáng)化彈塑性材料，應(yīng)變率采用與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合較好的Cowper-Symonds模型[14]。

1.2 船舶-防撞裝置-水體整體有限元模型

為分析比較承船廂兩種防撞裝置的防撞性能，根據(jù)實(shí)際情況進(jìn)行相應(yīng)簡化后，考慮船舶與承船廂內(nèi)水體之間的流固耦合作用和兩種防撞裝置的受撞傳力機(jī)制，建立了兩種防撞梁式碰撞體系的船舶-防撞裝置-水體整體模型，如圖1所示。

對(duì)于防撞梁加緩沖油缸防撞裝置，參考景洪升船機(jī)進(jìn)行建模。防撞梁鋼管內(nèi)徑為220 mm，外徑為320 mm。與油缸相連的水平向鋼絲繩為8股直徑22 mm的鋼絲繩，因此在建模時(shí)采用的鋼絲繩面積為8股鋼絲繩面積之和，為3 039.52 mm2。防撞油缸活塞桿受力與行程的關(guān)系見圖2，在油缸油壓達(dá)到16 MPa、活塞桿受100 kN拉力的條件下，油缸油桿腔開始溢流，拉力持住不變，通過活塞桿伸長做功消耗船舶動(dòng)能[10]。如圖1(a)所示，以殼單元Shell163模擬防撞梁，Link167單元模擬鋼絲繩，彈簧單元Combi165模擬緩沖油缸的彈簧阻尼系統(tǒng)。Combi165單元提供離散的單元既可以單獨(dú)使用，也可以用來建立復(fù)雜的力-位移關(guān)系，彈簧單元彈性勁度系數(shù)K根據(jù)圖2確定。

對(duì)于塑性防撞梁裝置，參考思林升船機(jī)進(jìn)行建模。防撞梁為箱型截面，前后翼緣寬度為350 mm，厚度為30 mm；上下腹板寬度為490 mm，厚度為25 mm。豎向吊放防撞梁的鋼絲繩單根直徑為26 mm。如圖1(b)所示，以殼單元Shell163模擬防撞梁，Link167單元模擬鋼絲繩。其中防撞梁均選用LS-DYNA程序中003號(hào)應(yīng)變強(qiáng)化彈塑性材料進(jìn)行模擬。

在船舶撞擊防撞裝置的過程中，水體產(chǎn)生的影響不可忽視。本文中水體一直處于升船機(jī)承船廂內(nèi)部，水域面積有限，船舶行駛過程以及船舶與防撞裝置碰撞過程中，水體也會(huì)一起運(yùn)動(dòng)從而增大慣性作用，對(duì)船舶撞擊防撞裝置產(chǎn)生不利影響，因此在分析時(shí)有必要考慮流固耦合作用。為便于分析比較，兩種模型的承船廂有效水域范圍均為116.0 m×12.0 m×3.0 m(長×寬×水深)。采用無旋轉(zhuǎn)、無壓縮和無黏度的線性流體模型模擬水體單元，建模時(shí)對(duì)水體采用solid164單元。在研究船舶和水體流固耦合作用時(shí)主要采用ALE算法[15]和歐拉-拉格朗日耦合，搜索耦合中的主從節(jié)點(diǎn)，并進(jìn)行約束。耦合方向?yàn)榉ň€方向，且僅在壓縮方向進(jìn)行耦合。

圖1 兩種防撞梁型碰撞體系的有限元模型Fig.1 Finite element model of collision systems for two anti-collision beams

圖2 活塞桿受力與行程關(guān)系Fig.2 Relationship between force and stroke of piston rod

1.3 約束條件

為較真實(shí)地模擬承船廂內(nèi)船舶與防撞裝置的實(shí)際碰撞情形，需對(duì)廂內(nèi)水體和防撞裝置分別設(shè)置合理的約束，以承船廂內(nèi)船舶前進(jìn)方向?yàn)閄負(fù)向，豎直向上為Y正向，船舶左側(cè)為Z正向。約束條件設(shè)置如下。

水體約束：升船機(jī)承船廂內(nèi)水體前后左右分別與船廂廂頭閘門和船廂側(cè)壁接觸，故均設(shè)置法線方向約束，使水體不能超出承船廂范圍。

防撞梁約束：① 對(duì)于防撞梁加緩沖油缸式，約束防撞梁使其只能在船舶行進(jìn)方向移動(dòng)，約束主要施加在防撞梁的兩端，使其只能在船舶行進(jìn)方向(X方向)移動(dòng)；鋼絲繩也只能沿著船舶行進(jìn)X方向移動(dòng)，對(duì)全部鋼絲繩施加約束，只能在X方向移動(dòng)；對(duì)于緩沖油缸，一端與鋼絲繩相連，另一端與承船廂構(gòu)造相連并設(shè)置鉸接約束。② 對(duì)于塑性防撞梁式，因梁兩端只能在豎槽內(nèi)上下移動(dòng)，梁兩端釋放豎直Y方向自由度，撞擊時(shí)船舶向前運(yùn)動(dòng)對(duì)防撞梁產(chǎn)生的下壓趨勢(shì)由兩端的吊掛鋼絲繩提供豎向約束。鋼絲繩的下端與梁端耳板吊孔相連，上部連接承船廂的一端設(shè)置鉸約束，即在X、Y、Z3個(gè)方向都不能移動(dòng)。

1.4 計(jì)算工況

參考我國GB50139-2014《內(nèi)河航運(yùn)通航標(biāo)準(zhǔn)》[16]規(guī)定，選擇防撞梁跨中以及偏左側(cè)為船舶撞擊部位，船速分別為300，400，500，600 mm/s和700 mm/s。偏右側(cè)撞擊時(shí)由于模型對(duì)稱性，與偏左側(cè)撞擊時(shí)受力情況基本相同。

2 碰撞過程受力分析

2.1 碰撞過程時(shí)程分析

船舶撞擊承船廂防撞梁時(shí)，船舶與防撞梁接觸會(huì)產(chǎn)生撞擊力。圖3為船舶以船速500 mm/s撞擊配有緩沖油缸的防撞梁中部時(shí)，防撞梁所受到的沿X、Y和Z方向的撞擊力與撞擊合力的時(shí)程曲線，其中船舶前進(jìn)方向?yàn)閄負(fù)向，豎直向上為Y正向，船舶左側(cè)為Z正向。當(dāng)船舶撞擊塑性防撞梁時(shí)，時(shí)程曲線類似。

圖3 船舶撞擊力時(shí)程曲線(船速500 mm/s)Fig.3 Time history curve of ship impact force (ship speed of 500mm/s)

表1為船舶以船速500 mm/s撞擊防撞裝置時(shí)，防撞梁所受到3個(gè)方向撞擊力及撞擊合力的最大值以及撞擊接觸時(shí)間。由表1可知：防撞裝置沿船舶行駛水平方向X方向撞擊力最大，沿豎向Y方向撞擊力稍小，而與船舶行駛方向垂直的承船廂橫向Z方向撞擊力幾乎可以忽略不計(jì)。這是因?yàn)榇霸赬方向上移動(dòng)，沖擊荷載主要是X方向的，而船艏是45°傾角的曲面，與防撞梁接觸時(shí)，隨著船舶的前行，防撞梁會(huì)受到船舶向下的壓力作用，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)予以注意。因?yàn)榉雷擦簝啥嗽赬方向上被約束，在X方向上的剛度增大，故塑性防撞梁裝置的碰撞接觸時(shí)間明顯短于防撞梁加緩沖油缸裝置。

表1 船舶撞擊過程受力情況(船速500 mm/s)Tab.1 Impact force during ship impact (ship speed of 500 mm/s)

2.2 撞擊位置對(duì)最大撞擊力影響

圖4給出了船舶撞擊兩種防撞裝置不同位置時(shí)，最大撞擊力-船速曲線。由圖4(a)可知：對(duì)于防撞梁加緩沖油缸裝置，中部撞擊產(chǎn)生的撞擊力大于撞擊左邊位置的撞擊力，類似于桿件于中間位置受力，產(chǎn)生彎矩最大，故撞擊中部時(shí)撞擊力最大。而由圖4(b)可知：對(duì)于塑性防撞梁裝置，不同位置撞擊對(duì)撞擊力影響不大。故在設(shè)計(jì)防撞梁加緩沖油缸裝置時(shí)，最不利工況應(yīng)選為當(dāng)船舶以最大允許航行速度撞擊防撞梁中部。

船速相同時(shí)，塑性防撞梁裝置最大撞擊力約為防撞梁加緩沖油缸體系的3倍，這主要是由于船舶撞擊力與防撞裝置沿船舶縱向運(yùn)動(dòng)水平方向(模型中X方向)的剛度相關(guān)，塑性防撞梁兩端在X方向上不能移動(dòng)，但防撞梁加緩沖油缸體系兩端可在X方向上移動(dòng)。

2.3 船艏角度對(duì)最大撞擊力影響

為探究船艏角對(duì)于撞擊過程受力影響，本文還設(shè)置了30°和60°兩種船艏角的船舶模型進(jìn)行撞擊模擬，撞擊速度為500 m/s，撞擊位置為中部，最大撞擊力結(jié)果見圖5。由圖5(a)可知：對(duì)于防撞梁加緩沖油缸裝置，船艏角度越小撞擊力越大，這主要是由于船艏角度越小，碰撞時(shí)接觸面積也小，撞擊力大；而由圖5(b)可知：對(duì)于塑性防撞梁裝置，船艏角度越大撞擊力越大，主要由于船艏角度越大，撞擊時(shí)X方向分量的沖擊荷載越大，而防撞梁在X方向不能移動(dòng)，剛度較大，故撞擊力越大。在進(jìn)行防撞裝置設(shè)計(jì)時(shí)，對(duì)于防撞梁加緩沖油缸裝置應(yīng)考慮船艏角度較小的船舶，對(duì)于塑性防撞梁裝置應(yīng)考慮船艏角度較大的船舶。

圖5 不同角度船艏條件下的最大撞擊力(船速500 mm/s)Fig.5 Maximum impact force at different bow angles (ship speed of 500 mm/s)

3 兩種防撞裝置防撞性能對(duì)比分析

根據(jù)上文可知，船舶撞擊防撞梁加緩沖油缸裝置時(shí)，撞擊位置為中部時(shí)為最不利工況；而撞擊塑性防撞梁時(shí)，撞擊位置對(duì)撞擊力影響不大。故選取撞擊位置為中部對(duì)兩種防撞裝置防撞性能進(jìn)行對(duì)比分析。

3.1 防撞裝置應(yīng)力應(yīng)變情況對(duì)比

當(dāng)船舶撞擊配有緩沖油缸的防撞梁時(shí)，應(yīng)力最大單元發(fā)生位置往往是防撞梁與船舶的撞擊點(diǎn)區(qū)域，以及防撞梁連接鋼絲繩的位置。圖6(a)為船速為500 mm/s時(shí)加緩沖油缸的防撞梁應(yīng)力云圖，圖中畫圈的即為最大應(yīng)力產(chǎn)生的位置。當(dāng)船舶撞擊塑性防撞梁時(shí)，應(yīng)力最大單元發(fā)生位置往往是防撞梁與船舶的撞擊點(diǎn)區(qū)域。圖6(b)為船速為500 mm/s時(shí)塑性防撞梁應(yīng)力云圖，圖中27 375單元為最大應(yīng)力單元。

圖6 船速500 mm/s時(shí)防撞裝置應(yīng)力分布(單位：MPa)Fig.6 Stress distribution of anti-collision device at ship speed of 500 mm/s

表2列出了不同船速撞擊時(shí)兩種防撞裝置最大應(yīng)力以及最大等效塑性應(yīng)變。由表2可知，當(dāng)船速為600 mm/s和700 mm/s時(shí)，防撞梁加緩沖油缸防撞裝置最大應(yīng)力超過防撞梁所用鋼材的靜力屈服強(qiáng)度345 MPa，但此應(yīng)力為船舶沖擊防撞裝置瞬時(shí)動(dòng)態(tài)下的應(yīng)力，有小部分進(jìn)入彈塑性狀態(tài)，防撞梁大部分仍處于彈性狀態(tài)下。除700 mm/s船速的撞擊工況外，其余應(yīng)變最大點(diǎn)均在水體中，無研究意義，不作考慮。700 mm/s船速的撞擊工況，最大應(yīng)變單元在防撞梁上，應(yīng)變?yōu)?.000 21，此處對(duì)應(yīng)的應(yīng)力也最大。

對(duì)于塑性防撞梁裝置，船速越大，撞擊產(chǎn)生的應(yīng)力越大，鋼材塑性發(fā)展越充分[17]，因此應(yīng)力上升的幅度逐漸減小。在船舶速度達(dá)到700 mm/s時(shí)，產(chǎn)生的最大應(yīng)力為643.04 MPa，與500 mm/s船速產(chǎn)生的最大應(yīng)力622.80 MPa相差不大。

與撞擊合力類似，塑性防撞梁裝置最大應(yīng)力顯著大于配有緩沖油缸的防撞梁裝置。

表2 兩種防撞裝置最大應(yīng)力及最大等效塑性應(yīng)變Tab.2 Maximum stress and maximum equivalent plastic strain of two kinds of anti-collision devices

3.2 防撞裝置能量變化情況對(duì)比

為對(duì)比2種防撞裝置的耗能情況，表3～4分別列出了各工況時(shí)2種防撞體系的耗能情況。

表3 防撞梁加緩沖油缸防撞體系耗能情況Tab.3 Energy consumption of braking cylinder with collision beam

表4 塑性防撞梁防撞體系耗能情況Tab.4 Energy consumption of plastic collision beam

由表3可知：在各個(gè)工況下防撞梁加緩沖油缸防撞系統(tǒng)總耗能占比均在93%以上，能有效地將船舶動(dòng)能吸收，避免發(fā)生撞擊升船機(jī)承船廂廂頭閘門事故。船速越大時(shí)，緩沖油缸耗能占比越大，防撞梁耗能占比越小。這主要是由于船速比較小時(shí)，船舶撞擊防撞梁，防撞梁傳遞沖擊能量至緩沖油缸有滯后效應(yīng)，緩沖油缸占比也越小，撞擊能量更多被防撞梁吸收；船速增大后，滯后效應(yīng)則不太明顯，緩沖油缸大量吸收能量。無論在哪種工況下，緩沖油缸耗能是防撞系統(tǒng)主要耗能渠道，平均占比在70%。可通過加強(qiáng)緩沖油缸耗能功率來更好地發(fā)揮耗能效果。

由表4可知：各個(gè)工況下塑性防撞梁防撞體系耗能情況防撞裝置總耗能占比均在96%以上，防撞裝置將船舶動(dòng)能吸收，有效地起到了防撞效果。船速越大，總能量越大，各個(gè)部件消耗能量也越多；船速越大時(shí)，防撞梁耗能占比越大，界面滑能比例變化不大。防撞梁是防撞裝置耗能的主要部件，平均耗能占比達(dá)到74.27%，界面滑移能平均占比為19%。因防撞梁在撞擊過程中的耗能起決定性作用，撞擊后會(huì)殘余較大塑性應(yīng)變能，對(duì)下次防撞有不利影響，應(yīng)每隔一段時(shí)間對(duì)防撞梁進(jìn)行檢修更換。在設(shè)計(jì)塑性防撞梁類型的防撞裝置時(shí)，應(yīng)在防撞梁上多設(shè)置耗能元件，與船舶接觸側(cè)面設(shè)置耗能材料，或采用不同類型的材料代替鋼材已到達(dá)更好的耗能效果。

4 結(jié) 論

兩種防撞梁式升船機(jī)承船廂廂頭閘門防撞裝置均能起到防撞效果，但耗能和表現(xiàn)形式有明顯差異。

(1) 對(duì)于防撞梁加緩沖油缸防撞裝置，當(dāng)撞擊位置為中部，且船艏角較小時(shí)，撞擊力最大；而對(duì)于塑性防撞梁裝置，撞擊位置對(duì)于撞擊力影響不大，且船艏角越大，撞擊力越大。

(2) 配有緩沖油缸的防撞梁，由于沿船舶前進(jìn)方向X向剛度較小以及緩沖油缸的存在，船舶撞擊防撞梁時(shí)，防撞梁加緩沖油缸防撞裝置所受到的撞擊合力、最大應(yīng)力、最大塑性應(yīng)變均小于塑性防撞梁。

(3) 防撞梁加緩沖油缸防撞系統(tǒng)主要耗能裝置為緩沖油缸，塑性防撞梁系統(tǒng)主要靠梁的彈塑性變形耗能。