絞吸挖泥船柔性鋼樁緩沖系統的液壓控制回路分析

,

(上海交通大學 海洋工程國家重點實驗室，上海 200240)

大型絞吸挖泥船的定位樁受力復雜，在惡劣海況下將承受極大的波浪載荷，易發生斷樁事故。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浪能力成為當前許多學者研究的問題之一[1-2]。本文以某大型絞吸挖泥船的柔性鋼樁緩沖系統為研究對象，在AMESim仿真的基礎上，具體分析液壓控制回路中蓄能器和阻尼閥對緩沖效果的影響，為液壓控制回路的設計提供依據。

1 柔性鋼樁緩沖系統工作原理

1.1 柔性鋼樁緩沖系統的構成與原理

柔性鋼樁緩沖系統(又稱交叉鋼絲繩縱向緩沖系統)是目前較為常見的絞吸船定位樁縱向緩沖系統，該系統主要由鋼絲繩、導向滑輪、張緊油缸和液壓控制回路組成，見圖1。柔性鋼樁緩沖系統對稱布置在定位樁臺車的左右兩側，每側分別由2根鋼絲繩、2個張緊油缸、導向滑輪以及液壓控制回路組成，兩側同步控制。圖1為柔性鋼樁系統右側的結構示意圖。圖中假定船體固定不動(張緊油缸，轉動中心O點，導向滑輪H、G，鋼絲繩端I、J、K、M均固定在船體上)，定位樁臺車系統可繞船體縱向轉動(繞O點轉動)，定位樁可在臺車內自由垂直滑動，兩個張緊油缸的無桿腔分別連接獨立作用的液壓控制回路。

圖1 柔性鋼樁(右側)系統

柔性系統工作前，液壓控制系統通過張緊油缸對鋼絲繩施加一定的預張力使鋼絲繩張緊，兩根交叉的鋼絲繩分別向定位樁-臺車系統施加大小相同、方向相反的彎矩，則定位樁上所受縱向彎矩為0。當絞吸船受波浪載荷作用，與定位樁發生相對轉動時，交叉鋼絲繩的張力發生變化，船舶運動產生的縱向彎矩通過鋼絲繩緩沖系統傳遞給鋼樁。

實際作業時，定位樁基本保持豎直，船體發生縱搖。當船體順時針縱搖至某一傾角θ時，定位樁相對船體逆時針轉動，此時，鋼絲繩1伸張，張力增加，鋼絲繩2收縮，張力減小，見圖2。與此同時，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通過伸張運動減小了鋼絲繩2的收縮量和張力減小值。由此可見，液壓控制回路通過控制張緊油缸的活塞運動來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 定位樁相對船體旋轉時的鋼絲繩變化

液壓控制回路對定位樁受力影響見圖3。若張緊油缸無桿腔封閉，活塞固定不動，此時，船體的微幅縱搖即會在定位樁上產生較大的彎矩值；若張緊油缸根據外部力的大小變化，在液壓控制回路調控下產生伸縮運動，則船體相對轉動所產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，張緊油缸的伸縮與定位樁轉動同步進行，達到動態平衡。但在計算鋼絲繩長度變化時，將這兩個運動拆分，分別計算定位樁轉動θ和張緊油缸伸縮s對鋼絲繩長度的影響，見圖4。

圖4 鋼絲繩1長度計算

圖4中，粗實線為定位樁相對轉動前的鋼絲繩1位置；粗虛線為定位樁相對轉動θ角，張緊油缸收縮s1后的鋼絲繩位置。已知θ和s1相對于鋼絲繩長度而言為小量，故定位樁相對轉動引起的鋼絲繩伸長量可近似為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)，即總伸長量為Δl1=2(dB+dC)θ-s1(1+cosα1)。

假設鋼絲繩張力僅由其伸縮量和剛度來決定，此時鋼絲繩1張力F1為

(1)

同理，鋼絲繩2張力F2為

(2)

式中：Fi0——鋼絲繩i的預張力;

Li0——鋼絲繩i的初始長度;

Es、A——鋼絲繩的彈性模量和橫截面積;

dj——導向滑輪j相對于轉動中心O的距離;

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

考慮到柔性鋼樁緩沖系統的對稱性，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的液壓控制回路主要由張緊油缸、囊式蓄能器、阻尼調節閥、溢流閥、方向控制閥、液壓泵和油箱等組成，如圖5所示，其回路流動狀態與圖2所示的定位樁相對轉動相對應。

1-囊式蓄能器；2,4-溢流閥；3-二位二通換向閥(阻尼調節閥)；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，使回路處于加油、泄油或閉環工作狀態。當液壓控制回路工作時，三位四通換向閥7處于中位，二位二通換向閥(阻尼調節閥)連通，此時鋼絲繩1、2的液控回路均處于閉環狀態。當定位樁相對船體逆時針轉動時，張緊油缸1活塞桿上的負載增加，油缸收縮，油液從其無桿腔流經阻尼調節閥回到蓄能器，蓄能器氣囊收縮，儲存能量；張緊油缸2活塞桿上的負載減小，油缸伸張，油液從蓄能器流經阻尼調節閥至油缸無桿腔，蓄能器氣囊膨脹，釋放能量。由于波浪載荷隨時間變化，張緊油缸活塞桿上的負載也隨時間變化，但液控回路通過調節其無桿腔的油液壓力，限制了油缸活塞的運動速度和幅值，從而減緩了作用在定位樁上的波浪載荷。

此外，當閉環中的二位二通換向閥處于斷開狀態時，張緊油缸活塞固定不動。在這種狀態下，定位樁和船體只能通過鋼絲繩本身的伸縮發生極小的相對轉動。這種工況主要在平靜海況或內河使用，此時船體傳遞給定位樁的波浪彎矩不大，不需要緩沖，絞吸船作業的關鍵是提高船體定位精度和生產效率。

2 閉環回路數學模型

如圖5所示，除用來過載保護的溢流閥外，閉環回路主要由張緊油缸、囊式蓄能器和阻尼調節閥(二位二通換向閥)組成。

囊式蓄能器是儲能、放能裝置。工作時，氣囊中的氣體狀態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，此時氣囊充滿殼體內腔；

pt、Vt——蓄能器最任意時刻的工作壓力和氣囊體積；

n——與氣體變化過程相關的多變指數，對于絕熱過程，n=1.4。

對式(4)兩邊求導，可得蓄能器氣囊體積變化和壓力變化的關系

(5)

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

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

阻尼調節閥是液壓控制回路的關鍵元件，它通過節流孔的作用，使蓄能器和張緊油缸的油液壓力發生壓力差，從而對張緊油缸上的負載產生阻尼力，減小了張緊油缸活塞運動的速度和位移。阻尼調節閥的形式多樣，本文研究的絞吸挖泥船鋼樁緩沖系統的阻尼調節閥由插裝閥、或門型梭閥、二位三通閥共同組成，見圖6。

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

該阻尼調節閥的工作狀態取決于插裝閥的規格參數及閥芯位移。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

當合力∑F=pBAB+pAAA-pCAC-FK-FS>0時，插裝閥開啟；反之，則閥芯關閉。當控制室C的壓力由A、B口的高壓力端控制時(A、B口通過或門型梭閥與C相連)，由AC=AA+AB可知，∑F<0，插裝閥始終保持關閉。當回路中的A、B口的壓力克服彈簧初始壓力FK、由流體流量變化引起的附加液動力FS，以及控制油路C壓力時，插裝閥開啟。若控制油路C的壓力極小，則閥芯開度主要受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)

假設閥芯位移為x，如圖8所示。

圖8 插裝閥節流孔尺寸及面積計算

此時的節流口面積為一圓臺側面積。

(7)

式中:d——阻尼孔(A口)孔徑;

φ——閥芯半錐角。

已知插裝閥節流口滿足孔長小于孔徑的一半，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]的關系可按下式計算

即

(8)

式中:Cd——流量系數，與流體粘性有關；

A(x)——節流口面積；

ρ——流體密度。

結合式(6)、(7)、(8)可知，阻尼閥的阻尼力與流體流量和節流孔面積有關，而節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個參數，以及蓄能器數量對緩沖效率的影響。

3 閉環回路AMESim仿真

3.1 仿真模型

AMESim軟件為多學科領域復雜系統建模仿真平臺，包括有機械、信號控制、液壓、液壓元件設計(HCD)等工程學科的應用庫。本文在此基礎上仿真了液壓控制回路處于閉環工作狀態時的情況，見圖9。仿真模型中的模塊參數見表1。

1-張緊油缸有桿腔；2-位移感應器；3-張緊油缸活塞質量模塊；4-張緊油缸無桿腔；5-可變容積模塊；6-插裝閥閥芯插件；7-插裝閥閥芯質量模塊；8-插裝閥彈簧腔；9,13-函數信號；10-載荷(力)輸入信號；11-信號匯總；12-常數信號；14-三角函數信號

圖9液壓控制回路閉環工作狀態示意

表1 仿真模塊參數

在考慮張緊油缸活塞桿所受的外載荷時，本文假設挖泥船船體在作業海況(波高1.5 m，波周期6 s)下的縱搖運動為不衰減的正弦運動，該運動引起的柔性鋼樁鋼絲繩張力變化，以及張緊油缸位移對鋼絲繩張力的影響可由式(1)、(2)得到，在仿真系統中可用9～14的信號模塊來模擬。其中信號12對應公式中的第1項，為鋼絲繩初始張力；信號13對應公式中的第二項，為由定位樁轉動引起的鋼絲繩張力變化，其輸入端信號14為船體縱搖角的正弦變化；信號9對應式中第3項，為油缸活塞運動引起的鋼絲繩張力變化。該反饋系統涉及到的鋼絲繩參數及船體縱搖運動參數見表2。

表2 反饋系統參數

3.2 數值仿真結果

絞吸船在設計工況(波高1.5 m，周期6 s)下所受的彎矩M0=3.63×107Nm。若無緩沖系統，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域變化曲線，見圖10～17。

圖10、11表明，隨著隨蓄能器數量的增加，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，相位差隨蓄能器數量的增加而增大。當蓄能器數量在4～19之間變化時，緩沖效率為7.7%～16.7%，定位樁彎矩的差值可達3.27×106Nm，緩沖前后的彎矩相位差為35°～40°。

圖10 不同蓄能器數量N下的彎矩時域曲線

圖11 蓄能器數量N對緩沖效率的影響

圖12 不同彈簧剛度k下的彎矩時域曲線

圖13 彈簧剛度k對緩沖效率的影響

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，緩沖效率減小；緩沖前后的定位樁彎矩周期不變，彈簧剛度對兩者相位差的影響很小。當阻尼閥彈簧剛度在5 000～15 000 N/mm之間變化時，緩沖效率為2.1%～21.8%，定位樁彎矩的差值可達7.14×106Nm。

圖14 不同阻尼孔直徑d下的彎矩時域曲線

圖15 阻尼孔直徑d對緩沖效率的影響

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，阻尼孔直徑對兩者相位差的影響很小。當阻尼孔孔徑在39～59 mm之間變化時，緩沖效率為7.4%～16.9%，定位樁彎矩的差值可達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對兩者相位差的影響很小。當閥芯半錐角在30°～50°之間變化時，緩沖效率為7.8%～16.9%，定位樁彎矩的差值可達3.30×106N·m。

圖16 不同閥芯半錐角φ下的彎矩時域曲線

圖17 閥芯半錐角φ對緩沖效率的影響

3 結論

1)柔性鋼樁緩沖系統是提高絞吸挖泥船抗風浪能力的有效機構，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。但在設計時，緩沖效率不應太大，否則會減小柔性鋼樁緩沖系統的承載能力，當外界載荷較大時，鋼絲繩發生松弛，從而引起系統失效。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量影響，蓄能器數量越大，相位差越大。這一規律可為緩沖系統設計提供依據。

3)本文在計算時假設絞吸挖泥船在作業海況下的船舶縱搖運動為不衰減的正弦運動，忽略了緩沖系統對船體縱搖運動的影響，后續研究應考慮緩沖系統和船體運動的耦合作用。

[1] Etienne Clymans, Willebroek(BE). Apparatus with flexibility mounted spud carriage: US,7900381B2[P]. 2011-03-08.

[2] 黃 賢,何炎平,蔣如宏,等.挖泥船定位樁臺車系統的構成和功能[J].中國港灣建設,2008(8):67-71.

[3] 賀利樂.液壓與液力傳動[M].北京：國防工業出版社,2011.

[4] 顧宏伎,楊波,潘嘉明.節流孔類型對換擋緩沖時間的影響[J].機床與液壓,2009,37(5):90-91.

[5] 鄭淑娟,權 龍.基于CFD的液壓錐閥閥芯啟閉過程的液動力分析[J].機電產品開發與創新,2007,20(3):81-82.

[6] 吳沂隆.鋼絲繩彈性模量的研究[J].福建林業科技,2003，30(9):62-64.