田會(huì)靜，秦亮，楊正軍

（1.中交天津港航勘察設(shè)計(jì)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(jī)功率大，施工時(shí)工況變化范圍大的特點(diǎn)，為了更好地適應(yīng)工況變化并向輸送設(shè)備提供更大的使用功率，其往往采用電驅(qū)一拖二布置形式，即使用變頻電機(jī)作為泥泵動(dòng)力源，主機(jī)功率通過變頻設(shè)備進(jìn)行傳遞。這種布置方式使泥泵的調(diào)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(yīng)性有了極大增強(qiáng)。而與此同時(shí)，泥泵作為超大型耙吸船疏浚施工時(shí)的核心設(shè)備，隨著輸送介質(zhì)、挖深、吹距等工況條件的變化，工作時(shí)的轉(zhuǎn)速、流量、濃度、承壓的變化范圍即運(yùn)行區(qū)也更加寬大，因此合理確定泥泵的允許運(yùn)行區(qū)，保證泥泵的安全穩(wěn)定運(yùn)行是整個(gè)疏浚過程順利進(jìn)行的關(guān)鍵。從結(jié)構(gòu)力學(xué)上講，這主要涉及到三個(gè)方面：泥泵泵殼結(jié)構(gòu)的承壓，泥泵軸系的強(qiáng)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(jìn)行綜合分析，并結(jié)合泥泵性能曲線，首次對不同工況下挖泥船泥泵運(yùn)行區(qū)進(jìn)行劃分，為今后的相關(guān)研究及施工提供參考。

1 泥泵運(yùn)行允許承壓——泵殼結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

水力式挖泥船挖吹施工時(shí)，由能量觀點(diǎn)知系統(tǒng)的實(shí)際工作點(diǎn)就是泥泵流量Q～揚(yáng)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(diǎn)[1]。該交點(diǎn)處的流量與濃度乘積就決定了施工的產(chǎn)量，因此獲得最大產(chǎn)量的方法就是選擇大流量高濃度的工況運(yùn)行。然而高的流量及濃度都會(huì)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(dá)到更高的產(chǎn)量，因此，一定意義上可以將承壓視同為產(chǎn)量，因此確定合理的運(yùn)行承壓是確定產(chǎn)量的關(guān)鍵。

為此，建立泥泵的三維模型如圖1所示。計(jì)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(jì)算時(shí)只對圖1中所示的26個(gè)螺栓孔進(jìn)行約束，內(nèi)腔壓力作用面如圖2所示，同時(shí)考慮自身重力的影響。

圖1 通程輪泥泵三維模型

圖2 內(nèi)腔壓力作用面

分別計(jì)算1.95 MPa、1.7 MPa、1.5 MPa等幾種不同靜態(tài)壓力下泵體結(jié)構(gòu)應(yīng)力情況，其中計(jì)算1.95 MPa所得的應(yīng)力分布結(jié)果如圖3、圖4所示。

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

圖4 1.95 MPa打壓壓力作用下前泵蓋的應(yīng)力分布

各部件最大應(yīng)力與打壓壓力的關(guān)系曲線見圖5。通過泵蓋泵體等關(guān)鍵部件在不同打壓條件下的強(qiáng)度分析可知，泵體抗壓強(qiáng)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(yīng)規(guī)范，考慮1.25倍的系數(shù)，該泥泵最大運(yùn)行工作壓力應(yīng)為1.39 MPa。

2 泥泵軸系強(qiáng)度——最低許用轉(zhuǎn)速分析

利用轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)原理建立軸系模型進(jìn)行有限元計(jì)算，分別計(jì)算泥泵軸的扭轉(zhuǎn)、彎曲及拉伸應(yīng)力。計(jì)算結(jié)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(yīng)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(yīng)力關(guān)系曲線

圖6 主軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力分布

圖7 靜止?fàn)顟B(tài)下主軸的彎曲應(yīng)力

圖8 軸系的拉伸應(yīng)力分布

可見，在5×105N·m扭矩的作用下，主軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力在軸頸最小處，其值為98.6 MPa，并且最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力與扭矩呈正比關(guān)系。在重力狀態(tài)下，軸系的最大彎曲應(yīng)力為7.3 MPa。在假設(shè)10 000 N的軸向水推力的作用下，軸系的拉伸應(yīng)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(jī)的最大功率為5 000 kW，通過有限元計(jì)算，主軸的最大彎曲應(yīng)力和軸向拉伸應(yīng)力值較小，可以不予考慮。有限元計(jì)算中最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力與轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線如圖9所示。

圖9 軸系的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力、安全系數(shù)與轉(zhuǎn)速的關(guān)系

通過查閱《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》，采用危險(xiǎn)截面平均應(yīng)力計(jì)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(jù)其大量的挖泥泵工程應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)，采用危險(xiǎn)截面平均應(yīng)力計(jì)算方法時(shí)推薦泵軸許用安全系數(shù)為12~15，此時(shí)對應(yīng)許用應(yīng)力為30～37.5 MPa，采用有限元方法計(jì)算時(shí)，泥泵軸計(jì)算最大應(yīng)力為80 MPa。

表1比較了挖泥泵主軸強(qiáng)度校核的傳統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算和有限元計(jì)算兩種方法的計(jì)算結(jié)果。為了安全起見，不推薦在低于125 r/min轉(zhuǎn)速下運(yùn)行。

表1 主軸強(qiáng)度校核的傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法和有限元計(jì)算方法結(jié)果比較

3 軸系剛度（動(dòng)態(tài)特性）——最高許用轉(zhuǎn)速分析

振動(dòng)現(xiàn)象是機(jī)械結(jié)構(gòu)常遇到的問題之一。大部分結(jié)構(gòu)都不希望有較大振動(dòng)發(fā)生，振動(dòng)會(huì)造成結(jié)構(gòu)疲勞而破壞。然而結(jié)構(gòu)本身具有某種程度的剛度，故其自然振動(dòng)頻率及模態(tài)是機(jī)械設(shè)計(jì)所必須了解的特性之一，進(jìn)而避免外力頻率和結(jié)構(gòu)自然頻率相同，以防止共振現(xiàn)象。下面分別進(jìn)行軸系臨界轉(zhuǎn)速及橫向振動(dòng)模態(tài)計(jì)算。見表2、表3。

泥泵軸系結(jié)構(gòu)用ANSYS軟件建立模型。在建模過程中，依照軸系結(jié)構(gòu)和轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)分析的特點(diǎn)，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(zhì)點(diǎn)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(diǎn)上，一端設(shè)置為固定端。滾動(dòng)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(jù)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)的經(jīng)驗(yàn)，典型的剛度系數(shù)范圍為4×107~1×108N/m。經(jīng)過以上處理，可以在ANSYS中建立軸系的有限元計(jì)算模型。

表2 臨界轉(zhuǎn)速隨軸承剛度變化情況

表3 橫向振動(dòng)各階固有頻率

同一階的正進(jìn)動(dòng)和反進(jìn)動(dòng)的振型相同，但分別出現(xiàn)在兩個(gè)互相垂直的平面內(nèi)，正進(jìn)動(dòng)各階振型如圖10。扭轉(zhuǎn)振動(dòng)及軸向振動(dòng)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(jì)。綜上分析結(jié)果，發(fā)生共振的轉(zhuǎn)速范圍列于表4。

圖10 第一階橫向振動(dòng)模態(tài)

表4 軸系動(dòng)力特性分析結(jié)果

根據(jù)GB/T 16907—1997《離心泵技術(shù)條件（Ⅰ類） 》和GB/T 10832—2008《船用離心泵、旋渦泵通用技術(shù)條件》，泵的運(yùn)行轉(zhuǎn)速應(yīng)考慮留出20%的安全余量，即當(dāng)轉(zhuǎn)速小于245 r/min時(shí)，軸系是安全的，不會(huì)發(fā)生共振。

4 泥泵運(yùn)行區(qū)劃分

通過前面對超大型耙吸船泥泵泵殼結(jié)構(gòu)承壓，泥泵軸系強(qiáng)度與軸系動(dòng)態(tài)特性的研究結(jié)果，配合泥泵外特性曲線對該泥泵允許運(yùn)行區(qū)進(jìn)行劃分如圖11所示（其中承壓考慮為雙泵串聯(lián)同轉(zhuǎn)速工況）。圖形最上端斜線矩形區(qū)域?yàn)閴毫ο拗频慕惯\(yùn)行區(qū)，n=245 r/min流量～揚(yáng)程線以上區(qū)域?yàn)檩S系共振的危險(xiǎn)區(qū)，轉(zhuǎn)速超過245 r/min軸系有共振破壞的危險(xiǎn)，圖形最下端n=125 r/min流量～揚(yáng)程線以下區(qū)域?yàn)檩S系強(qiáng)度限制危險(xiǎn)區(qū)域，在該區(qū)域以下工作，軸系有強(qiáng)度不足破壞的危險(xiǎn)。圖形中其他區(qū)域?yàn)樵撃啾玫脑试S運(yùn)行區(qū)，泥泵可以安全運(yùn)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(shí)際泥泵的運(yùn)行還要考慮到驅(qū)動(dòng)設(shè)備的狀態(tài)，軸系齒輪箱，潤滑冷卻等系統(tǒng)的相應(yīng)狀態(tài)才能最終確定。

圖11 超大型耙吸船泥泵運(yùn)行區(qū)劃分

5 結(jié)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(nèi)容包括泥泵泵殼結(jié)構(gòu)的承壓分析，泥泵軸系的強(qiáng)度分析，泥泵軸系的動(dòng)態(tài)特性分析，通過以上分析確定了在給定驅(qū)動(dòng)功率限制條件下的泥泵壓力運(yùn)行范圍，轉(zhuǎn)速運(yùn)行范圍，并將以上分析結(jié)果結(jié)合泥泵外特性曲線形成泥泵運(yùn)行區(qū)劃分圖。該研究明晰了對于超大型耙吸船泥泵運(yùn)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(guān)研究及工藝指導(dǎo)提供參考。

[1]絞吸挖泥船泥泵輸泥計(jì)算手冊[R].天津市航?？萍挤?wù)有限公司，1996.

[2] 疏浚技術(shù)[R].中交天津航道局有限公司，1997.

[3] 通程輪泥泵研究報(bào)告[R].中交天津航道局有限公司，2012.