“長鯨6”耙頭液壓絞車故障分析

李 浩

(長江武漢航道工程局，武漢430014)

大型耙吸式挖泥船“長鯨6”的裝載容積為13 280 m3，建造于2010年，在航行試驗及施工過程中，耙頭、耙中絞車液壓馬達頻繁出現故障，導致多次停工事故，嚴重影響施工進程。本文就此問題進行分析。

1 耙吸管結構及主要工作參數

彎管施工就位前后耙管結構分析模型見圖1［1］。

圖1 彎管就位前、后耙管結構示意

耙頭、耙中、彎管絞車配置見表1。

該船原設計最大挖深為35 m，加長耙管后最大挖深為45 m。

1)挖深45 m時的耙吸管提升重量。耙吸管重量1 180 kN(沖水管充滿水，泥管為空，含耙頭270 kN，滑塊110 kN);耙吸管重量1 710 kN(沖水管充滿水，泥管充滿水，含耙頭270 kN，滑塊110 kN);耙吸管重量1 900 kN(沖水管充滿水，泥管充滿密度為1.35 t/m3的泥漿，含耙頭270 kN，滑塊110 kN)。

表1 耙頭、耙中、彎管絞車配置

2)挖深35 m時的耙吸管提升重量。耙吸管重量109 t(此時，沖水管充滿水，泥管空，含耙頭270 kN，滑塊110 kN);耙吸管重量1 500 kN(沖水管充滿水，泥管充滿水，含耙頭270 kN，滑塊110 kN);耙吸管重量1 650 kN(此時，沖水管充滿水，泥管充滿密度為1.35 t/m3的泥漿，含耙頭重270 kN，滑塊重110 kN)。

2 絞車受力分析

在實際使用中耙頭、耙中絞車液壓馬達頻繁出現故障，而彎管絞車工作正常。本文主要分析相關絞車在典型工況下的受力。

2.1 絞車起吊能力分析

耙頭、耙中絞車所選用的馬達單位轉矩為50 N·m/0.1 MPa，根據絞車提供的資料，耙頭絞車的工作壓力為13 MPa，減速比為72.03，卷筒直徑為1 350 mm。考慮到絞車機械效率，根據文獻［2］提供計算絞車能承受的最大拉力計算公式計算3臺絞車所能提供的最大拉力見表1。

2.2 不同工況下絞車受力分析

2.2.1 挖深45 m時絞車受力分析

耙管處于水平狀態下(耙管在水面上)，此時耙吸管無水。已知耙管總長度為彎管吊點至耙頭吊點間距離(忽略耙頭長度)為53 m，耙中吊點至彎管吊點間距離為21 m。設彎管、耙中和耙頭的鋼絲繩長度分別為L1、L2和L3，由于彎管采用動滑輪，可知L1=2L2=2L3，且鋼絲繩為同一材質，其彈性模量相同。設彎管、耙中和耙頭的鋼絲繩受力分別為F1、F2和F3，整個耙管系統在鋼絲繩作用下懸掛，該系統為“靜不定”系統。結構受力分析圖見圖2。

圖2 挖深45 m時水平狀態下耙吸管受力分析(水面上)

平衡方程為

變形協調條件為

式中:δ1=F1l/2EA1;δ2=F2l/EA2;δ3=F3l/EA3;

A2=A3=2.56 A1。

其中:l——鋼絲繩長度;

E——鋼絲繩彈性模量;

A1、A2、A3——彎管、耙中、耙頭絞車鋼絲繩橫截面面積。

得到變形協調方程:

解得F1=310 kN;F2=340 kN;F3=530 kN。

耙管處于水平狀態下(耙管入水)，此時耙吸管充滿水，耙管所受浮力為655 kN，耙管受力見圖3。

圖3 挖深45 m時水平狀態下耙吸管受力分析(水面上)

同上可得:

F=270 kN;F=300 kN;F=490 kN。

挖深達45 m時，耙管處于最大角度(耙管入水)，此時耙吸管充滿泥漿，彎管滑塊已落座，彎管絞車不受力。結構受力分析見圖4。

圖4 挖深45 m時耙吸管受力分析(管內泥漿密度1.35 t/m3)

假定耙與水平面夾角為α，耙頭鋼絲繩長度為L3，與耙管的夾角為β，耙中鋼絲繩長度為L2，與耙管的夾角為γ。通過動態計算可知，當耙挖至最深(此時，L2=30.5 m，L3=55.0 m，α=43°時，β=63°，γ=58°)時鋼絲繩拉力最大。

由平衡及變形協調方程得到F2=410 kN;F3=580 kN

2.2.2 挖深35 m時絞車受力分析

挖深35 m時，耙管總長度為42 m，耙中吊點至彎管吊點間距離為21 m。挖深達35 m時，耙中鋼絲繩L2=30.5 m，L3=45.0 m;α=43°時，β=63°，γ=58°。

耙管處于水平狀態下(耙管在水面上)，此時耙吸管無水，各絞車受力分析見圖5。

圖5 挖深35 m時水平狀態下耙吸管受力分析(水面上)

利用平衡和變形協調條件得到F1=300 kN;F2=330 kN;F3=460 kN。

耙管處于水平狀態下(耙管入水)，此時耙吸管充滿水，耙管浮力為520 kN。耙管結構受力見圖6。

利用平衡和變形協調條件得到F1=260 kN;F2=300 kN;F3=430 kN。

挖深達350 kN時，耙管處于最大角度(耙管入水)，此時耙吸管充滿泥漿，彎管滑塊已落座，彎管絞車不受力。耙管結構受力見圖7。

圖6 挖深35 m時水平狀態下耙吸管受力分析(水面上)

利用平衡和變形協調條件得到F2=360 kN;F3=490 kN。

3 計算結果及分析

圖7 挖深35 m時耙吸管受力分析(管內泥漿密度1.35 t/m3)

根據CCS《近海用起重機相關規范》［3］要求，絞車作業系數為1.2，此外還要考慮船舶航行動載系數、起升速度系數、橫縱傾系數等;如計入耙吸管穿過空氣/水界面的影響時，作業系數為1.7。綜合以上因素，取作業系數為1.7，將耙管充滿水時的水平狀態作為計算點。各工況下耙管絞車受力情況見表2。

表2 典型工況下各絞車受力情況與安全工作能力比較 kN

將絞車所需安全工作能力與相應絞車極限工作能力相比，可得到相關數據見表3。

表3 絞車所需安全工作能力與相應絞車極限工作能力比值 %

根據表3列數據，考慮到安全儲備因素，在所考慮的6種典型工況條件下，彎管絞車和耙中絞車安全工作所需絞車工作能力較所配絞車的極限工作能力基本接近。而耙頭絞車所需安全工作能力則在大部分工況條件下大幅度超出所配絞車的極限工作能力。

1)正常工作情況下，耙中、彎管絞車基本上滿足安全工作要求。

2)耙頭絞車在大部分工作狀態中安全儲備不足，極易發生故障。

3)當耙頭絞車發生故障后，將導致受力重新分配，引起耙中絞車負荷大幅度增加，損壞耙中絞車。

4 結論

受工程施工地域及條件限制，在無法改造耙管絞車的情況下，根據現場條件，在耙頭和耙中處各加裝一個滑輪，起吊鋼絲一段固定在絞車上，另一端固定在船體上，以此方式降低操作過程中絞車所受拉力。通過此方法改裝后，絞車運行正常。

上述方案雖然暫時解決了設備故障，但是存在下述遺留問題:

1)雖考慮到耙頭、耙中吊架有足夠的強度和剛度，但由于采用臨時解決辦法，其上吊點位置布置不合理，導致吊架在施工中出現扭轉，導致下部轉軸和液壓油缸產生偏磨。

2)船舶在深水航道施工時，水流較急，挖深較大，耙頭起放速度較慢，存在一定的安全隱患，同時降低了施工效率。

［1］陳傳堯.工程力學［M］.北京:高等教育出版社，2006.

［2］路甬祥.液壓氣動技術手冊［M］.北京:機械工業出版社，2002.

［3］中國船級社.船舶與海上設施起重設備規范［S］.北京:人民交通出版社，2007.