吹填管线中独立动力源液压闸阀研制与应用

2021-01-04陈旭，王展

港工技术 2020年6期

陈旭，王展

（1.中港疏浚有限公司，上海 200136；2.中交（三沙）开发建设有限公司，海南海口 570100）

引言

在码头工程大面积吹填施工中，吹填区平整度是工程施工质量控制的重要指标，需根据吹填土在吹填管口附近的沉淀、堆积情况，合理、及时延伸吹填管线长度，以达到均匀沉淀成陆的要求。但吹填土的沉淀、堆积情况与土质工程特性密切相关，对于天然土重度大、颗粒大的土质，如硬质黏土、中粗砂、砾石，在吹填过程中在管口周围快速堆积，不利于陆面平整度控制，且易造成围水现象，形成死水区，不利于吹填土排水固结，因此吹填时需根据平整度控制要求频繁延伸、调整管线，导致绞吸船需频繁停工配合管线延伸，极大地影响了船舶施工时间利用率，限制了船舶生产力的有效发挥。

通过吹填管线中独立动力源液压闸阀研制与应用研究，可实现绞吸船在不停工的条件下延伸、调整管线，提高工程船舶的施工时间利用率。

1 关键结构参数的确定

1.1 确定闸阀工作压力参数

以3 500 m³/h绞吸船为例。该类型绞吸船水下泵设计清水扬程为 35 m，甲板泵设计清水扬程为76 m；排泥管内径为850 mm。

在某造地工程中，土质以中粗砂为主，天然土密度取2.0 g/cm3，在实际施工中，排距为2.0～4.0 km之间，大型3 500 m³/h绞吸船分别采用2泵串联施工和 3泵串联施工，最后一级泥泵排压在 1.10～1.90 MPa之间；根据储泥坑位置分布特点，各绞吸船排泥管线中船管、浮管、沉管总长度为1.2～3.0 km之间，按最不利工况，即：三泵串联施工，船管、浮管、沉管长度总长为2.0 km，最后一级泥泵排压为1.90 MPa，泥浆流速采用5.5 m/s，泥浆浓度采用15 %，计算船管、浮管、沉管所耗用泥浆水头，确定岸管管内最大压力，为液压闸阀选型提供依据。

船管、浮管、沉管所耗用泥浆水头计算公式如下：

式中：Hm为管路总耗泥浆水头（m）；K为泥浆阻力系数与清水阻力系数之比值；γm为泥浆密度（t/m3）；Y为挖深（m）。

代入以上最不利工况参数，得船管、浮管、沉管所耗用泥浆水头为73.7 m，得岸管管内最大压力为1.163 MPa。

根据标准《平板闸阀》[1]（GB/T 23300-2009），综合安全性、可靠性和经济性等因素，选用公称尺寸为DN850、设计压力为1.6 MPa、液控双油缸平板闸阀。

1.2 确定闸阀结构尺寸

根据上述标准可确定闸阀的主要尺寸和工作参数。闸阀的法兰连接尺寸为 1 080 mm，选用M36*24的螺栓连接，油缸升程为1 015 mm，油缸驱动力为173 400 N。

闸板作为闸阀的重要部件，需保证结构绝对可靠，决定闸板是否有效的关键为闸板的材料和厚度。参考上述标准，闸板选用 316L不锈钢。闸板的厚度，由于规范中未明确，需通过有限元分析计算，选用最优闸板厚度。

通过对不同厚度的闸板，分别在其闭合及半开状态进行有限元分析，模拟计算后的数据统计见表1。

表1 闸板有限元计算结果统计

根据表 1统计分析，最优闸板厚度应选用40 mm。

1.3 确定油缸启闭压力

根据上述标准，PN16液控双油缸闸阀公称尺寸为850 mm时，油缸升程采用1 015 mm，油缸驱动力为173 400 N。根据《船用往复式液压缸通用技术条件》[2]（GB/T 13342-2007）的要求，油缸的活塞杆可采用 45#钢。同时根据《优质碳素结构钢》[3]（GB/T 699-1999）中所述不同牌号钢材的性能指标，可知45#钢的屈服强度为355 MPa。

根据压强公式：

式中：P为油缸活塞端压强，此处采用 45#屈服极限（MPa）；F为油缸活塞端压力（N）；S为油缸受力面积（mm2）。

可计算出油缸的最小截面积：S=488.5 mm2。

计算得出最小半径为12.5 mm。根据设计选型手册规定：静载荷为 3，动载荷为 5～8，冲击载荷为12。考虑到设备开启时主要为静载荷，因此，选择安全系数为3。因此油缸的最小半径选用37.5 mm。

根据 GB/T 13342-2007，分别对油缸直径为80 mm及 100 mm进行核算，其启闭压力分别为35 MPa及22 MPa。

综合安全性和费用选用启闭力为25 MPa，油缸直径为100 mm的液压设备。

2 研究液压闸阀小型动力装置，实现动力与闸阀性能合理匹配

在本系统中，液压泵将动力装置的机械能转换为液压油中的压力能，为液压系统供给足够流量和足够压力的油液驱动油缸启闭。

驱动液压泵的原动机按照动力来源不同可以分成电力驱动和柴油机驱动。由于吹填区管线布设较为分散，且作业施工机械多，因此使用柴油机驱动较电力驱动安全性、灵活性高，限制因素少，可作为理想的原动机。通过理论分析计算进行小型动力装置选型，实现动力与闸阀性能合理匹配，并确保液压闸阀系统整体结构紧凑简洁、操作方便。

2.1 计算油缸的流量

为确保液压系统安全运行，闸阀单次行程时间采用1 min，能较快地完成闸阀启闭，减少船舶非正常施工时间。液压闸阀通过改变油缸内液压油体积实现柱塞的升降，因此根据油缸内单位时间液压油体积变化即可确定闸阀的单位时间行程变化。通过相关参数的计算可得出满足闸阀升降的油缸工作流量。

式中：Q缸为油缸工作流量；V为油缸活塞行程速度；S为油缸截面积。

根据GB/T 23300-2009，本系统选用油缸直径为100 mm的液压设备，其油缸升程为1 015 mm，按照油缸启闭为1 min计算，可知V=1.015 m/min，代入计算得：Q=7.9 L/min。由此可知，单根液压缸中流量需达到7.9 L/min时即可满足1 min完成一次闸阀的起升或关闭。

2.2 计算液压泵的流量

液压系统在实际工作中存在液压油的泄漏造成容积损失，对应有容积效率η1，参考相关文献资料，本系统选定容积效率η1=0.95。

采用下式计算液压泵工作流量：

式中：Q1为液压泵工作流量（L/min）；n为液压缸数量，在本系统中，使用液控双油缸闸阀，因此n=2；Q2为油缸工作流量（L/min）；η1为容积效率。

代入计算得：Q1=16.7 L/min。

2.3 计算液压泵的功率

闸阀启闭过程中所消耗的能量为液压管路中的压力能，管路中的压力能由液压泵提供；液压泵输出的液压功率，其值为泵实际输出的流量和压力的乘积。

式中：P1为液压泵的功率（kW）；p为液压泵的工作压力（MPa）；Q2为液压泵的流量（L/min）。

代入计算得：P1=6.9 kW。

2.4 柴油机的选型

柴油机的功率以液压泵的实际工作功率为基础进行计算，由以上分析可知液压泵的功率为6.9 kW，考虑机械运动副之间的摩擦造成机械能损失，对应有机械效率η2，参考相关文献资料，本系统选定机械效率η2=0.85，计算得出柴油机所需功率。

式中：P2为柴油机功率（kW）；P1为液压泵功率（kW）；η2为机械效率。

代入计算得：P2=11 hp，即11 hp的柴油机可以满足闸阀启闭时间为60 s的要求。

3 研究液压闸阀排砂装置，确定闸阀开闭控制方法

液压闸阀阀体为长方体结构，与连接短管焊接固定，腔内与泥砂输送流道直连，为保证闸板闭合时的密封效果，采用阀体腔内配套耐磨橡胶密封耦件，实现闸板与阀体的完全闭合与密封。在实际应用中，由于橡胶密封耦件与闸板紧密贴合，闸板上提开启的过程中，闸板与阀体腔室之间形成负压，同时闸板向流一侧为正压，正负压差方向与闸板上提方向相反（正负压差方向向下），导致闸板被“吸住”，在闸阀开启初期一段行程内，闸板上提速度慢，液压油缸需超正常压力运行，造成液压系统、柴油机超负荷运行，严重影响闸阀开启速度和设备运行稳定性；同时由于阀体腔内外压差的作用，橡胶密封耦件与闸板贴合过紧，摩擦力过高，在闸板上提的过程中易被带出阀体腔，造成橡胶密封耦件失效的现象，见图1。因此，需采用压力平衡措施，降低液压闸阀开启时的阀体内外压力差，实现闸板正常开启，同时避免橡胶密封耦件从阀体腔内脱出。

图1 橡胶密封耦件脱出状态

在闸板下降闭合过程中，由于阀体腔（闸板槽）与泥浆流道连通，输送泥浆时有大量泥砂淤积在阀体腔内，阻碍闸板下降闭合，导致闸阀无法完全密封，闸板底部产生漏浆现象，造成闸板异常磨损和变形，需船舶停工采用人工清除阀体腔内泥砂后方可有效闭合。

图2 液压闸阀冲砂装置

针对以上现象，需设计一种阀体腔内外压力平衡和冲砂装置，确保闸阀正常开启和关闭。根据液压闸阀阀体结构和柴油机-液压驱动特点，采用在阀体腔连接冲砂管装置，冲砂管与输泥管道连接，输泥管道内水流经冲砂管进入阀体腔内，经排出管排至闸阀外。冲砂管上设置蝶阀，采用圆形手轮人工启闭，在排出管上设置排砂门，采用液压驱动启闭。有关液压闸阀冲砂装置见图2。