深水吊裝絞車滑輪組升沉補償裝置設(shè)計

呂 博，段夢蘭，周思柱，劉秀麗，姜宇飛

（1.長江大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，湖北荊州 434023；2.中國石油大學(xué)（北京）海洋油氣研究中心，北京 102249；3.復(fù)旦大學(xué)力學(xué)與工程科學(xué)系，上海 200433）

深水吊裝絞車滑輪組升沉補償裝置設(shè)計

呂 博1，段夢蘭2，周思柱1，劉秀麗3，姜宇飛2

（1.長江大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，湖北荊州 434023；2.中國石油大學(xué)（北京）海洋油氣研究中心，北京 102249；3.復(fù)旦大學(xué)力學(xué)與工程科學(xué)系，上海 200433）

設(shè)計了一種用于深水安裝作業(yè)的滑輪組升沉補償裝置，采用滑輪組與復(fù)合液壓缸相結(jié)合的機(jī)械結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)對吊裝載荷的升沉補償，并對其主要結(jié)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)的參數(shù)計算。采用有限元分析方法進(jìn)行了不同工況下的強度校核；采用動力學(xué)仿真方法進(jìn)行了動態(tài)響應(yīng)的分析，驗證了該滑輪組升沉補償裝置的合理性。

升沉補償；復(fù)合液壓缸；有限元分析；動力學(xué)仿真

在海上進(jìn)行石油設(shè)備的吊裝作業(yè)時，由于波浪等因素的存在，吊裝設(shè)備無法與船體實現(xiàn)同步運動。為了使吊裝設(shè)備盡可能保持穩(wěn)定，升沉補償技術(shù)應(yīng)運而生，且被各個國家廣泛應(yīng)用于海上作業(yè)，是深水油氣田開發(fā)的重要組成部分［1］。目前，國內(nèi)對此項技術(shù)的研究尚處于起步階段，嚴(yán)重制約了我國深水油氣資源的開發(fā)，因此對深水補償裝置的研究具有十分重要的意義［1-2］。

本文利用甲板上的絞車系統(tǒng)，設(shè)計一種與其配套使用的滑輪組升沉補償裝置，從而實現(xiàn)對吊裝設(shè)備的升沉補償，同時節(jié)省甲板空間，降低海上作業(yè)成本。

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 滑輪組補償裝置整體結(jié)構(gòu)

滑輪組升沉補償裝置在安裝船體甲板上的位置如圖1所示?；喗M升沉補償裝置水平放置在絞車滾筒與A型架之間，纜繩橫向纏繞。

圖1 安裝船體甲板上的滑輪組升沉補償裝置

滑輪組補償裝置整體結(jié)構(gòu)如圖2所示。滑輪組補償裝置主要由復(fù)合液壓缸、滑輪支架和滑輪3部分組成。為防止纏繞在定滑輪和動滑輪上的鋼絲繩發(fā)生交錯，纏繞在一起，定滑輪和動滑輪之間呈一定傾角。補償裝置的執(zhí)行機(jī)構(gòu)采用液壓缸系統(tǒng)，液壓缸活塞桿一端與動滑輪通過法蘭連接在一起形成動滑輪固定裝置，液壓缸底部與定滑輪焊接在一起形成定滑輪固定裝置，絞車上的鋼絲繩纏繞在動滑輪和定滑輪上，通過活塞桿的伸縮帶動動滑輪做往復(fù)運動，調(diào)節(jié)纜繩的下放長度，完成升沉補償動作。

圖2 滑輪組升沉補償裝置整體結(jié)構(gòu)

1.2 復(fù)合液壓缸的結(jié)構(gòu)

復(fù)合液壓缸的結(jié)構(gòu)如圖3～4所示。復(fù)合液壓缸主要由外缸筒、外缸筒缸底、外缸筒端蓋、柱塞缸、活塞桿、活塞密封圈、中隔圈、活塞桿密封圈和防塵圈組成。其中外缸筒上開有油孔b和油孔c，用于向外缸內(nèi)腔供油和排油；外缸筒缸底焊接在外缸筒上，并內(nèi)嵌柱塞缸，外缸筒缸底開有油孔a，用于向柱塞缸供油和排油；外缸筒端蓋通過均勻分布的8個螺釘固定在外缸筒上，同時端蓋開有導(dǎo)向槽，用于安裝導(dǎo)向套，以確?；钊麠U進(jìn)行直線運動，外缸筒端蓋還裝有活塞桿密封圈和防塵圈，起到密封和防塵作用；活塞桿是空心結(jié)構(gòu)，有活塞桿內(nèi)腔，活塞與外缸筒內(nèi)壁通過密封圈密封；中隔圈位于活塞左側(cè)的外缸內(nèi)腔，起到限定行程作用［3-4］。

圖3 復(fù)合液壓缸的整體結(jié)構(gòu)

圖4 復(fù)合液壓缸的內(nèi)部結(jié)構(gòu)

1.3 滑輪組的結(jié)構(gòu)

滑輪組主要由支架、滑輪、支架螺柱和深溝球軸承組成，如圖5所示。其中滑輪通過深溝球軸承固定在支架上，支架的Y型結(jié)構(gòu)通過2個螺柱連接起來，起到加固作用。

圖5 滑輪組的結(jié)構(gòu)

2 工作原理

滑輪組升沉補償裝置的工作原理如圖6所示。

1） 當(dāng)負(fù)載隨著船體下沉?xí)r，液壓油從油孔a輸入外缸無桿腔，由于柱塞的直徑較小，可以將活塞快速推出，此時外缸無桿腔產(chǎn)生部分真空，從油孔b進(jìn)入低壓油以補充油量，外缸有桿腔中的油從油孔c排出，活塞向外伸出，外缸有桿腔油壓升高，以此壓力為信號控制油路，完成船體下沉?xí)r的補償工作。

2） 當(dāng)負(fù)載隨著船體上浮時，液壓油從油孔c進(jìn)入外缸有桿腔，活塞收縮，活塞桿內(nèi)腔和外缸無桿腔的液壓油分別從油孔a和油孔b排出，完成船體上浮時的補償工作［5］。

圖6 絞車滑輪組補償裝置的工作原理

3 參數(shù)設(shè)計

3.1 缸筒的參數(shù)設(shè)計

已知補償系統(tǒng)最大載荷為G＝1.848×107N，升降補償系統(tǒng)的補償力為－1 700～1 700 k N，液壓系統(tǒng)工作壓力為p＝30 MPa。復(fù)合液壓缸主動補償腔的工作面積根據(jù)式（1）計算可得：

由升沉補償系統(tǒng)原理可知，復(fù)合液壓缸進(jìn)出油液作用面積相等［6］，復(fù)合液壓缸外缸有桿腔的有效工作面積和內(nèi)缸柱塞的面積相等，同為AA，復(fù)合液壓缸活塞缸的外徑是D ，D＝d＋2×δ，δ2≥

式中：d2為復(fù)合液壓缸活塞缸的內(nèi)徑；D2為復(fù)合液壓缸活塞缸的外徑。

代入?yún)?shù)，計算可得：D2＝917.2 mm，進(jìn)行圓整，取D2＝920 mm。

因為δ2≥0.16d2，所以d2≤696.97 mm進(jìn)行圓整，取d2＝690 mm。

同理計算可得，復(fù)合液壓缸外缸的壁厚厚度為δ1＝151 mm，則復(fù)合液壓缸外缸外徑D1＝1 262 mm。

復(fù)合液壓缸缸筒參數(shù)如表1所示：

表1 復(fù)合液壓缸缸筒參數(shù)

3.2 柱塞桿穩(wěn)定性校核

復(fù)合液壓缸內(nèi)缸柱塞的安裝距LB與液壓缸的行程Sc相等，LB＝Sc＝4.05 m，已知液壓缸內(nèi)缸柱塞直徑d＝266 mm，此時LB≥（10－15）d，需進(jìn)行壓桿穩(wěn)定性的校核。由于柱塞屬于細(xì)長桿，因此采用歐拉公式進(jìn)行驗算：

已知復(fù)合液壓缸的主動補償?shù)淖畲笾递d荷是1.7×106N，即柱塞的最大工作載荷是FL＝1.7× 106N＜3.5×107N，因此柱塞在工作過程不會發(fā)生失穩(wěn)［7］。

4 靜態(tài)強度校核與動態(tài)仿真模擬

4.1 有限元分析

首先將復(fù)合液壓缸三維模型導(dǎo)入ABAQUS中，建立靜態(tài)仿真模型，如圖7所示。

圖7 復(fù)合液壓缸靜態(tài)仿真模型

然后對復(fù)合液壓缸采用局部網(wǎng)格細(xì)化的方式劃分網(wǎng)格，危險部位用單元密集化的方式劃分網(wǎng)格［8］。網(wǎng)格劃分情況如圖8所示。

圖8 復(fù)合液壓缸劃分網(wǎng)格

由于復(fù)合液壓缸所受的載荷為軸向載荷，因此邊界條件的設(shè)定如下：

1） 液壓缸外筒壁及左側(cè)滑輪旋轉(zhuǎn)軸設(shè)為固定約束。

2） 對左右滑輪旋轉(zhuǎn)軸與側(cè)翼結(jié)構(gòu)接觸面施加綁定約束。

3） 對右側(cè)滑輪旋轉(zhuǎn)軸中部外表面采用分布式耦合到參考點2，在參考點2上施加1個向右的最大危險荷載，即F＝1 700 k N。

4） 對左右缸體與左右側(cè)翼結(jié)構(gòu)之間同樣采用綁定約束。

此時在液壓缸A、B、C腔，分別施加不同工況下的壓力即可進(jìn)行相應(yīng)的應(yīng)力計算。

圖9 對復(fù)合液壓缸施加約束

4.1.1 工況一

液壓缸活塞桿保持初始位置不動，只承擔(dān)載荷，無需補償?shù)墓r。復(fù)合液壓缸整體靜態(tài)強度校核結(jié)果如圖10所示。外缸筒應(yīng)力如圖11所示，活塞缸筒應(yīng)力如圖12所示，缸底支架應(yīng)力如圖13所示。

圖10 復(fù)合液壓缸整體應(yīng)力

圖11 外缸筒應(yīng)力

圖12 活塞缸筒應(yīng)力

圖13 缸底支架應(yīng)力

由圖10可知，最大應(yīng)力發(fā)生在活塞缸筒上，應(yīng)力值為127.8 MPa，低于許用應(yīng)力177.5 MPa，（材料為45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼，屈服極限為355 MPa，安全系數(shù)取2），因此整體結(jié)構(gòu)滿足強度要求。

4.1.2 工況二

液壓缸活塞桿向主動腔運動，既承擔(dān)載荷，又進(jìn)行補償。復(fù)合液壓缸整體靜態(tài)強渡校核結(jié)果如圖14所示。外缸筒應(yīng)力如圖15所示，活塞缸筒應(yīng)力如圖16所示，缸底支架應(yīng)力如圖17所示。

圖14 復(fù)合液壓缸整體應(yīng)力

圖15 外缸筒應(yīng)力

圖16 活塞缸筒應(yīng)力

圖17 缸底支架應(yīng)力

由圖14可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在活塞缸筒上，應(yīng)力值為226.7 MPa，低于許用應(yīng)力236.7 MPa，（材料為45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼，屈服極限為355 MPa，安全系數(shù)取1.5），因此整體結(jié)構(gòu)滿足強度要求。

4.1.3 工況三

液壓缸活塞桿向被動腔運動，既承擔(dān)載荷，又進(jìn)行補償?shù)墓r。復(fù)合液壓缸整體靜態(tài)強渡校核結(jié)果如圖18所示。外缸筒應(yīng)力如圖19所示，活塞缸筒應(yīng)力如圖20所示，缸底支架應(yīng)力如圖21所示。

圖18 復(fù)合液壓缸整體應(yīng)力

圖19 外缸筒應(yīng)力

圖20 活塞缸筒應(yīng)力

圖21 缸底支架應(yīng)力

由圖18所示，最大應(yīng)力出現(xiàn)在活塞缸筒上，應(yīng)力值為195.8 MPa，低于許用應(yīng)力236.7 MPa，（材料為45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼，屈服極限為355 MPa，安全系數(shù)取1.5），因此整體結(jié)構(gòu)滿足強度要求。

因此復(fù)合液壓缸形式的升沉補償裝置能夠滿足實際工況下的靜態(tài)強度要求。

4.2 動力學(xué)分析

首先將復(fù)合液壓缸三維模型導(dǎo)入ADAMS中，建立運動仿真模型［9］，如圖22所示。

圖22 復(fù)合液壓缸運動仿真模型

然后選取船體上升時，活塞桿收縮的情況下，復(fù)合液壓缸的動態(tài)響應(yīng)進(jìn)行動力學(xué)分析，分析結(jié)果如圖23所示。

圖23 動力學(xué)仿真結(jié)果

主要得到3個運動參量：復(fù)合液壓缸補償力F、活塞桿收縮速度v、活塞桿收縮加速度a?？梢钥闯鰪?fù)合液壓缸的補償力基本維持在1.699 4×106N，與理論計算中確定的補償力1 700 k N基本相等，說明了此種結(jié)構(gòu)的復(fù)合液壓缸通過活塞桿的動態(tài)伸縮能夠滿足本文的升沉補償要求。

復(fù)合液壓缸活塞桿的運動速度基本保持勻速20 mm／s，加速度基本為零，波動幅度不超過±3.0×10－11mm／s2，活塞桿運動平穩(wěn)，沒有較多的沖擊和爬行現(xiàn)象，復(fù)合液壓缸動態(tài)響應(yīng)比較理想。

因此復(fù)合液壓缸形式的升沉補償裝置能夠滿足實際工況下的動態(tài)升沉補償要求。

5 結(jié)論

1） 本文介紹了深水絞車滑輪組升沉補償裝置的工作原理，并從升沉補償裝置的實際工況出發(fā)，對其進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計和參數(shù)計算，最后借助有限元分析軟件ABAQUS和動力學(xué)仿真軟件ADAMS對所設(shè)計的深水絞車滑輪組升沉補償裝置進(jìn)行靜態(tài)強度校核和動態(tài)運動學(xué)分析。

2） 采用復(fù)合液壓缸形式的深水絞車滑輪組升沉補償裝置結(jié)構(gòu)合理，能夠滿足對吊裝載荷的升沉補償。

3） 深水絞車滑輪組升沉補償裝置的靜態(tài)強度和動態(tài)穩(wěn)定性均滿足實際工況下的要求。

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Winch and Sheave Block Heave Compensator Design for Deepwater Installation

A block and tackle heave compensation device for deepwater installation is presented in this paper，with the use of composite cylinder and block and tackle to achieve heave compensation for the lifting loads，meantime，calculates main structural parameters of this set-up.Finite element analysis method is used to check the strength in different working conditions.Also，dynamic simulation is used to analyze the dynamic response of this set-up.The results of simulation verify the reasonableness of the block and tackle heave compensation device.

heave compensation；compound hydraulic cylinder；finite element analysis；dynamic simulation

TE952

A

10.3969／j.issn.1001-3482.2014.10.011

1001-3482（2014）10-0052-06

2014-04-17

呂 博（1988-），女，遼寧營口人，碩士研究生，研究方向為海洋石油裝備，E-mail：xiaoyujqbaobei＠163.com。