深水鋪管船A&R絞車設計研究

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(上海振華重工(集團)股份有限公司，上海 200125)

深海鋪管船收放絞車(abandonment & recovery winch,A&R)是深海應用領域的主要設備之一，用于在深水或超深水鋪管船上對海底鋼絲繩、管道、電纜等進行收放作業(yè)。A&R絞車在國外屬于成熟產品，但在國內尚無廠家能自主設計生產。由于深海作業(yè)水深可超2 000 m，深海A&R絞車需具備大張力、容繩量大、鋼絲繩直徑大等特點。傳統(tǒng)的單卷筒多層纏繞絞車在大張力的條件下，會出現(xiàn)里層鋼絲繩被壓潰的情況，不再適用。通常的做法是采用牽引絞車和儲纜絞車(圖1為A&R絞車工作情況)配合使用的方法來實現(xiàn)這一應用，牽引絞車承受鋼絲繩的大張力并收放鋼絲繩，儲纜絞車則儲存鋼絲繩并提供必要的張力以保證牽引絞車的運行,還需要補償裝置及改向滑輪等附件協(xié)助工作[1]。

圖1 A&R絞車工作情況

隨著國家海洋油氣資源的不斷深入開發(fā)，深水鋪管船的市場需求量日益增多，其中A&R絞車作為深水鋪管船的重要配套設備同樣具有廣闊的市場前景。本文以振華重工600 t深海A&R絞車的研發(fā)為例，對牽引絞車的設計進行分析研究。

1 原理、主要參數(shù)及結構組成介紹

1.1 原理和工作過程

牽引絞車是摩擦傳動裝置。通過保持足夠的接觸弧度(夾角),適當?shù)哪Σ料禂?shù)和保持儲纜筒的張力，鋼絲繩的運動將使牽引卷筒的運作受到控制。牽引絞車工作時負載特別大，鋼絲繩通過牽引絞車卷筒(雙動力卷筒)，雙動力卷筒與鋼絲繩之間的摩擦力吸收了大部分的鋼絲繩張力，使鋼絲繩進出口之間的拉力驟減，為儲纜絞車的卷筒提供穩(wěn)定的工作條件，使鋼絲繩纏繞到儲纜卷筒上時的張力值保持在一個穩(wěn)定的、較小的范圍內，從而有效地保護了鋼絲繩不被壓潰。

1.2 參數(shù)及結構組成

額定拉力 5 880 kN;

額定線速度 25 m/min(最大張力);

輕載荷拉力 2 940 kN;

最大速度 50 m/min(輕載);

設計壽命 3 200 h(T4-L2-M4)。

本項目采用變頻電機多點驅動，絞車由電動機、行星減速機(自帶制動器)、開式齒輪副、雙卷筒及機架等組成，見圖2。

圖2 牽引絞車總布置示意

牽引絞車外形龐大，振華重工自主研發(fā)的牽引絞車長×寬×高為9.8 m×7.0 m×4.5 m。

2 設計和分析

2.1 絞車功率的計算及動力布置

鋼絲繩纏繞見圖3。

圖3 鋼絲繩纏繞示意

每個卷筒設有6個繩槽。儲纜側卷筒記作S,則卷筒S入繩端鋼絲繩張力分別記為Fse1、Fse2、Fse3、Fse4、Fse5、Fse6，出繩端鋼絲繩張力分別記為Fso1、Fso2、Fso3、Fso4、Fso5、Fso6；牽引側卷筒記作T，則卷筒T出繩端鋼絲繩張力分別記為Fto1、Fto2、Fto3、Fto4、Fto5、Fto6，卷筒T入繩端鋼絲繩張力分別等于卷筒S出繩端鋼絲繩張力, 卷筒提供牽引力的大小由摩擦系數(shù)和接觸弧度(夾角)決定，與卷筒的直徑無關[2],由歐拉公式

F2=F1/eμα

式中：F1——高張力端張力；

F2——低張力端張力；

μ——摩擦系數(shù),0.1(保守計算，實際摩擦系數(shù)大于該值)；

α——鋼絲繩在卷筒上的包角3.14 rad。

分別計算出卷筒S和卷筒T上鋼絲繩的張力，卷筒S上張力的差值ΔFsi=Fsei-Fsoi，差值之和為

…+(Fse6-Fso6)=3 320 kN

卷筒T上張力的差值ΔFti=Fsoi-Ftoi，差值之和為

(Fso6-Fto6)=2 425 kN

式中：Fse2=Fto1,Fse3=Fto2,Fse4=Fto3,Fse5=Fto4,Fse6=Fto5；

Fse1——絞車的負載拉力,5 880 kN。

卷筒S所需驅動功率Ps為

卷筒T所需驅動功率Pt為

式中：v——重載最大線速度,25 m/min；

η——傳動總效率,0.88。

綜合考慮，單個卷筒驅動功率取1 600 kW，考慮到傳動齒輪副、減速箱的傳動能力及牽引絞車總體外形尺寸等因數(shù)，設計采用4個變頻電機多點驅動，這種驅動實現(xiàn)了絞車全程運行過程的無極調速，作業(yè)穩(wěn)定無沖擊。另外此結構的優(yōu)點還有絞車整體結構緊湊、體積小、單個傳動和制動機構工作安全可靠性程度高等。

2.2 減速箱(自帶制動器)選型設計

需優(yōu)先考慮節(jié)省空間，故選擇自帶制動器的行星減速箱，此結構可省去單獨聯(lián)軸節(jié)及制動器，結構十分簡潔，減速箱速比初步選μ1=70.59。

單個減速箱傳遞轉矩T1為

T1=9 549×P單/n1≈2 564N·m

式中：P單——單個電機功率,400 kW；

n1——電機轉速,1 948 r/min。

動器制動力T2計算(安全系數(shù)取s=1.5)：

T2=T1×s=3 846 N·m

2.3 絞車齒輪副設計

牽引絞車的兩個卷筒分別有一對開式齒輪，小齒輪材料為42CrMo,大齒輪材料為35CrMo。經初步計算選取各項參數(shù)：齒輪模數(shù)m=32 mm；大齒輪齒數(shù)z1=95 mm；小齒輪齒數(shù)z2=13 mm；大齒輪分度圓直徑d1=3 040 mm；小齒輪分度圓直徑d2=416 mm；大齒輪齒寬b1=320 mm；小齒輪齒寬b2=350 mm；齒輪傳功比μ2=95/13=7.307；齒輪副給定中心距D變=1 735 mm，大齒輪變位系數(shù)為0，小齒輪變?yōu)橄禂?shù)為0.222,合理選取各系數(shù)，經計算校核齒輪齒面接觸強度、齒輪彎曲疲勞強度等都滿足設計規(guī)范要求。

2.4 絞車卷筒設計

2.4.1 卷筒的布置

兩個卷筒各有獨立的動力驅動，確保兩個卷筒具有相同的線速度，不會因速度不同而導致的鋼絲繩在其中一個卷筒上打滑。如果摩擦力足夠大，鋼絲繩則難以打滑，從而因鋼絲繩的張力急劇增大導致拉斷鋼絲繩或損壞卷筒主軸。

如果卷筒上的繩槽錯開半個節(jié)距來實現(xiàn)鋼絲繩從一個卷筒繩槽過渡到另一個卷筒繩槽，鋼絲繩會受繩槽邊緣的切割而加劇磨損，還會急劇彎曲，導致鋼絲繩脫離卷筒繩槽并且發(fā)生扭曲。

鑒于以上問題，通過卷筒間相對的傾斜布置，使得鋼絲繩在任一卷筒上從入繩點到出繩點的半圈內平順過渡到下一圈。具體布置見圖4。

圖4 卷筒繩槽布置示意

卷筒繩槽間的傾斜夾角β(見圖5)為

式中：p——鋼絲繩節(jié)距,160 mm；

d——鋼絲繩直徑,152 mm；

D——卷筒底徑,2 600 mm。

圖5 兩卷筒繩槽傾斜夾角

2.4.2 卷筒底徑公差

卷筒繩槽底徑的設計需要保證鋼絲繩與卷筒的接觸始終處于靜摩擦狀態(tài)。在鋼絲繩處于受力情況下時，鋼絲繩勢必要發(fā)生形變。纏繞在卷筒上的每段鋼絲繩所承受的拉力不一致，從而使得每段鋼絲繩的變形量不一致。鋼絲繩所受拉力越大，其變形量越大。鋼絲繩變形會使得鋼絲繩出現(xiàn)打滑，鋼絲繩上的張力不再符合歐拉公式，繼而導致卷筒軸受力出現(xiàn)急劇變大的情況。

因此卷筒底徑必須從牽引側開始逐級增大，來彌補由于鋼絲繩變形帶來的松弛量。鋼絲繩在受到張力時發(fā)生彈性變形，前一級大于后一級，設為ΔD，由虎克定律ΔL=FL/EA可知，鋼絲繩上將產生拉力F,其值為F=ΔDπEA/2L，以儲纜側卷筒第二圈繩槽為例：

式中：F——第二圈鋼絲繩張力Fso2,2 290.9 kN；

L——鋼絲繩長度,4 400 mm(近似取兩卷筒中心距)；

E——鋼絲繩彈性模量,206 GPa；

A——鋼絲繩面積,18 136.64 mm2；

考慮到實際工藝，繩槽直徑取2 602 mm，加工則根據以上計算值，選取對應的公差帶為k6。依照以上方法依次計算出下一圈對應繩槽的公差帶來修正卷筒各繩槽的底徑。

2.4.3 卷筒各項參數(shù)設計計算

卷筒采用的是定軸安裝形式，軸的兩端固定在機架上面的端座上，軸與卷筒之間通過滾動軸承連接，大齒輪熱套在卷筒一端，卷筒壁和端板通過緊配合和螺栓連接，卷筒結構見圖6。

圖6 卷筒結構示意

卷筒壁強度σ為

σ=A×Fmax/(δ×p)≈192 MPa

式中：δ——卷筒壁厚,215 mm；

p——鋼絲繩節(jié)距,160 mm；

Fmax——最大拉力,5 880 kN；

A——多層卷筒系數(shù)。

σ<σs/s=210 MPa(卷筒材料許用應力σs為315 MPa),卷筒強度滿足設計要求。卷筒長度L為1 910 mm,穩(wěn)定性計算中因為L1/D≈0.73；D/δ≈12，查設計手冊[3]，卷筒壁無需進行穩(wěn)定性計算。

考慮圖3中受力大的卷筒S，受力見圖7(徑向作用力非常大，卷筒自重和軸向力可忽略。計算時只取力的絕對值，力的方向如圖箭頭所示)，A、B點分別為卷筒軸承支點，

FB= [(Fse1+Fso1)×L2+(Fse2+Fso2)×L3+

(Fse3+Fso3)×L4+(Fse4+Fso4)×L5+

(Fse5+Fso5)×L6+(Fse6+Fso6)×

L7]/L8=9 077 kN

FA=Fse1+Fso1+Fse2+Fso2+Fse3+Fso3+

Fse4+Fso4+Fse5+Fso5+Fse6+Fso6-

FB=12 229 kN

式中：L2=55 mm;L3=215 mm;L4=375 mm;

L5=535 mm;L6=595 mm;L7=855 mm;

L8=1 646 mm。

圖7 卷筒受力示意

卷筒受力見圖8，C、D分別為定軸與機架端座的安裝點。

圖8 卷筒軸的受力示意

其中FA′、FB′與FA、FB大小相等，方向相反。根據彎矩圖和剪力圖[4]可知，A點是最危險點，故只需校核A點的強度，軸材料為40CrMnMo。

FC= [L9×FB′+(L8+L9)×FA]/

(L9×2+L8)=11 640 kN

式中：L9=492 mm。

FD=FA′+FB′-FA=9 666 kN

A點最大彎矩MAmax。

MAmax=FC×L9≈5 726 N·m

A點最大剪切力QAmax：

QAmax=11 640 kN

A點截面抗彎截面模量WA。

式中：DA——A點截面的軸直徑,600 mm。

卷筒軸A點正應力σA計算：

σA=MAmax/WA≈270 MPa

卷筒軸A點剪切力τA計算。

τA=Qamax/π(DA/2)2≈41.5 MPa

按照第四強度理論σr4校核[5]。

σr4

3 結論

振華重工成功研發(fā)的600 t深海A&R絞車，使得深水鋪管船上該最重要的設備國產化，中國的深水鋪管船即將可以裝配上中國人設計制造的核心配套設備，對于中國油氣開發(fā)向深海的挺進有深遠的意義，同時對于該類型更大載荷的絞車的設計有著非常重要的借鑒和指導作用。

[1] SUZUKIN, JINGUN. Dynamic behavior of submarine pipelines under laying operation [J]. Energy Resources Tech., Tr. ASME, 1982, 104: 313-318.

[2] DATTA T K. Abandonment and recovery solution of submarine pipelines [J]. Appl. Ocean Res., 1982,4(4): 247-252.

[3] 張質文,虞和謙.起重機設計手冊[M].北京：中國鐵道出版社[M].1998.

[4] 成大先,機械設計手冊：第1卷[M].4版.北京：化學工業(yè)出版社，2003.

[5] 馬崇山,姚河省.材料力學教程[M].山西教育出版社,1998.