用于圓筒形FWPSO的導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)設(shè)計

楊 文1 , 朱 沫1, 黎 昵1, 歐宇鈞1, 袁曉兵1， 薛海濤, 蔡寶平

(1.中海油能源發(fā)展裝備技術(shù)有限公司 深圳分公司， 廣東 深圳518067；2.中國石油大學(xué)(華東) 機(jī)電工程學(xué)院， 山東 青島266580)

0 引 言

導(dǎo)向繩張緊器(Guideline Tensioner，GLT)是淺水浮式鉆井平臺引導(dǎo)防噴器組等水下設(shè)備就位的重要設(shè)備之一。導(dǎo)向繩上連位于浮式鉆井平臺上的導(dǎo)向繩張緊器，下接位于井口上的海底導(dǎo)向架。在防噴器組等水下設(shè)備沿導(dǎo)向繩自平臺上端下降到海床的過程中，導(dǎo)向繩對維持防噴器組等水下設(shè)備的下落方向和下落速度的穩(wěn)定起著十分重要的作用[1]。海上浮式鉆井平臺在海浪的作用下，除了發(fā)生前后搖擺外，還將產(chǎn)生上下升沉運動，這種隨波浪上下升沉的運動對導(dǎo)向繩的張緊影響較大，會引起導(dǎo)向繩的松緊變化，最終導(dǎo)致導(dǎo)向繩疲勞損壞甚至斷裂，造成無法估計的巨大損失[2]。為了保證導(dǎo)向繩在導(dǎo)引水下設(shè)備下放的過程中保持張緊力恒定，需使用導(dǎo)向繩張緊器。目前，國外對于導(dǎo)向繩張緊器技術(shù)的研究相對先進(jìn)[3-7]，國內(nèi)對于導(dǎo)向繩張緊器的相關(guān)研究較少，甚至連導(dǎo)向繩張緊器的相關(guān)結(jié)構(gòu)都沒有開發(fā)過，對于隔水管張緊器的研究相對較多[8-9]。因此，設(shè)計開發(fā)一套導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)是中國海洋石油裝備技術(shù)不斷振興和走向成熟的必然要求，對中國海洋油氣資源的轉(zhuǎn)型發(fā)展具有非常重要的意義[10]。

本文提出導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)的原理設(shè)計與布置設(shè)計，重點介紹導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)關(guān)鍵零部件的設(shè)計依據(jù)及設(shè)計過程，開發(fā)一套滿足性能要求的導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)。

1 導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)原理設(shè)計與布置設(shè)計

1.1 導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)原理設(shè)計

導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)包括4個子系統(tǒng)：空氣壓縮機(jī)、空氣瓶系統(tǒng)、張緊器和控制系統(tǒng)。

空氣瓶系統(tǒng)為張緊器系統(tǒng)提供由空氣壓縮機(jī)產(chǎn)生的高壓氣體。在正常工作時，空氣壓力容器里的高壓氣體通過氣體管線、電磁開關(guān)閥與導(dǎo)向繩張緊器的蓄能器上端相連，導(dǎo)向繩通過張緊器上的滑輪將負(fù)載傳遞給液壓缸中的液體，此時蓄能器與空氣壓力容器充當(dāng)氣液彈簧的作用。當(dāng)鉆井平臺隨波浪上升時，導(dǎo)向繩被拉緊，活塞桿下移、縮回液壓缸，張緊器放出更多的導(dǎo)向繩，維持預(yù)先給定的張力大小，液壓缸內(nèi)的高壓液體被壓回蓄能器。當(dāng)鉆井平臺隨波浪下沉?xí)r，導(dǎo)向繩變松，活塞桿上移、伸出液壓缸，滑輪組收回導(dǎo)向繩，維持液壓缸的壓力和導(dǎo)向繩的張力基本不變，高壓液體從蓄能器流入液壓缸，從而實現(xiàn)導(dǎo)向繩的恒張力控制。導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)原理如圖1所示。

圖1 導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)原理圖(部分)

1.2 導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)布置設(shè)計

導(dǎo)向繩張緊器的空氣壓縮機(jī)放置在下層甲板空氣瓶組旁，通過氣體管道與空氣瓶系統(tǒng)相連。空氣瓶系統(tǒng)與隔水管張緊器氣瓶組疊放在一起，節(jié)省甲板空間。

導(dǎo)向繩張緊器主體安裝在上層甲板上，靠近隔水管張緊器安放。導(dǎo)向繩張緊器的盲端向下、桿端向上，鋼絲繩以近乎垂直于水平面的角度進(jìn)入導(dǎo)向繩張緊器盲端滑輪，繞過導(dǎo)向繩張緊器有桿端的2個滑輪和盲端的3個滑輪，最后鋼絲繩從張緊器盲端滑輪繞出，鋼絲繩繞過上層甲板上的1個導(dǎo)向滑輪，然后繞進(jìn)固定在鉆臺面甲板下方的導(dǎo)向滑輪和惰輪連接到海底導(dǎo)向架的4個導(dǎo)向柱上，實現(xiàn)其導(dǎo)向功能。

控制系統(tǒng)包括2個控制撬裝，每個控制撬裝分別控制2套導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)?？刂魄搜b安裝在上層甲板靠近導(dǎo)向繩張緊器處，通過以太網(wǎng)連接位于司鉆房的遠(yuǎn)程監(jiān)控計算機(jī)，實現(xiàn)遠(yuǎn)程在線控制功能。導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)布置如圖2所示。

圖2 導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)布置圖

2 導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)關(guān)鍵零部件設(shè)計

2.1 鋼絲繩設(shè)計選型

鋼絲繩的設(shè)計依據(jù)API-SPEC-9A標(biāo)準(zhǔn)[11]。已知鋼絲繩張緊力為T=72.6 kN。根據(jù)API-RP-9B標(biāo)準(zhǔn)[12]，取安全因數(shù)為B=3.0，則鋼絲繩的最小破斷拉力為

圖3 鋼絲繩截面

采用鋼絲芯鋼絲繩，公稱直徑為19 mm。鋼絲繩結(jié)構(gòu)為8X19S-IWRC，選用1 770強度等級。鋼絲繩截面如圖3所示。鋼絲繩最小破斷拉力為

(2)

式中：d1為鋼絲繩公稱直徑，mm，取19 mm；Rr為鋼絲繩強度等級，N/mm2，取1 770 N/mm2；K為給定鋼絲繩類別的最小破斷拉力因數(shù)，取0.356。

由上述可得Fmin>Fp，滿足要求。

圖4 滑輪結(jié)構(gòu)

2.2 滑輪結(jié)構(gòu)設(shè)計

滑輪的設(shè)計依據(jù)API-RP-9B標(biāo)準(zhǔn)[12]?；啿捎描T造滑輪，材料為鑄鋼，牌號為ZG 270-500。滑輪公稱直徑應(yīng)大于

DH=G·d1=684 mm(3)

式中：DH為滑輪公稱直徑，即滑輪胎面直徑；d1取19 mm；G為直徑因子，依據(jù)API-RP-9B表6，工作狀況為A類，G取36。

滑輪胎面直徑(公稱直徑)為684 mm, 依據(jù)API-RP-9B表8,滑輪槽半徑為10.11 ～10.49 mm，滑輪槽深度H=32 mm，滑輪外緣直徑為748 mm。滑輪結(jié)構(gòu)如圖4所示。

鋼絲繩從張緊器盲端滑輪繞出后，以水平方向進(jìn)入位于上層甲板的第一個導(dǎo)向滑輪，通過該滑輪的鋼絲繩以垂直于水平方向進(jìn)入第二個位于鉆臺面下端的導(dǎo)向滑輪，導(dǎo)向滑輪只改變鋼絲繩的進(jìn)繩方向，不承受主要載荷。導(dǎo)向滑輪結(jié)構(gòu)如圖5所示。當(dāng)鋼絲繩從導(dǎo)向滑輪以水平方向繞出后，鋼絲繩沿水平方向進(jìn)入惰輪，經(jīng)過惰輪鋼絲繩以垂直方向下連海底導(dǎo)向架。惰輪結(jié)構(gòu)如圖6所示。

圖5 導(dǎo)向滑輪結(jié)構(gòu) 圖6 惰輪結(jié)構(gòu)

2.3 液壓缸設(shè)計計算

液壓缸依據(jù)ASMEBoiler&PressureVesselCode. VIII Division 2標(biāo)準(zhǔn)[13]設(shè)計。

2.3.1 缸筒內(nèi)徑設(shè)計

根據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，對于無桿腔進(jìn)液(輸出力)的液壓缸，有

(4)

式中：F為液壓缸負(fù)載，此處為320 kN；pn為液壓缸工作壓力，設(shè)pn=16.5 MPa；D1為缸筒內(nèi)徑；ηm為液壓缸機(jī)械效率，取0.95。

得D1=161.2 mm，依據(jù)GB/T 2348—1993液壓缸內(nèi)徑尺寸系列，圓整取液壓缸缸筒內(nèi)徑D1=180 mm。

額定工作壓力pn應(yīng)低于一定極限值以保證工作安全：

(5)

式中：σs為缸筒材料屈服點，取360 MPa；D2為缸筒外徑,取211 mm；D1為缸筒內(nèi)徑，取180 mm。

求得pn≤47 MPa。

同時，額定工作壓力與完全塑性變形壓力的關(guān)系為

pn≤(0.35 ～0.42)prL(6)

求得pn≤20～24 MPa。

缸筒的爆裂壓力pE應(yīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過耐壓試驗壓力，pr=1.5pn,則pE的計算式為

(7)

式中：σb為缸筒材料抗拉強度，取610 MPa。

pE=96.8 MPa?1.5×16.5 MPa≈24.8 MPa。

綜上所述，液壓缸工作壓力取16.5 MPa符合要求，則液壓缸內(nèi)徑也符合設(shè)計要求。

2.3.2 活塞桿直徑設(shè)計

活塞桿采用實心結(jié)構(gòu)，材料選用45號鋼。本設(shè)計中液壓缸工作壓力較大，活塞桿直徑為

d2=0.7D1=126 mm(8)

圖7 張緊器液壓缸結(jié)構(gòu)

依據(jù)GB/T 2348—2001，圓整活塞桿直徑選取優(yōu)先尺寸d2=140 mm。

活塞桿直徑校核采用

(9)

式中：d2為活塞桿直徑，m；F為液壓缸負(fù)載，取3.2×105N；[σ]為活塞桿材料的許用應(yīng)力，活塞桿材料選用45號鋼，其抗拉強度σb為600 MPa，安全因數(shù)n取5，活塞桿材料的許用應(yīng)力[σ]=σb/n=600 MPa/5=120 MPa。

得d2≥58.3 mm，滿足要求。

2.3.3 缸筒壁厚設(shè)計計算

液壓缸屬于高壓容器，其缸筒的壁厚設(shè)計尤為重要。張緊器液壓缸結(jié)構(gòu)如圖7所示。

液壓缸缸筒分為薄壁和厚壁兩種類型：當(dāng)缸筒壁厚與缸筒內(nèi)徑比δ/D1≤0.1時，為薄壁缸筒；當(dāng)缸筒壁厚與缸筒內(nèi)徑比δ/D1>0.1，為厚壁缸筒。由ASME對承受內(nèi)壓小于20.7 MPa的容器一般屬于薄壁容器的定義，該設(shè)計缸筒額定工作壓力為16.5 MPa，屬于薄壁容器。

薄壁缸筒壁厚計算公式為

(10)

式中：py為液壓缸試驗壓力，MPa；當(dāng)額定工作壓力pn大于16 MPa時，py=1.25pn=1.25×16.5 MPa=20.625 MPa ；δ為計算厚度(最小厚度)，mm;[σ]選用45號鋼，取120 MPa。

求得液壓缸缸筒壁厚為15.5 mm。

圖8 蓄能器結(jié)構(gòu)

2.4 蓄能器設(shè)計計算

活塞式蓄能器主要用于儲存高壓氣體和液體，屬于壓力容器。蓄能器結(jié)構(gòu)如圖8所示。蓄能器的設(shè)計參照BS EN 14359-2006標(biāo)準(zhǔn)[14]，已知油缸活塞直徑d為180 mm，缸的行程Δl為3 800 mm，則總供液體積為

(11)

蓄能器容積應(yīng)大于97 L。

液壓缸負(fù)載為320 kN，則當(dāng)張緊器處于平衡狀態(tài)(即活塞處于液壓缸中位)時,氣體平衡壓力為

p0=F0/A=12.6 MPa(12)

式中：F0為平衡時液壓缸負(fù)載；A為活塞面積，A=0.025 447 m2。

取動態(tài)張力波動范圍為平衡壓力的±5%，則：當(dāng)活塞處于液壓缸最低位(排空液壓缸無桿腔液壓油)時，系統(tǒng)的最大壓力為pmax=13.23 MPa；當(dāng)活塞處于液壓缸最高位(液壓缸無桿腔充滿液壓油)時，系統(tǒng)的最小壓力為pmin=11.97 MPa。

根據(jù)玻意爾定律得

p0V0=pmax(V0-ΔV/2)(13)

式中：V0為平衡狀態(tài)下系統(tǒng)氣體總?cè)莘e。

得蓄能器與空氣壓力容器的總?cè)莘eV0≥1 018.5 L。

選取空氣壓力容器容積為1 000 L，初取蓄能器容積為120 L。設(shè)蓄能器充油容積為100 L，平衡時液壓缸活塞處于中間位置，此時液壓缸中液壓油體積為48.5 L，故在平衡狀態(tài)下蓄能器液壓油體積為51.5 L，蓄能器剩余空氣容積為68.5 L，則初始?xì)怏w總?cè)莘e為空氣壓力容器容積與蓄能器剩余空氣容積之和即1 068.5 L>1 018.52 L，符合要求。

圖9 導(dǎo)向繩張緊器結(jié)構(gòu)

初選蓄能器內(nèi)徑Di=270 mm，蓄能器長度為

(14)

式中：V為蓄能器容積，V=120 L。

求得圓整后蓄能器長度為2 000 mm。

EN 14359：2006E公式為

(15)

式中：ps為最大工作壓力，取41.25 MPa；Di為蓄能器內(nèi)徑270 mm；Z為焊接因數(shù)，取1；f為設(shè)計溫度下材料的公稱設(shè)計壓力，取f=520 MPa/3=173.33 MPa。

求得蓄能器壁厚為36.5 mm。

在以上張緊器各零部件設(shè)計結(jié)果的基礎(chǔ)上，設(shè)計張緊器主體，張緊器主體結(jié)構(gòu)如圖9所示。

2.5 空氣壓力容器的設(shè)計與補強

空氣壓力容器的容積是1 000 L,內(nèi)徑為550 mm，筒體壁厚為33 mm。本設(shè)計中壓力容器選用標(biāo)準(zhǔn)橢圓形封頭(長短軸之比為2∶1)，在其前后封頭中心各有1個內(nèi)直徑為76.2 mm的插入式接管,接管與封頭間采用全熔透焊接接頭。封頭直邊段內(nèi)直徑為550 mm，封頭材料初選SA-516 70級，接管材料為SA-106 C級，設(shè)計壓力為16.5 MPa，設(shè)計溫度為36 ℃，不考慮腐蝕裕量，焊接接頭質(zhì)量因數(shù)為1，依據(jù)ASME ⅤⅢ-1方法進(jìn)行補強設(shè)計,空氣壓力容器結(jié)構(gòu)如圖10所示。

圖10 空氣壓力容器結(jié)構(gòu)

(1) 材料SA-516 70級和SA-106 C級在36 ℃時的許用應(yīng)力都是136.8 MPa，強度折減因數(shù)fr=1。

(2) 根據(jù)ASME ⅤⅢ-1 UG-32(d)長短軸之比為2∶1的無開孔橢圓形封頭所需最小厚度為

(16)

式中：tr′為封頭最小厚度，mm；E為焊接接頭因數(shù)，取1；p為設(shè)計壓力，MPa，取16.5 MPa;D為封頭直邊段內(nèi)直徑，mm，取550 mm；S為封頭材料許用應(yīng)力，MPa，對SA-516 70級材料，取136.8 MPa。

求得最小厚度為33.3 mm，則初取封頭名義厚度t為38.1 mm。

(3) 根據(jù)ASME ⅤⅢ-1 UG-37(a)規(guī)則(3)的規(guī)定，開孔及其補強須位于橢圓形封頭上直徑為0.8倍圓筒直徑的圓內(nèi)，對于本設(shè)計中的封頭，開孔及其補強應(yīng)限制在直徑為440 mm的圓內(nèi)。

(4) 球殼半徑為R=T1D3=495 mm。式中：D3為筒體內(nèi)直徑；T1為球半徑因數(shù),可根據(jù)ASME ⅤⅢ-1 表UG-37 查得，為0.9。將R代入UG-32(f)求得補強計算所需厚度tr為

(17)

式中：tr為此無縫球殼的最小厚度。

求得tr為30 mm。

(5) 接管最小厚度按照ASME ⅤⅢ-1 UG-27(c) (1)計算

(18)

式中：Rn為插入式接管內(nèi)半徑，取38.1 mm。

求得接管最小厚度為4.9 mm,參照ASME設(shè)計經(jīng)驗，tn=5trn，取接管名義厚度tn為24.5 mm。

(6) 有效寬度X為接管內(nèi)直徑d3或0.5d3+t+tn中的較大值：

d3=76.5 mm

0.5d3+t+tn=100.7 mm(19)

故X=100.7 mm。

(7) 有效高度Y為2.5t或2.5trn中的較小值：

2.5t=95.3 mm

2.5tn=61.3 mm(20)

故Y=61.3 mm。

(8) 開孔尺寸限制：

2X=201.4 mm <440 mm(21)

滿足本設(shè)計第(3)步中的要求，橢圓形封頭開孔補強設(shè)計合理。

(9) 開孔所需補強面積按ASME ⅤⅢ-1 UG-37(c)計算

Ar=d3try+2tntry(1-fr1)(22)

式中：y為應(yīng)力校正因數(shù)，規(guī)定y=1.0；fr1為接管材料與組件材料不同時的調(diào)整因數(shù)，取fr1=0。

求得Ar=2.3×10-3m2。

(10) 封頭多余金屬面積為

A1=d3(Et-ytr)-2tn(Et-ytr)(1-fr1)(23)

式中：E為焊接接頭因數(shù)，取1。當(dāng)fr1=1.0時，上式第二項為零，由此可知：

A1=d3(Et-ytr)=6.2×10-4m2(24)

(11) 接管多余金屬面積為

A2=2Y(tt-trn)=2.4×10-3m2(25)

(12) 接管區(qū)焊縫面積為

(26)

式中：tw為焊縫連接尺寸，取18.375 mm。

求得A4=3.63×10-4m2。

(13) 封頭、接管、焊縫總有效補強面積為

AT=A1+A2+A4(27)

求得總有效補強面積約3.36×10-3m2，大于需補強面積2.3×10-3m2。

圖11 控制撬裝結(jié)構(gòu)

(14) 焊縫強度校核

由ASME ⅤⅢ-1 UW-15(b)可知，在壓力載荷作用下，如ASME ⅤⅢ-1 圖UW-16.1(c)所示的接管結(jié)構(gòu)可免作焊縫強度校核。因本設(shè)計接管采用圖UW-16.1(c)所示的接管結(jié)構(gòu)，所以無需校核焊縫強度。

2.6 控制撬裝設(shè)計

控制撬裝主要包括氣體管路上的所有電磁開關(guān)閥、控制柜。電磁開關(guān)閥主要用來打開或切斷氣體管路，分隔高壓氣體。控制柜主要包括可編程邏輯控制器(Programmable Logic Controller, PLC)，運行導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)的控制邏輯與算法。通過遠(yuǎn)程監(jiān)控計算機(jī)上的導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)上位機(jī)軟件(Human Machine Interface, HMI)來控制PLC進(jìn)而控制導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)。控制撬裝結(jié)構(gòu)如圖11所示。

3 結(jié) 論

詳細(xì)論述和分析了導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)的原理，根據(jù)FWPSO的船體及甲板特點，設(shè)計了導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)的甲板布置，開發(fā)了一套導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)，依據(jù)API及ASME等相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)對導(dǎo)向繩張緊器系統(tǒng)的滑輪、液壓缸、蓄能器、空氣壓力容器等關(guān)鍵零部件的結(jié)構(gòu)進(jìn)行詳細(xì)設(shè)計，并從理論上計算液壓缸、蓄能器、空氣壓力容器等關(guān)鍵零部件的壁厚以及相關(guān)尺寸，對空氣壓力容器的開孔補強進(jìn)行了詳細(xì)計算。