海上平臺(tái)箱體式吊機(jī)載荷升級技術(shù)分析與應(yīng)用

宋 琨

（中海石油（中國）有限公司天津分公司，天津 300452）

0 引言

隨著海上采油平臺(tái)對平臺(tái)吊機(jī)吊載性能的不斷增加，評估及掌握海上吊機(jī)載荷升級能力成為了吊機(jī)升級的首要任務(wù)。海上平臺(tái)吊機(jī)的吊載能力升級往往是通過對吊機(jī)整體的更換來實(shí)現(xiàn)吊載噸位以及吊載半徑的升級，存在著升級費(fèi)用高、難度大、工期長的特點(diǎn)，不符合海上平臺(tái)的作業(yè)性質(zhì)。本文將研究一種新方法，通過對吊機(jī)各個(gè)系統(tǒng)進(jìn)行評估及分析，根據(jù)評估結(jié)果針對薄弱的系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，已達(dá)到最大限度地保留原吊機(jī)的結(jié)構(gòu)及系統(tǒng)，降低施工費(fèi)用和施工難度，最終保證現(xiàn)場工作安全。

海上某采油平臺(tái)吊機(jī)生產(chǎn)于2007年，該吊機(jī)為箱體式吊臂，液壓缸變幅的結(jié)構(gòu)形式。該設(shè)備型號為BCOC－5T－10M/3T－22M。該平臺(tái)在5 t吊機(jī)基座的南側(cè)外擴(kuò)了一個(gè)新的撬塊平臺(tái)，由于該外擴(kuò)撬塊平臺(tái)的阻礙導(dǎo)致供應(yīng)船無法?？吭谄鹬貦C(jī)基座的周邊區(qū)域，從而嚴(yán)重影響了起重機(jī)從供應(yīng)船上正常的吊載能力。如圖1所示，深色圈內(nèi)的區(qū)域?yàn)? t載荷所能覆蓋的區(qū)域，5 t載荷區(qū)域與供應(yīng)船靠船區(qū)域只有很少的區(qū)域重疊（深色色陰區(qū)域），因此目前該吊機(jī)幾乎無法滿足將5 t載荷從供應(yīng)船起吊到平臺(tái)的作業(yè)要求。為了滿足該起重機(jī)從供應(yīng)船吊載5 t載荷的需求，現(xiàn)需要將該起重機(jī)5 t載荷的作業(yè)半徑從10 m提升到15 m。

圖1 吊載半徑

1 吊機(jī)性能參數(shù)及總體設(shè)計(jì)

吊機(jī)的載荷半徑升級需要通過對吊機(jī)各個(gè)系統(tǒng)進(jìn)行評估計(jì)算，其中包括吊機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評估、吊機(jī)液壓系統(tǒng)評估以及局部甲板強(qiáng)度評估[1]。針對評估結(jié)果對薄弱的系統(tǒng)進(jìn)行加強(qiáng)以滿足吊機(jī)的安全設(shè)計(jì)要求，滿足平臺(tái)使用。吊機(jī)性能參數(shù)如表1所示，吊機(jī)如圖2所示。

表1 快換裝置6階模態(tài)和振型描述Table 1 The sixth mode and mode description of the quick change device

圖2 吊機(jī)總圖

表1 吊機(jī)性能參數(shù)

2 吊機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評估

吊機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度校核計(jì)算的目的：在目前吊機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度下，確定5 t載荷所能達(dá)到的最大作業(yè)半徑。

2.1 吊臂結(jié)構(gòu)計(jì)算分析

根據(jù)對吊機(jī)所受的垂直設(shè)計(jì)載荷、水平受力載荷、風(fēng)載荷及自重載荷的計(jì)算結(jié)果可知，當(dāng)?shù)醣垩鼋菫?6.5°，安全工作負(fù)荷為5 t，工作幅度為15 m時(shí)，海上起重機(jī)結(jié)構(gòu)所受彎矩最大，按此種工況對吊臂強(qiáng)度進(jìn)行校核[2]。受力分析如圖3所示。

圖3 吊臂受力分析

屈強(qiáng)比：σs/σb＝345/520＝0.663＜0.70

吊臂材料為Q345，其屈服強(qiáng)度：

查表，構(gòu)件的臨界應(yīng)力：

根據(jù)圖4所示可得：

圖4 吊臂彎矩

根據(jù)計(jì)算結(jié)果，在吊機(jī)安全工作負(fù)荷5 t，工作半徑15 m（吊臂仰角為46.5°）的工況下對吊臂進(jìn)行有限元分析；吊臂經(jīng)有限元分析后，得出吊臂頭部最大變形量是293.8 mm，如圖5所示，滿足使用要求。吊臂經(jīng)有限元分析后，得出最大應(yīng)力是232.5 MPa，如圖6所示，為集中應(yīng)力[4]，最大應(yīng)力位置如圖7所示，滿足使用要求。

圖5 變形

圖6 應(yīng)力

圖7 應(yīng)力集中

2.2 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)受力分析

回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)主要受傾覆力矩和壓力的作用，根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知本起重機(jī)回轉(zhuǎn)支承所承受最大垂直載荷345 kN，最大傾覆力矩2 351.9 kN·m。本起重機(jī)回轉(zhuǎn)支承，其Z＝111，m＝14。由圖8可知，該回轉(zhuǎn)支承受力點(diǎn)在曲線1的下部，滿足使用要求。

圖8 承載曲線

2.3 鋼絲繩校核

按API－2C規(guī)范，鋼絲繩安全系數(shù)應(yīng)不小于2.5Cv或5.0，故取n＝5。

本機(jī)選用22×18×7＋I(xiàn)WS 1870不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩，其最小破斷拉力Qb＝296 kN。

鋼絲繩拉力：F1＝(50＋5)/0.95＝57.9 kN

按API－2C規(guī)范，當(dāng)?shù)踹\(yùn)人員時(shí)，負(fù)載起升鋼絲繩的安全系數(shù)應(yīng)不小于10.0[6]。

而當(dāng)?shù)踹\(yùn)人員時(shí)，額定負(fù)載為2 t，則：

故鋼絲繩滿足API－2C規(guī)范的要求。

2.4 基座校核評估

基座應(yīng)力：σ＝76.8 N/m m2＜345/1.75＝197.1 MPa

本基座筒體材料采用Q345D，其σs＝345 MPa。

根據(jù)計(jì)算，許用屈曲應(yīng)力[6]：

在吊機(jī)安全工作負(fù)荷5 t，工作半徑15 m（吊臂仰角為46.5°）的工況下，底座經(jīng)有限元分析后，得出底座的最大變形量是0.70 mm，如圖9所示。滿足使用要求。

圖9 基座

底座經(jīng)有限元分析后，得出底座的最大應(yīng)力是163.3 MPa，如圖10所示，為集中應(yīng)力，最大應(yīng)力位置如圖11，滿足使用要求。

圖10 基座應(yīng)力

圖11 基座應(yīng)力集中

2.5 前后支撐軸強(qiáng)度校核

前支撐軸σmax＝209.5 MPa＜[σ]＝293.3 MPa，滿足使用要求。

后支撐軸σmax＝197.2 MPa＜[σ]＝293.3 MPa，滿足使用要求。

2.6 卷筒強(qiáng)度根據(jù)計(jì)算

許用應(yīng)力：[σ]＝σs/n＝345/1.5＝230 MPa>σ＝147.4 MPa故卷筒強(qiáng)度滿足要求。

回轉(zhuǎn)支撐螺栓強(qiáng)度計(jì)算受拉螺栓許用應(yīng)力：

故螺栓強(qiáng)度滿足使用要求。

2.7 變幅油缸穩(wěn)定性計(jì)算

根據(jù)計(jì)算[7]，此油缸的安全系數(shù)S＝6.9>[S]＝4，故變幅油缸的穩(wěn)定性滿足使用要求。

2.8 塔身強(qiáng)度校核

塔身本體許用應(yīng)力

塔身底板的許用應(yīng)力

塔身經(jīng)有限元分析后，得出塔身的最大變形量是1.32 mm，如圖12所示，滿足使用要求[8]。

圖12 塔身變形量

塔身經(jīng)有限元分析后，得出最大應(yīng)力是170.8 MPa，如圖13所示，為集中應(yīng)力，滿足使用要求。

圖13 塔身應(yīng)力

綜上所述，某平臺(tái)5 t吊機(jī)原主要鋼結(jié)構(gòu)基座、塔身、吊臂均能滿足載荷能力由5 t－10 m升級到5 t－15 m的要求。

3 吊機(jī)液壓系統(tǒng)評估

吊機(jī)液壓系統(tǒng)主要元器件參數(shù)如表2所示。

表2 液壓元件參數(shù)表

3.1 起升馬達(dá)扭矩計(jì)算

（1）5 t載荷時(shí)

液壓馬達(dá)工作扭矩Mm＝282.2 N·m。

起升絞車選用行星減速機(jī)，其減速比i＝71，最大輸出扭矩為24 000 N·m>MR＝18 034.2 N·m，故起升減速機(jī)扭矩滿足使用要求。

（2）3 t載荷時(shí)

液壓馬達(dá)工作扭矩Mm＝282.2 N·m。

起升絞車選用行星減速機(jī)，其減速比i＝71，最大輸出扭矩為24 000 N·m>MR1＝8 289.5 N·m，故起升減速機(jī)扭矩滿足使用要求。

3.2 起升馬達(dá)工作壓力計(jì)算

（1）5 t載荷時(shí)

起升液壓馬達(dá)額定工作壓力p額＝32 MPa。

pH＝25.7 MPa＜p額[9]

故起升馬達(dá)工作壓力滿足該元件的使用要求。

（2）3 t載荷時(shí)

起升液壓馬達(dá)額定工作壓力p額＝32MPa。

pH1＝12.1 MPa＜P額

故起升馬達(dá)工作壓力滿足該元件的使用要求。

3.3 起升液壓泵工作壓力計(jì)算

（1）5 t載荷時(shí)

起升液壓泵額定工作壓力p額＝35MPa。

pP＝27.2 MPa＜p額

故起升液壓泵工作壓力滿足該元件的使用要求。

（2）3 t載荷時(shí)

起升液壓泵額定工作壓力p額＝35MPa。

pP1＝13.6 MPa＜p額

故起升液壓泵工作壓力滿足該元件的使用要求。

3.4 起升速度計(jì)算

（1）5 t載荷時(shí)

該起重機(jī)的設(shè)計(jì)起升速度為vh1＝30 m/min。

v2＝31.8 m/min＞vh1

故5 t載荷時(shí)起升速度滿足設(shè)計(jì)要求。

（2）3 t載荷時(shí)

該起重機(jī)的設(shè)計(jì)起升速度為vh2＝60 m/min。

v02＝60.8 m/min＞vh2

故3 t載荷時(shí)起升速度滿足設(shè)計(jì)要求。

3.5 變幅液壓泵工作壓力計(jì)算

液壓缸工作壓力pL＝25.2 MPa＞p額＝25 MPa[9]。

變幅液壓泵工作壓力pP＝26.7 MPa＞p額＝23 MPa。

原變幅油缸無法滿足需求，需要增加液壓缸缸徑，變更后的液壓缸規(guī)格為HSGK01－280/200－2500，其活塞直徑D＝280 mm，活塞桿直徑d＝200 mm，行程保持不變，仍然為L＝2 500 mm，液壓缸加大后，截面積增大，工作壓力降低。

3.6 新變幅液壓缸工作壓力計(jì)算

新液壓缸額定工作壓力p額＝25 MPa。pL＝20.2 MPa＜p額

故新液壓缸工作壓力滿足該元件的使用要求。

3.7 更換新液壓缸后，變幅液壓泵工作壓力計(jì)算

變幅液壓泵額定工作壓力p額＝23 MPa。

pP＝21.7 MPa＜p額

故變幅液壓泵工作壓力滿足該元件的使用要求[10]。

3.8 更換新液壓缸后，變幅時(shí)間計(jì)算

t1＝62.7 s略大于tL＝60 s，超時(shí)誤差小于5%，故認(rèn)為變幅時(shí)間滿足設(shè)計(jì)要求。

3.9 回轉(zhuǎn)馬達(dá)扭矩計(jì)算

液壓馬達(dá)承受的扭矩：Mm＝164.5 N·m。

本起重機(jī)選用的回轉(zhuǎn)減速機(jī)其減速比i＝149，最大輸出扭矩為45 000 N·m>MR＝22 055.1 N·m

故回轉(zhuǎn)減速機(jī)扭矩滿足使用要求[11]。

3.1 0電機(jī)功率校核

據(jù)計(jì)算結(jié)果可知，當(dāng)起升和變幅兩個(gè)動(dòng)作聯(lián)動(dòng)時(shí)所需的電機(jī)功率最大：

電動(dòng)機(jī)為M2QA－H315S4A，其額定功率P額＝110 kW，N略大于P額，超出誤差小于10%。另外起升和變幅兩動(dòng)作在滿載全速的情況下聯(lián)動(dòng)，可認(rèn)為是短時(shí)工作。且電動(dòng)機(jī)的工作制為S1，可在1.1倍超載情況下工作，故認(rèn)為電機(jī)功率滿足設(shè)計(jì)要求。

原起重機(jī)的起升及回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)均滿足5 t載荷作業(yè)半徑增大的要求，變幅系統(tǒng)中需要對變幅液壓缸進(jìn)行更換。

4 局部甲板強(qiáng)度校核

根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知升級后的吊機(jī)載荷數(shù)據(jù)：最大傾覆力矩為3 700 kN·m；最大垂直力為450 kN；最大扭矩為170 kN·m。根據(jù)原平臺(tái)祥設(shè)報(bào)告此吊機(jī)原始載荷數(shù)據(jù)：最大傾覆力矩為2 640 kN·m；最大垂直力為430 kN；最大扭矩未注明，載荷增值不大，可以僅進(jìn)行局部強(qiáng)度分析。

利用Bently公司開發(fā)的SACS5.7軟件，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析。如圖14所示。模型節(jié)點(diǎn)最大位移如圖15所示。

圖14 平臺(tái)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

圖15 模型節(jié)點(diǎn)最大位移

名義應(yīng)力的校核應(yīng)根據(jù)最新版API RP 2A－WSD中的規(guī)定進(jìn)行校核。在極端工況下，許用應(yīng)力提高1/3[12]。通過軟件對所有桿件類型的UC值進(jìn)行計(jì)算分析。

根據(jù)計(jì)算分析，吊機(jī)升級后的局部甲板強(qiáng)度可以滿足規(guī)范要求。

5 總體設(shè)計(jì)分析

經(jīng)過評估確定該吊機(jī)的回轉(zhuǎn)螺栓為整個(gè)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的薄弱環(huán)節(jié)，而回轉(zhuǎn)螺栓是回轉(zhuǎn)支承與吊機(jī)基座及塔身連接的關(guān)鍵部件。由于吊機(jī)基座及塔身結(jié)構(gòu)無法改動(dòng)，所以回轉(zhuǎn)螺栓的規(guī)格及數(shù)量是無法更改的。

載荷能力由5 t@10 m增加到5 t@15 m，其傾覆力矩增加導(dǎo)致變幅液壓缸受力增加，經(jīng)過液壓系統(tǒng)計(jì)算確定，液壓缸工作壓力超過限定值，為此如果5 t載荷作業(yè)半徑從10 m增加到15 m，該吊機(jī)的變幅液壓缸需要更換更大缸徑的液壓缸，變幅控制閥塊也需要更換。

升級后吊機(jī)的載荷能力為5 t@15 m；3 t@22 m，吊機(jī)5 t載荷作業(yè)半徑增加了50%，如圖16所示，深色圈內(nèi)的區(qū)域?yàn)樵鯔C(jī)5 t載荷所能覆蓋的區(qū)域，淺色圓圈內(nèi)的區(qū)域?yàn)樯壓? t所能覆蓋的區(qū)域。淺色圈內(nèi)區(qū)域覆蓋了供應(yīng)船停靠區(qū)域（淺色陰影區(qū)域）的一半左右。

圖16 吊載半徑對比

6 結(jié)束語

本文按照吊機(jī)的設(shè)計(jì)規(guī)范和要求，對海上吊機(jī)結(jié)構(gòu)、液壓系統(tǒng)等進(jìn)行評估和分析，根據(jù)評估結(jié)果可以分析出僅僅有部分系統(tǒng)不滿足升級后的載荷需求，需要對薄弱的系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化和升級即可提高吊機(jī)的整體吊載能力。此評估分析方法目前已經(jīng)成功應(yīng)用于海上平臺(tái)箱體式吊機(jī)，達(dá)到了增加載荷能力的目的，且升級后的吊機(jī)成功通過船級社的審核認(rèn)證，該吊機(jī)升級后運(yùn)行平穩(wěn)，安全可靠，達(dá)到了預(yù)期效果。

此項(xiàng)技術(shù)不僅能夠應(yīng)用于海上箱體式吊機(jī)，同時(shí)，對桁架式吊機(jī)同樣機(jī)油重要的參考意義。下一步將繼續(xù)對此項(xiàng)技術(shù)不斷的完善和推廣，降低改造成本，縮短施工周期，為海上的生產(chǎn)和生活保駕護(hù)航。