隔水管輸送機關鍵部件設計與分析

肖文生，夏新艷，劉忠硯，劉 健，劉金榮

（1.中國石油大學（華東）機電工程學院，山東青島266580；

2.甘肅藍科石化高新裝備股份有限公司石油裝備部，蘭州730070） ①

隔水管輸送機關鍵部件設計與分析

肖文生1，夏新艷1，劉忠硯1，劉 健1，劉金榮2

（1.中國石油大學（華東）機電工程學院，山東青島266580；

2.甘肅藍科石化高新裝備股份有限公司石油裝備部，蘭州730070）①

針對海洋鉆井平臺使用平放隔水管的情況，設計了隔水管處理系統輸送機的關鍵部件，主要包括前后置推車和新型輸送機扶管臂的設計。利用有限元分析軟件ANSYS對輸送機前后置推車進行了作業狀態時的強度分析，分析結果符合作業要求。

隔水管；輸送機；前后置推車；扶管臂；強度分析

海洋鉆井區別于陸上鉆井的一個重要標志就是隔水管的使用。鉆井隔水管作為平臺與海底井口的聯系通道，在深水鉆井中占重要地位［1－3］，其主要功能是提供井口防噴器與鉆井船之間鉆井液往返的通道，支持輔助管線，引導鉆具，循環鉆井液，下放與撤回井口防噴器組的載體等。

隔水管處理系統是指將隔水管單根由主甲板存儲區運移至鉆臺井口處或由井口回收并存儲至主甲板上，屬于自動化管子處理系統的一部分。

平放隔水管不會對平臺機構造成破壞，其存放區域可與套管存放區交替使用［4］，可以方便、快捷地完成隔水管單根的檢測。目前大多平臺選擇隔水管平放方式，本文設計的輸送機是針對平放隔水管處理系統［5］的。輸送機將起重機吊起的隔水管單根運移到鉆臺附近，是平放處理過程中的重要裝置。本文針對的隔水管單根的參數如下：

隔水管內徑 0.533m（21英寸）

隔水管外徑（加浮力材料）1.372m（54英寸）

隔水管單根長度 22.86m（75英尺）

隔水管單根質量 19.708t

1 輸送機結構設計

1.1 整體設計

輸送機的整體結構如圖1所示，主要尺寸為27 m×3.2m×11m。本輸送機主要包括前、后置推車及扶管臂。輸送機靠近鉆臺端設計添加了簡易的扶管臂，該扶管臂在輸送機將隔水管單根運到鉆臺附近（此時前置小車已經停止運動）時開始向上運動，將隔水管單根的前端即母扣端提升，可以使游吊系統吊頭更快捷、方便地插到隔水管的母扣端。

圖1 輸送機整體結構

1.2 前置推車

前置推車主要在隔水管平移過程中起到支撐隔水管的作用，其結構如圖2所示。

圖2 前置推車結構

1.3 后置推車

后置推車的結構如圖3所示。后置推車在隔水管被傾斜提升時起到很大的支撐作用，其上部加了支撐架，可以在隔水管傾斜時頂住隔水管公扣端。后置推車的托盤比前置推車的托盤增大了弧度，可以使隔水管更好地卡在后置推車上。

圖3 后置推車結構

1.4 扶管臂

當隔水管單根在輸送機上平移結束開始傾斜提升時，扶管臂可以起到引導隔水管的作用，其結構如圖4所示。

圖4 扶管臂結構

2 輸送機前后置推車的強度分析

隔水管運移推車機構是平放隔水管輸送過程的主要承載部件，如果失效則整個運移系統將無法工作，因此其強度和疲勞壽命至關重要［6－7］。本文利用有限元軟件ANSYS，按輸送機工作流程分別對前后置推車進行強度分析，隔水管運移推車機構材料選用Q235鋼。

2.1 水平運移過程中

隔水管水平放到動力貓道機上，前后置推車初始距離為17m，隔水管單根長度為22.86m，去除兩端突出部分，取重心距推車的距離為11m，平移時前、后置小車的受力分析如圖5所示。

圖5 隔水管平移時的受力分析

此時有

由上式受力分析可得

因此，前置推車受力為F2＝124.97kN；后置推車受力為F1＝68.17kN。

2.1.1 前置推車強度分析

由于隔水管前置推車受支撐力較大，推車托盤與底座間由筋板支撐，當運移隔水管時，其受力較大，為薄弱部位。為確保其正常工作，應用ANSYS軟件對其進行強度分析。前置推車上部關鍵受力部件的應力及應變如圖6所示。

圖6 前置推車托盤的應力變形云圖

由圖6可以看出：最大應力為25.2MPa，出現在筋板處，小于許用應力；最大變形量為0.061 mm，變形量很小，所以設計結構滿足強度要求。

2.1.2 后置推車強度分析

隔水管平移時，后置推車只受到豎直支撐力，推車托盤與底座間由筋板支撐，受力較大，為薄弱部位，對其進行強度分析。后置推車托盤的應力變形如圖7所示。

圖7 后置推車托盤的應力變形云圖

由圖7可以看出：后置推車托盤應力最大為15.4MPa，出現在筋板處，小于許用應力；最大變形為0.092mm，變形量很小，設計結構滿足強度要求。

2車推動隔水管水平移動6m的距離，前置推車停止運動，依附在輸送機上的簡易扶管臂即將開始工作，此時的狀態如圖8，受力分析同上。

圖8 平移結束后的狀態

2.2 游吊系統剛開始運動時

后置推車繼續運動，配合扶管臂將隔水管傾斜提升使之母扣端與游吊系統接觸。根據游吊系統的位置，可以確定此時的狀態（此時游吊系統對隔水管還沒有提升力），如圖9所示。

圖9 游吊系統將要起吊隔水管時的受力分析

此時有

可得：F2＝43.78kN；F1＝162.07kN。所以后置推車的受力為162.07kN。

后置推車受力較大，對其上部托盤進行強度分析，后置推車托盤的應力變形如圖10所示。

圖10 游吊系統開始運動時后置推車托盤的應力變形云圖

由圖10可以看出：此時推車最大應力為34.9 MPa，出現在筋板處，小于許用應力；最大變形為0.21mm，變形量很小，所以滿足強度要求。

2.3 扶管臂極限位置時

扶管臂配合后置小車、游吊系統將隔水管傾斜提升，液壓缸的沖程逐漸達到最大，此時扶管臂達到豎直最高，其狀態如圖11所示。

圖11 扶管臂運動到極限高度位置時的受力及狀態

此時有

由式（3）可得

因此，后置小車的受力為F1＝137.2kN。

后置推車水平方向受力加大，有必要對其進行強度分析。后置推車托盤的應力變形如圖12所示。

圖12 扶管臂極限位置時后置推車托盤的應力變形云圖

由圖12可以看出：此時推車最大應力為26.5 MPa，出現在筋板處，小于許用應力；最大變形為0.162mm，變形量很小，所以滿足強度要求。

3 結語

本文對隔水管輸送機進行了結構設計，并設計了依附于輸送機末端的扶管臂，同時對前后置推車進行了強度分析，分析結果符合作業要求。此結構設計和分析為隔水管輸送機的進一步深入研究奠定了基礎。

［1］ 王定亞，李愛利.海洋鉆井隔水管系統配套技術研究［J］.石油礦場機械，2010，39（7）：12－15.

［2］ 趙洪山，劉新華，白立業.深水海洋石油鉆井裝備發展現狀［J］.石油礦場機械，2010，39（5）：68－74.

［3］ 岳吉祥，綦耀光，肖文生，等.深水半潛式鉆井平臺隔水管存儲形式及作業功效研究［J］.船舶工程，2009，5（31）：47－51.

［4］ 劉海霞.深海半潛式鉆井平臺的總布置［J］.中國海洋平臺，2007，22（3）：7－11.

［5］ 趙建亭.深水半潛式鉆井平臺鉆井設備配置方案的探討［J］.上海造船，2008（4）：45－48.

［6］ 李 妍，吳艷新，高德利.深水鉆井隔水管縱橫彎曲變形解析［J］.石油礦場機械，2011，40（7）：21－24.

［7］ 王海峽，趙廣慧，章 靖，等.內外流體流動下隔水管橫向振動模型的探討［J］.石油礦場機械，2010，39（8）：12－15.

Design and Analysis of the Key Parts of Riser’s Conveyor

XIAO Wen－sheng1，XIA Xin－yan1，LIU Zhong－yan1，LIU Jian1，LIU Jin－rong2
（1.College of Mechanical and Electrical Engineering，China University of Petroleum，Qingdao 266580，China；2.Lanpec Technologies Limited，Lanzhou730070，China）

Today offshore drilling has been developed very well，according to the used horizontal risers in the offshore drilling platforms，the conveyor structure of the riser handling system was designed，which mainly includes the design of the front and rear carts，the innovative tail－in arm attached to the conveyor.At the same time，the extensive FEA soft ANSYS was used to analyze the strength of the front and rear carts when they were in operation，and the analysis results fitted with the working requirement.

riser；conveyor；front and rear carts；tail－in arm；strength analysis

1001－3482（2012）09－0037－04

TE952.02

A

2012－03－12

肖文生（1966－），男，陜西西安人，教授，博導，主要從事計算機輔助設計及海洋工程研究，E－mail：xiaows＠upc.edu.cn。