天車升沉補償裝置擺臂長度優化設計

張彩瑩，鄭萬里，牟新明,李 歡，羅 強

(寶雞石油機械有限責任公司 研究院成都分院，成都 610000)

海洋鉆探作業中，由于外界風、浪的作用，會導致鉆井船/平臺發生周期性的搖擺、平移等運動，這些運動中，以升沉運動對鉆探或其他海上作業影響最大。鉆井過程中，鉆頭要求保持相對恒定的鉆壓；隔水管與水下BOP的對接過程中，也要求緩慢接近。升沉補償裝置的作用即是對鉆井船/平臺的升沉運動進行補償，盡可能減小管串底部載荷和位移的變化，是海洋油氣及勘探作業中的關鍵設備[1-4]。

升沉補償裝置包括天車升沉補償裝置、游車升沉補償裝置、絞車升沉補償裝置以及快繩/死繩升沉補償裝置。受井架內空間的限制，游車升沉補償難以實現大載荷補償；絞車升沉補償及快繩/死繩升沉補償裝置的鋼絲繩磨損嚴重，工作條件惡劣；在高級別海洋鉆井平臺中，天車升沉補償裝置應用較為廣泛[5-13]。

天車升沉補償裝置安裝在井架頂端，不占用平臺作業空間，補償載荷大、補償精度高，主要有搖擺臂式(如圖1)及補償輪式2種形式[14]。呂巖等[15]人分析認為，因為搖擺臂結構形式可最大限度避免鋼絲繩在浮動滑輪上的滑動磨損，優于補償輪式天車升沉補償裝置。天車升沉補償裝置搖擺臂的設計參數很大程度上會影響最終升沉補償裝置的結構形式和質量。合理的結構是設備長期安全穩定運行的保證，盡可能地減輕海洋平臺井架頂部質量對增加平臺可變載荷、保障極限工況安全具有重要意義。本文旨在通過對天車升沉補償裝置擺臂機構進行力學分析，建立相應的力學模型。通過算例分析，提出天車升沉補償裝置擺臂設計參數的優化設計方向。

圖1 搖擺臂式天車補償裝置

1 計算模型

內繞式搖擺臂天車升沉補償裝置由擺臂總成、浮動天車(補償輪總成)、導向輪、天車架等組成，該裝置的兩個極限位置如圖2所示。與外繞式搖擺臂天車升沉補償裝置相比，其導向輪外伸幅度較小，結構更為緊湊，對于位于浮動式高聳結構頂端的設備來說，有利于減小結構質量和風載。理想狀態下，相對于補償系統提起的鉆桿或隔水管底部，浮動天車(補償輪總成)為零位移；相對于鉆井船/平臺，天車架和導向輪為零位移；浮動天車與天車架的相對運動和海床與鉆井船/平臺的相對運動關系一致。通過擺臂的打開和收縮，在絞車和死繩端之間繩長不變的條件下，可實現浮動天車與天車架間垂直方向的相對運動。

a下極限位置(鎖緊位置)

b上極限位置

對圖2所示的天車升沉補償裝置進行簡化。以導向輪與補償輪的相對位置、擺臂桿的長度、浮動天車的運動位置為參數，得到以擺臂機構準靜態力學分析如圖3所示。滑輪軸、軸承及滑輪總重力與鋼絲繩拉力相比為小量，計算時省略。

a 下擺桿及力矩平衡b 中間節點力平衡

c 導向輪節點力平衡

從圖3可以看出，導向輪、補償輪以及中間滑輪組成了一個兩條邊長度確定的三角形，L3長度為初始設計值，L4隨浮動天車的運動在一個確定的范圍內變化；補償裝置擺臂系統由2個可確定求解的三角形構成。通過力的平衡以及力矩平衡，根據已知參數可求解擺桿上的力F1、F2，導向輪支座反力RR，擺臂打開角度α，以及作用在中間滑輪軸承上的力Fb。

由圖3可得：

(1)

(2)

(3)

式中：α為擺臂打開角度，rad；β為兩個距離確定的圓切線與圓心連接線之間的夾角，rad。

擺臂關鍵幾何參數確定后，隔離下擺桿，根據力矩平衡求解F1可得：

F1=T·R+T·(R+L2·sinα)/(L2·sinα)

(4)

隔離中間節點，根據節點平衡計算F2可得：

F2=T·sin(α-β)/sinα

(5)

隔離導向輪節點，根據節點平衡計算支座反力RR:

(6)

(7)

其中：φT=φ1+φ2+β。

式中：φ1為上、下擺臂形成的三角形在導向輪處的夾角；φ2為導向輪、補償輪連線與水平方向的夾角，[0, π/2]；φT為導向輪上部鋼絲繩上張力與水平方向的夾角，[π/2, π]，T為快繩拉力，kN。

2 優化算例

900 t天車升沉補償裝置最大補償載荷為4 500 kN，采用7×8繩系，鋼絲繩在主滑輪上纏繞半徑R=862.5 mm。升沉補償行程為7 620 mm(25英寸)。快繩效率系數依照API RP 9B，取值為0.685[16]。

補償工作狀態下，結構額定載荷為4 500 kN，快繩拉力為：

假設快繩拉力在整個補償過程中為恒定值。L3設計值取2.4 m，L4在下極限位置設計值取1.6 m，L1、L2基本設計值取5 m，極限長度取7.4 m。在L1、L2長度變化時，可得到浮動天車在任何位置擺臂以及軸承上的作用力變化趨勢，如圖4～5所示。

圖4 上擺桿長度變化對各關鍵部件受力影響

從圖4可以看出：①當補償輪由鎖緊位置上升至最高位置的過程中，作用在上擺桿上的力變化幅度較小，作用在中間軸承的力變化較大，先緩慢降低再迅速增大，最大達到1 600 kN；上擺桿中的載荷明顯大于下擺桿。②上擺桿長度的初始增長明顯降低了各部件的應力水平，當L1=6.6 m時，整個浮動天車運動過程中，作用于中間軸承上的力減小至1 200 kN水平，但是當L1從6.6 m開始繼續增長時，在浮動天車下極限位置附近 中間軸承及導向輪軸承載荷有明顯增長，即上擺桿繼續加長的有利效果消失，不利效果開始出現。③無論上擺桿長度如何變化，整個浮動天車運動過程中，作用在上擺桿上的力始終大于下擺桿，二者最接近時，上擺桿中載荷約等于下擺桿中的兩倍；中部軸承載荷明顯大于導向輪軸承，二者之間關系也接近兩倍。

從圖5可以看出，下擺桿長度的增加同樣可以明顯降低各部件的載荷水平，且在下擺桿增長至7.4 m的長度時，作用于中間軸承上的力達到最小，僅為1 100 kN，相對于初始1 600 kN降幅達到30%以上，更優于上擺桿增長的效果；下擺桿L2=7.4 m時，導向輪軸承上的力在整個浮動過程中變化率很小，較為穩定；上擺桿和下擺桿二者載荷最接近時，上擺桿上的載荷約為下擺桿的二倍。

3 結論

1) 以擺臂的長度為主變化參數，對內繞式搖擺臂天車升沉補償裝置進行了建模和實例分析，得到了上擺臂、下擺臂、中間軸承、導向輪軸承上載荷隨浮動天車位置的變化趨勢。所提供的建模方法可供未來天車升沉補償裝置設計參考。

2) 相對于上、下擺桿等長的設計方案，上擺桿或下擺桿單獨加長均有利于減小擺桿、軸承中的載荷；且下擺桿長度增加對于減小各部件內載荷的效果更加明顯。

3) 上擺桿中的載荷明顯大于下擺桿中的載荷，在浮動天車浮動的全范圍里，上擺桿內載荷最小值約為下擺桿內最大值的兩倍。

圖5 下擺桿長度變化對各關鍵部件受力影響

4) 在擺桿設計時，由于軸承安裝位置限制，上、下擺桿截面抗彎剛度不同，而抗彎剛度和桿長均為影響擺桿受壓穩定性的關鍵參數。擺臂機構可設計為上臂相對短粗、下臂相對細長的結構，可最大程度達到各部件結構應力的均一化，提高材料利用率，減輕設備質量。