海上平臺用錨機止鏈器運動和受力分析＊

王 芳，趙 健，韓李萍

（蘭州蘭石石油裝備工程股份有限公司，甘肅 蘭州 730314）

止鏈器是海上浮式平臺錨泊的關鍵設備，每根錨鏈應配備止鏈器用于止住或夾住錨鏈，承受錨鏈拉力，將系泊荷載傳遞至船體結構上，使錨機處于不受力狀態[1-4]。某海上半潛式平臺共4臺錨機，分別位于主甲板的4個角落。每臺錨機配備2臺具有應急釋放能力的可折疊式止鏈器，安裝于平臺的樁腿上，用于錨鏈的制動。錨機采用液壓控制系統，既能滿足止鏈器正常工況下的開合，也能滿足緊急工況時的應急釋放。經調研發現，應急釋放時部分關鍵零部件易發生變形、損壞的現象。該類止鏈器為進口產品，結構較復雜，相關研究資料非常少。在維修和產品優化升級時，無理論方法支持。為了確保產品安全可靠，在充分理解止鏈器的連接傳動及工作工況的基礎上，對該型式止鏈器結構進行改進，并對改進后的止鏈器總結了一套新的分析方法。

1 止鏈器的結構型式

原止鏈器主要由底座、機架、制動臂、棘爪、擺動液缸、伸縮液缸、伸縮液缸活塞桿鎖緊裝置、張力檢測裝置、液壓驅動系統和電氣控制系統等組成。

底座通過底平面及地腳螺栓安裝到樁腿基座上，在底座下方設計有止推塊；機架上方設置有方形導鏈孔，底部設有導鏈槽供錨鏈通過；擺動液缸通過曲柄驅動樞軸，使制動臂與樞軸共同轉動；伸縮液缸安裝在制動臂背部，由伸縮液缸、連接板、鉸鏈和左右關節組成；伸縮液缸為彈簧液缸，常態下兩關節的鉸接點過死點，活塞桿鎖緊裝置將伸縮液缸活塞桿進行鎖緊，并與彈簧共同作用保證活塞桿伸出；棘爪通過伸縮液缸裝置與制動臂連接，棘爪頭部按照錨鏈豎鏈的外形進行加工[5]，使棘爪能夠與錨鏈良好嚙合。

在制動狀態下，伸縮液缸活塞桿處于伸出狀態，兩關節的鉸點過死點。此時，伸縮液缸活塞桿若要縮回，需克服非常大的阻力來沖破死點。因此，伸縮液缸活塞桿鎖緊裝置就屬于非必要的冗余結構。經過計算后，優化了這部分結構。

對優化后的止鏈器建立了三維模型，如圖1所示，在三維環境中模擬零件裝配關系，并進行干涉檢查。

圖1 止鏈器關鍵零部件及連接傳動

2 止鏈器的運動分析

將三維模型導入仿真軟件中進行運動仿真。模擬液缸及錨鏈在給定速度時的運動及干涉情況。

2.1 止鏈器正常開合

底座和機架作為基體；機架與曲柄之間設置轉動副；曲柄、制動臂、伸縮液缸和棘爪設為一體，在擺動液缸的驅動下整體擺動，并設置錨鏈的速度為V1。

止鏈器需要正常打開時，啟動錨機使錨鏈上提，同時擺動液缸活塞桿以速度V2伸出驅動曲柄，對應制動臂和棘爪以轉速ω1整體反轉打開，實現止鏈器正常打開，如圖2（a）所示。完成正常打開后，擺動液缸活塞桿繼續伸出，為錨鏈讓出運動空間。

止鏈器需要正常合上時，錨機上提錨鏈，使被制動的鏈節位于制動位置上方，同時保證下方的鏈節不與棘爪干涉。擺動液缸活塞桿以速度V3縮回，制動臂和棘爪整體正轉到位后，錨機下放錨鏈，使棘爪與鏈節嚙合，實現止鏈器制動后錨機剎車。

2.2 止鏈器應急釋放

在遇到緊急工況時，錨機來不及上提錨鏈，就需要止鏈器緊急打開。此時，伸縮液缸活塞桿縮回，使兩關節的鉸點沖破死點，擺動液缸活塞桿配合伸出。

在制動狀態下，伸縮液缸保持伸出不動，使得兩關節間的銷軸在死點外D1的距離。在應急釋放時，伸縮液缸帶動該銷軸縮回至死點內D1的距離。這個過程中，其他零件位置保持不變，這就要求連接兩關節的三個銷軸設計合適的尺寸鏈，而該小間隙的變化在仿真軟件中無法仿真。

為了仿真得以進行且不改變主要仿真運動結果，此仿真模擬直接將左右關節間的銷軸設定在至死點內D1的距離；不導入底座和機架，鉸鏈作為基體；制動臂與鉸鏈之間、棘爪與鉸鏈之間設置轉動副；棘爪與左關節之間、制動臂與右關節之間設置轉動副；左右關節之間設置鉸接；設定棘爪和制動臂各自的轉速ω1、ω2（通過仿真結果即可得出兩液缸活塞桿的伸縮速度V3、V4）。在仿真運動過程中，注意觀察關節與棘爪、棘爪與錨鏈是否存在干涉，并根據干涉情況調整ω1和ω2。棘爪與錨鏈脫離后，如圖2（b）所示，伸縮液缸停止動作，擺動液缸活塞桿繼續伸出，讓出錨鏈下放和起錨的空間。

圖2 運動仿真模型

按實際工作工況，模擬了兩種運動仿真，對兩液缸的運動速度進行反復調整，直至各零件之間、棘爪與錨鏈之間均不存在干涉為止，充分證明該止鏈器能夠實現應急釋放功能。

3 止鏈器靜力學分析

完成結構設計和三維模型后，通過Ansys Workbench軟件對止鏈器關鍵零部件進行仿真分析計算。按照實際連接傳動和受載，處理模型、設定邊界條件并加載最大拉力載荷。

3.1 載荷的分析

鏈條通過導鏈槽和棘爪固定到機架上，將拉力傳遞給二者。根據圖解，已知棘爪的支撐力沿樞軸的圓心和上鏈節下部內圓型心的連線方向，且下鏈節截面圓圓心也位于這條連線上。棘爪受力與水平方向的夾角為α，上鏈節處于傾斜狀態。

以上鏈節為研究對象，力的作用點簡化至上鏈節下部內圓型中心上。只受到棘爪的支撐力F3和下鏈節的斜拉力F2。根據二力平衡條件，二力應該大小相等，方向相反，且作用在同一條直線上[6]，受力分析如圖3（a）所示。

圖3 止鏈器受力分析

以下鏈節為研究對象，力的作用點簡化至下鏈節截面圓圓心上。受到其下端錨鏈豎直向下的拉力載荷F1，導鏈槽對其水平向右的支撐力F5，上鏈節對其斜向上的支撐力F4，受力分析如圖3（b）所示。通過以上分析得出，上鏈節雖處于傾斜狀態，但并未與導鏈槽接觸，有效地阻止了錨鏈將拉力載荷傳遞至該薄弱區域。

鏈條給止鏈器的最大設計拉力F1，棘爪受力與水平方向的夾角α；

棘爪承受的載荷F6與棘爪對鏈條的支撐力F3大小相等，方向相反；

棘爪的支撐力F3和下鏈節的斜拉力F2大小相等，方向相反；

下鏈節對上鏈節的斜拉力F2與上鏈節對下鏈節斜向上的支撐力F4大小相等，方向相反；

因此，棘爪承受的載荷F6與F4大小相等，方向相反，棘爪承受的載荷可用公式（1）計算：

機架導鏈槽承受的載荷F7與導鏈槽對下鏈節水平向右的支撐力F5大小相等，方向相反，機架導鏈槽承受的載荷F，可用公式（2）計算：

3.2 關鍵零部件的有限元分析

（1）模型處理。在有限元分析中，首先定義各個部件的材料參數和單元類型，計算選取止鏈器整體結構，略去了非主承載結構。使用實體模型建模計算，網格劃分以六面體為主。

（2）邊界條件及載荷加載。止鏈器底座施加Z方向和X方向的位移約束，并約束底座底端-Y軸方向的位移。把上述計算載荷加載到相應位置處，如圖4所示。

圖4 止鏈器載荷加載及邊界條件

3.3 計算結果

根據上述約束設定和加載計算，得到各關鍵零件的應力計算結果，見表1。

表1 關鍵零部件應力計算結果

表1給出了關鍵零件的最大等效應力和結合零件選用材料及厚度的材料性能。依據《海上移動平臺入級規范》組合工況下等效應力安全系數1.11[7]。其中棘爪、機架、制動臂最大等效應力發生在接觸區域表層，小于塑性許用應力，接觸表層以外的其他區域均小于彈性許用應力。其余零部件計算出最大等效應力值均小于材料許用應力值，因此止鏈器關鍵零件強度滿足設計要求。

4 試驗

依照《鋼質海船入級規范》中要求，錨機裝置一般應安裝有效的止鏈器。止鏈器應能承受相當于錨鏈破斷載荷80%的靜拉力，且止鏈器各零件應力應不大于自身材料屈服點的90%。因此，錨鏈破斷載荷80%的靜拉力，即為止鏈器拉力試驗載荷值[8]。

本試驗設計了一套錨鏈的拉力試驗裝置，使用一條2.5 m的錨鏈對止鏈器進行正常開合和應急釋放試驗[9]。模擬正常開合時，錨鏈處于張緊狀態，一端連在左側（導鏈孔側）的液壓千斤頂上，另一端連接在右側液壓千斤頂上，兩千斤頂同向同速向左移動，止鏈器按照正常打開模式進行動作。模擬止鏈器應急釋放時，錨鏈一端連在左側（導鏈孔側）的液壓千斤頂上，另一端連接在右側液壓千斤頂上，中間某一鏈節與棘爪嚙合，且棘爪左側的鏈條處于松弛狀態，為應急釋放預留足夠的長度，右側千斤頂加壓時錨鏈張緊，止鏈器按照應急釋放模式進行動作。

通過試驗，正常打開和應急釋放兩種拉力試驗均成功實現打開止鏈器與鏈條脫離，因此，證明該止鏈器可以對錨鏈可靠制動，也能滿足在遇到緊急工況時應急釋放。

5 結論

通過分析，對止鏈器結構進行了優化；通過運動仿真，模擬了兩液缸之間的運動配合；通過靜力學計算和有限元仿真，分析了止鏈器各關鍵零部件的受力和應力分布狀況。這為折疊式止鏈器以后的維修和結構優化升級提供了分析方法理論支撐，也為國內海上平臺系泊領域提供研究支持。