深水鋪纜船張緊器夾緊缸液壓同步控制系統設計與仿真

陳翠和，鐘朝廷，萬箭波，張 濤，劉冬冬

(1.宜春學院，江西宜春 336000;2.海洋石油工程股份有限公司，天津 300451;3.天津市精研工程機械傳動有限公司，天津 300451)

深水鋪纜船張緊器夾緊缸液壓同步控制系統設計與仿真

陳翠和1，鐘朝廷2，萬箭波3，張 濤2，劉冬冬2

(1.宜春學院，江西宜春 336000;2.海洋石油工程股份有限公司，天津 300451;3.天津市精研工程機械傳動有限公司，天津 300451)

張緊器是深水鋪纜船上的關鍵作業裝備。由于結構的不對稱性，在不加控制的情況下，兩個夾緊缸在運動過程中會產生不同步，從而造成系統過大的作用力和/或強烈振動而破壞機構。介紹鋪纜張緊器及其夾緊系統工作原理，設計夾緊缸同步液壓控制系統并進行了仿真，驗證系統設計的可行性，為鋪纜張緊器的設計與調試提供了有價值的參考。

張緊器;電纜鋪設;同步控制;液壓缸;深水鋪纜船

張緊器是深水鋪管與鋪纜船上的關鍵作業裝備，長期以來一直依賴進口。隨著我國海洋開發的快速發展，對該設備的需求大大增加，為該設備的國產化提供了市場條件。十一五“863”項目“深水海底管道鋪設技術”提出了張緊器國產化目標，“863”項目組從總體方案、結構設計、控制系統設計等方面進行了系統研究［1-4］，完成了大噸位深水鋪管張緊器的設計，在此基礎上，研制了一臺15 t張緊器原理樣機，以驗證其技術的可行性。結合工程需求，15 t張緊器原理樣機結合了鋪管張緊器和鋪纜張緊器特點，可以進行6″～10″的鋼管鋪設，也能進行Φ25～254 mm的電纜鋪設，并以鋪纜作為主要作業類型。

鋪纜張緊器的作用一是夾持電纜，為電纜提供張力，使電纜不會滑入海中;二是在船舶移動過程中，實現電纜收放速度可控，并且能夠根據電纜張力的變化自動收緊或放出電纜，維持電纜張力在允許范圍內，在防止電纜拉斷的同時，將電纜順利鋪設到預定的海底路由上。

圖1 張緊器總體結構Fig.1 The overall structure of tensioner

15 t鋪纜張緊器主要由上履帶總成、下履帶總成、底座、支架、導軌及液壓機構等組成，見圖1。上履帶總成通過其兩塊側板上安裝的滾輪與導軌連接，滾輪分布在導軌的左右兩側。在左右兩個夾緊缸驅動下，上履帶總成可以沿著支架上的導軌上下移動，并通過兩個導軌來校正上履帶總成的上下運動軌跡，防止夾緊缸受到破壞。上履帶總成與下履帶總成上裝有液壓驅動的壓力均布滾輪系統，可以將壓力均勻地分布在電纜上。履帶上安裝有聚安脂墊塊，可以增加與電纜間的摩擦力，防止打滑。

15 t鋪纜張緊器的上下兩個履帶采用變頻電機驅動，其質量相對中心面，在左右分布很不對稱(以下稱x方向不對稱)，如果不采取措施，其左右兩個夾緊缸的運動將會嚴重不同步，這種不同步可能造成系統強烈振動和/或過大的作用力而破壞機構，因此，夾緊缸同步問題就變得非常關鍵。

文獻［5-6］對大噸位深水鋪管張緊器夾緊缸同步控制問題進行了研究，得出了有益的結論。針對15 t張緊器原理樣機的特點，設計了夾緊缸同步液壓控制系統，并使用AMESIM對同步控制問題進行了進一步的研究，驗證了系統設計的可行性，為國產化工程樣機的設計與調試提供了有價值的參考。

1 鋪纜張緊器夾緊系統工作原理

需要夾緊電纜時，先由夾緊液壓缸驅動上履帶總成沿導軌快速下降，在履帶與電纜接觸后，改為慢速夾緊工進，在達到設定的夾緊力后停止驅動夾緊液壓缸并保壓。需要松開電纜時，先對系統卸荷，隨后，由夾緊缸驅動上履帶總成快速上行。

由夾緊機構工作原理，夾緊工作可以分為五個階段:上履帶總成快速下行、夾緊慢速工進、夾緊保壓、松開卸荷以及上履帶總成快速上行。

2 夾緊缸液壓同步回路設計

根據以上要求，設計的夾緊液壓回路如圖2所示。系統采用兩種工作壓力，低壓(65 bar)用于提供上履帶總成的快速上、下行所需的液壓動力，高壓(180 bar)用于提供將電纜夾緊時所需的液壓動力。上履帶總成通過兩個液壓缸1驅動。為了使上履帶總成在上下行運動過程中可以隨時停止在任意高度，以方便維護，同時使上履帶總成運行平穩，在回路中設置了一個平衡閥5提供背壓;換向閥3實現上履帶總成上行、停止、下行的換向動作;電磁閥7流量較小，用于上履帶總成夾緊工進;電磁閥8用于系統卸荷;溢流閥9起安全溢流作用。

圖2 夾緊缸液壓同步控制回路Fig.2 Hydraulic loop of synchronization control for the clamping cylinders

工作原理為:換向閥3處于左位時，上履帶總成快速下行，此時系統工作在低壓;當履帶接觸到電纜后，將換向閥切換到中位，改為小流量電磁閥7提供壓力油使上履帶總成工作在夾緊慢速工進狀態，同時，系統壓力被轉換為高壓用于夾緊電纜。在夾緊電纜工進過程中，蓄能器同時充壓。達到設定的夾緊力后，電磁閥7切換到右位，停止供油;夾緊后，由蓄能器保壓，如果由于泄漏導致壓力下降到設定值時，電磁閥7再次動作給系統補油;需要松開電纜時，電磁閥8動作，系統開始卸荷;卸荷完成后，換向閥3切換到右位，在低壓下上履帶總成開始快速上行。

由于上履帶總成上安裝的驅動輪、驅動電機、減速箱等原因，上履帶總成的質量在沿x方向(即圖1中從左至右的水平方向，下同)上的分布相對其中心面并不對稱，導致兩個夾緊缸的活塞運動可能不同步。雖然左右兩個導軌具備一定的機械同步能力，但是，這種機械剛性同步的精度比較低，運動的平穩性比較差［7］，加上本系統的負載重(上履帶總成重達7.7 t)，工作壓力較大，在不同步的情況下，滾輪與導軌之間可能產生過大的作用力甚至發生系統強烈振動的情況，對機構產生強大的破壞作用，因此，必須采取更有效的夾緊缸同步控制措施。

對于液壓缸同步控制，經常采用的同步控制元件有三種:分流集流閥、液壓伺服閥和比例節流閥。應用分流集流閥的同步系統的優勢在于成本低，不足在于控制精度較低;而伺服控制的優點在于精度高，但是成本也很高;比例節流閥則綜合了分流閥和伺服閥的各自優勢，即價格較低，控制精度較高，是性價比較高的一種元件［8］。

綜合考慮成本與控制精度等各方面因素，選擇比例節流閥作為控制元件。為了進一步降低控制的復雜性，在系統中僅采用了一個比例節流閥4對單個油缸回路進行控制來實現兩個夾緊缸的同步，并采樣液壓缸有桿腔進油管路上的壓力作為反饋控制信號。

取上履帶總成快速上下行的系統工作壓力P=6.5 MPa，夾緊缸缸徑D=0.125 m，桿徑d=0.075 m，行程L=0.4 m，上履帶總成下行時間為t=5 s，則系統流量:

液壓缸型號選為125/70-680，平衡閥型號選為1CE35F6T35S5，換向閥3的型號選取為4WE6J31/DAG24N9。

為了驗證設計的液壓回路的合理性，利用AMESIM軟件對液壓夾緊控制系統的同步特性進行仿真。

3 夾緊缸同步控制仿真模型

由于上履帶總成采用滾輪與導軌連接，建模過程中忽略上履帶總成上下行過種中的摩擦阻力。考慮到這里的目的主要是驗證夾緊缸的同步控制方案是否有效，而且，夾緊缸不同步問題主要是履帶總成的質量在沿x方向上的分布并不對稱原因造成，因此，仿真時忽略液壓管路的沿程壓力損失，各種閥體的局部壓力損失取系統默認值。另外，由上履帶總成的結構不對稱所造成的兩夾緊缸不同步程度遠遠大于液壓元件泄漏量的不同所產生的影響，因此，忽略各液壓元件的泄漏情況。

夾緊機構模型如3所示。其中，上履帶總成模型采用了6端口平面運動機構(PLMBOD06)，滾輪與導軌之間的相互作用采用接觸模型(LSTP00A)，圖中的四個接觸模型分別對應四個滾輪與導軌之間的作用。由于滾輪與導軌接觸僅在上履帶總成有x方向位移時才發生，因此，模型中用到了位移傳感器，且只取x方向的位移數據，接觸力模型所產生的反作用力也以Fx分量與系統耦合。夾緊缸使用的是千斤頂模型(PLMJ00)。圖中的常量k=0。

圖3 夾緊機構模型Fig.3 Clamping mechanism model of tensioner

圖4 夾緊缸同步控制液壓回路模型Fig.4 The model of hydraulic control loop

夾緊缸同步液壓控制系統模型如圖4所示。模型中，兩個夾緊缸有桿端的管道壓力被采樣，用作同步控制的反饋信號。控制算法是工業界廣泛采用的PID算法。在PID控制器之前，用了一個函數(以下稱為預處理函數)對反饋信號進行預處理。PID控制器的輸出送入下一個處理函數(以下稱為后處理函數)和限幅模型(取值范圍為0～1)。由于僅考察上履帶總成中上下行過程中兩個夾緊缸的同步問題，因此，液壓回路中用于夾緊工進的電磁閥7和用于系統卸荷的電磁閥8沒有建立對應模型。

4 仿真過程與結果分析

為確定系統特性，對上履帶總成下行和上行的同步情況分別進行了仿真，共分為4種情況。

1)上履帶總成下行，滾輪與導軌間無運動間隙，兩個節流閥取相同流量，純機械同步控制下的系統特性

參數設置:接觸模型gap=0 mm，兩個節流閥流量q=16 L/min，比例節流閥輸入信號sig=1(后處理函數f(x)=1)，換向閥輸入信號sig=40。

圖5表明，上履帶總成經過約4.8 s下行到達最底部。

從圖6與圖7可以看到，在換向閥開啟瞬間，左上角與左下角的滾輪與導輪之間均產生了很大的沖擊力，分別達到9.03 kN和7.7 kN，表明在閥開啟的時候系統可能產生振動破壞，因此，滾輪與導輪之間應有一定的運動間隙。對于鋪纜張緊器這種非精密機械來說，2～3 mm的間隙是允許的。系統穩定后，上履帶總成在導軌的機械剛性同步下快速下行，此時左上角滾輪與導軌的接觸力恒為10.3 kN，如此大的單側作用力對系統結構也會產生很大的破壞作用，因此，由于大負載作用，不能僅依賴導軌的機械同步，需要采取更好的同步措施才能保證系統結構不受到破壞。

另外，從圖6還可以看到，在夾緊缸下行到下限位置的時候，系統也開始產生振動，滾輪與導軌之間出現很大的接觸力。由于夾緊時工作壓力高達180 bar，可以預見這種現象會更嚴重。為此，在夾緊時，換成小流量(如1 L/min)的換向閥給系統加壓并加以適當控制，配合履帶的聚安脂墊塊和壓力均布液壓彈簧的緩沖作用，可以避免這種振動現象。

圖5 夾緊缸活塞位置Fig.5 Piston displacement of the clamping cylinder

圖6 左上角滾輪與導軌接觸力Fig.6 Contact force between the upper left roller and guide rail

2)上履帶總成下行，接觸模型取較大間隙，兩個節流閥取相同流量，無同步(包括機械同步)控制下的系統特性

參數設置:接觸模型gap=8 mm(可以設為更大，只要不產生機械同步即可)，兩個節流閥流量q=16 L/min，比例節流閥輸入信號sig=1(后處理函數f(x)=1)，換向閥輸入信號sig=40。

圖8表明，在沒有干預的情況下(包括機械同步)，由于上履帶總成的偏心問題，兩個夾緊缸出現了很大的不同步，在下行過程中，上履帶總成橫向位移達7.46 mm(圖中1線所示)，兩個夾緊缸的位移差達到28.28 mm(圖中2 線所示)。

從圖9中可以看到，兩個夾緊缸有桿腔壓力差(圖中實線所示)與活塞運動速度之差(放大200倍)(圖中虛線所示)的變化趨勢是一致的，也就是說，兩個夾緊缸有桿腔壓力差能夠反映出兩個夾緊缸不同步的程度，這一結論同樣適用于上履帶總成的上行過程，這也正是以壓力差作為同步控制反饋信號的依據。

3)上履帶總成下行，節流調速同步控制下的系統特性

參數設置:接觸模型gap=2 mm，右邊節流閥標稱流量q=10 L/min;左邊比例節流閥標稱流量q=25 L/min;PID控制器的P=10，I=200;預處理函數f(x)=(x－12.49)/100，后處理函數f(x)=－x;換向閥輸入信號sig=40。

從圖10與圖11可以看到，在開始時刻，比例節流閥開度從1迅速下降到約0.38，約1.3 s后，系統基本進入穩定狀態，上履帶總成開始平穩下行，此時兩個夾緊缸有桿腔的壓力差約為定值12.49 bar(圖11虛線所示)，活塞速度差約為4.4×10－5m/s(圖11實線所示)，兩個夾緊缸幾乎完全同步。兩個夾緊缸同步后，其有桿腔的壓力差是由于上履帶總成在x方向上的質量不對稱引起的。

圖12進一步表明，在上履帶總成從最高點下行到最低點的整個過程，其橫向位移最大約為－0.08 mm(圖中實所示)，滾輪與導軌間不會產生接觸力(滾輪與導軌間隙為2 mm)。兩個夾緊缸的位移差最大約為0.31 mm(圖中虛線所示)，系統達到了良好同步效果。

從圖13可以看到在上履帶下行到終點后，壓力和迅速上升，因此，該壓力和可以用作上履帶總成與電纜是否接觸，需要切換到夾緊工進狀態的判斷依據。

圖7 左下角滾輪與導軌接觸力Fig.7 Contact force between the lower left roller and guide rail

圖8 左上角滾輪x向位移與兩夾緊缸活塞位移差Fig.8 Displacement of the upper left roller in x direction and displacement difference between two pistons of clamping cylinders

圖9 兩個夾緊缸的速度差及有桿腔一側的管道壓力差Fig.9 Velocity difference between two clamping cylinders and pressure difference between two clamping cylinders’rod side

圖10 比例節流閥節流輸入信號(節流孔開度)Fig.10 Input signal of proportion throttle valve

4)上履帶總成上行，節流調速同步控制下的系統特性

參數設置:接觸模型間隙gap=2 mm，右邊節流閥標稱流量q=10 L/min;左邊比例節流閥標稱流量q=25 L/min;PID控制器的P=10，I=200;預處理函數f(x)=x，后處理函數f(x)=－x;換向閥輸入sig=－40，平面運動構plmbod6的O:initial absolute y position=0.9 m。

該仿真用于上履帶總成上行時的同步仿真。圖14表明0.3 s后兩個夾緊缸已開始同步。此時，兩個夾緊缸的活塞速度差和有桿腔壓力差均約為定值0(見圖15)。在上履帶總成從最底部位置上行到最上部位置的整個過程中，上履帶總成x向最大位移為－5.4×10－6m(圖16實線所示)，夾緊缸的活塞位移差約為－2.11×10－6m(圖16虛線所示)，這表明在上行過程中，通過調節節流閥的流量，兩個夾緊缸也達到了良好的同步效果。

圖11 兩夾緊缸活塞速度差與有桿腔管道壓力差Fig.11 Velocity difference between two clamping cylinders’piston and pressure difference between two clamping cylinders’rod side

圖12 左上角滾輪x向位移與兩夾緊缸活塞位移差Fig.12 Displacement of the upper left roller in x direction and displacement difference between two pistons of the clamping cylinders

圖13 兩夾緊缸有桿腔壓力和Fig.13 Pressure sum of two clamping cylinders’rod side

圖14 比例節流閥節流輸入信號(節流孔開度)Fig.14 Input signal of proportion throttle valve

圖15 兩個夾緊缸的活塞速度差和有桿腔管道壓力差Fig.15 Velocity difference between two clamping cylinders’piston and pressure difference between two clamping cylinders’rod side

圖16 左上角滾輪x向位移與兩夾緊缸活塞位移差Fig.16 Displacement of the upper left roller in x direction and displacement difference between two pistons of clamping cylinders

5 結語

根據仿真結果，得到如下結論，為鋪纜張緊器夾緊缸同步控制系統的設計與工程樣機調試起到了很好的指導作用:

1)由于上履帶總成在x向重量的不對稱，在沒有同步控制的情況下，滾輪與導軌之間將產生很大的作用力甚至出現強烈振動，對系統造成強力破壞。

2)滾輪與導軌間應有一定的運動間隙(2～3 mm)，否則，系統在換向閥開啟瞬間將會產生強烈的振動而破壞(振動現象在工程樣機中得到驗證)。

3)在滾輪與導軌有一定運動間隙的情況下，兩個夾緊缸有桿腔之間的壓差可以有效地反映出夾緊缸的不同步程度，因此，可用作同步控制的反饋信號。

4)夾緊缸有桿腔的壓力(或壓力和)信號可用于判斷上履帶總成下降過程中是否與電纜接觸，從而使系統切換到夾緊工進的工作狀態。

5)采用一個比例節流閥和兩個壓力傳感器，利用PID算法，在上履帶總成上行與下行過程中，都可以實現兩個夾緊缸的良好同步。

［1］孫 亮，張仕民，林 立，等.海洋鋪管船用張緊器的總體設計［J］.石油機械，2008，36(8):36-40.

［2］孫 亮，張仕民，樊文斌，等.海洋鋪管船用張緊器的履帶板設計與分析［J］.石油機械，2008，36(10):72-74.

［3］曾 鳴，孫 亮，鐘朝廷，等.海洋鋪管船用張緊器內懸架的設計與分析［J］.石油礦場機械，2010(6):32-35.

［4］房曉明，王曉波，鐘朝廷，等.張緊器主框架動態特性分析［J］.機電工程技術，2011，40(7):58-62.

［5］張俊亮 曾 鳴，劉文利，等.基于PID神徑網絡集成控制的張緊器液壓夾緊缸同步控制策略［J］.機床與液壓，2010，30(7):7-10.

［6］張俊亮，劉文利，陳翠和，等.深水鋪管船用張緊器液壓夾緊系統建模與仿真［J］.系統仿真學報，2010，22(2):521-527.

［7］劉欣科.液壓支架試驗臺調高控制系統的研究［J］.煤炭科學技術，2007，35(9):62-65.

［8］安維勝，田懷文，楊 苗.水壓雙缸同步控制的仿真研究［J］.機床與液壓，2004(10):99-101.

Simulation and design for the hydraulic synchronization control system of clamping cylinders of tensioner on deep water cable-laying vessel

CHEN Cui-he1，ZHONG Chao-ting2，WAN Jian-bo3，ZHANG Tao2，LIU Dong-dong2
(1.Yichun University，Yichun 336000，China;2.Offshore Oil Engineering Co.，Ltd.，Tianjin 300451，China;3.Tianjin Jingyan Construction Machinery Transmission Co.，Ltd.，Tianjin 300451，China)

Tensioner is a key equipment on the deep water cable-laying vessel.The mechanism system would be destructed by the huge forces and/or severe vibration induced by the lack of synchronism of the two clamping hydraulic cylinders movement.In this paper，the operation principle of the cable-laying tensioner and its clamping system is introduced.The synchronization hydraulic control system of the two clamping cylinders is designed and simulated.The simulation results verify its feasibility，providing valuable references to design and commissioning activities for the tensioner.

tensioner;cable laying;synchro control;hydraulic cylinder;deep water cable-laying vessel

TE938

A

1005-9865(2012)04-0137-07

2011-11-22

國家“十一五”863資助項目(2006AA09A105)

陳翠和(1974－)，男，江西宜春人，工程師，主要從事海洋石油裝備機電控制方面的研究。E-mail:xinsnd@163.com