海洋鋪管電驅張緊器履帶機構及傳動效率分析

周軍峰，王福山，馬天亮，曹　為

(1.天津市精研工程機械傳動有限公司，天津 300409；2.天津工程機械研究院，天津 300409；3.海洋石油工程股份有限公司，天津 300450)

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海洋鋪管電驅張緊器履帶機構及傳動效率分析

周軍峰1，王福山2，馬天亮1，曹為3

(1.天津市精研工程機械傳動有限公司，天津 300409；2.天津工程機械研究院，天津 300409；3.海洋石油工程股份有限公司，天津 300450)

張緊器在海洋鋪管作業中起到重要作用。以臍帶纜安裝系統及關鍵部件(張緊器)為研究對象，主要研究了履帶裝置的驅動系統、履帶懸浮機構和接觸墊塊，給出了接觸墊塊應具備的4方面特性。分析了影響張緊器履帶裝置傳動效率的因素，對履帶傳動效率進行試驗數據對比研究，為張緊器的優化設計提供理論基礎。

鋪管船；張緊器；傳動裝置；效率

在深水油氣開發中，海洋鋪管作業越來越多，重要性日益突出。鋪管張緊器是海洋鋪管作業的專業裝備，在鋪設管線(例如石油管道、臍帶纜等)過程中起到重要的作用，是管道鋪設系統的核心部分之一。其主要作用是夾持管道，并能在鋪設過程中以一定的速度均勻收、放纜線。在鋪管船停止時，張緊器還能控制管線張力，使得鋪管船在波動或是風浪的作用下，管線的張力能保持在允許值，避免管線超過許用應力而破壞。

張緊器按傳動的履帶數量和履帶布置形式分為兩履帶垂直張緊器、兩履帶水平張緊器、三履帶和四履帶對稱布置張緊器[1]。在同等履帶夾持力的情況下，履帶數越多，管線在鋪設過程中的受力越均勻，不易使管線變形。但是，由于管線整體直徑不均，直徑小的部位，其夾持力不夠，導致鋪設張力減小；直徑大的部位，管線局部夾緊力增大，對管線有一定的損傷。本文以研制的張力為850 kN的四履帶張緊器為研究對象，如圖1所示，對其結構和傳動效率進行分析。

圖1　四履帶張緊器

1　張緊器履帶機構總成的設計

履帶機構總成(如圖2所示)是張緊器的核心部件，直接影響張緊器的工作能力。由圖2知，驅動總成的電機驅動減速機、鏈輪，傳動鏈軌及履帶。引導輪起導向定位、履帶預緊作用，中間履帶框架及懸浮裝置起支撐作用。履帶預緊機構采用螺桿、螺母支撐引導輪，根據鏈軌預緊力進行人工調整。

1—驅動總成；2—接觸墊塊；3—鏈軌；4—履帶懸浮機構；5—引導輪總成；6—履帶預緊機構；7—夾緊液壓缸； 8—履帶框架。

張緊器的鏈軌采用推土機行走系統的鏈軌，根據經驗，鏈軌的斷裂拉力應是履帶最大牽引力的2～3倍[2]。

張緊器額定張力為850 kN，考慮鏈軌的安全系數為1.5倍，選取的鏈軌的允許拉力應大于318.75 kN。參考表1所示，選節距為215.9 mm的鏈軌。

表1　鏈軌參數

1.1主要參數計算

張緊器最大鋪設速度v=20 m/min，驅動鏈輪齒數為Z=25，其分度圓直徑為D=868.55 mm，張緊器每條鏈軌提供拉力為F=212.5 kN。根據上述參數計算出張緊器每條履帶的驅動轉矩和驅動功率。

計算驅動轉矩T：

計算驅動功率P：

式中：n為機械效率，取0.8。

1.2履帶懸浮機構

履帶懸浮機構是指液壓缸作用支重輪支撐履帶，在蓄能器和控制系統的作用下保持液壓缸推力恒定，緩和因管線直徑誤差變化時產生的壓力波動，保持管線始終承受均衡的壓力。結構如圖3。

1—滾輪；2—導向滑板；3—搖臂；4—搖臂支撐座；5—液壓缸；6—滾輪支座。

履帶懸浮機構采用液壓缸頂升的方式，液壓缸只提供支撐力，并與搖臂組成三角結構而支撐滾輪，滾輪支座、液壓缸與搖臂為一點支撐，滾輪支座可繞連接軸旋轉，根據管線直徑的變化而變化，實現接觸力的均衡。

1.3接觸墊塊

接觸墊塊直接與管線接觸，其作用是將履帶上的壓緊力均勻分布在管線上，能夠產生較大的摩擦阻力，以夾持管線或拖動管線，避免管線表面保護層的機械損傷。結構如圖4。

1—接觸墊塊；2—墊塊座；3—連接軸。

接觸墊塊應具備以下特性：

1)高強度。張緊器處于工作狀態時，每塊接觸墊塊承受61.6 kN工作壓力，且接觸墊塊與管道處于相對運動狀態，這就要求接觸墊塊具有高的抗壓與抗剪切強度。

2)高摩擦因數。由于海洋敷管船隨時經受著風、浪、潮的作用，其上下、左右的不規則震蕩會造成管道與接觸墊塊的不規則、不均勻受力。因此，接觸墊塊與管道表面應具有高的摩擦因數，是保證張緊器有效工作及安全施工的關鍵。如果摩擦因數不足或變化較大，一旦造成管道滑脫并引發生產安全事故，其經濟損失是難以估量的。

3)適當的硬度。由于接觸墊塊與管道直接接觸，且兩者處于相對運動狀態。接觸墊塊硬度過大，會對管道及其保護層產生硬壓傷或劃傷，甚至造成管道破損。硬度過小，設備運行中接觸墊塊的磨損量就會增大，從而導致接觸墊塊使用壽命縮短，增加使用成本，頻繁更換接觸墊塊還會影響施工進度，降低生產效率。

4)恰當的塑性變形能力和彈性。恰當的塑性變形能力和彈性是防止接觸墊塊發生脆性破壞以及塑性變形后恢復原狀的基礎。塑性變形能力太差，接觸墊塊很容易在突然受力或應力分布不均勻時發生脆性破裂，危及張緊器運行安全。彈性太小，一旦接觸墊塊發生受力變形，它將無法恢復其原狀，從而影響接觸墊塊與管道的接觸吻合度，進而降低張緊器的工作效率。塑性變形能力及彈性太強，張緊器施加到接觸墊塊上的壓力很容易通過塑性形變而損失，或產生較大的波動，從而降低接觸墊塊對管道的夾緊力，容易造成管道滑脫。

接觸墊塊采用橡膠-塑料-礦物填料復合型材料，與管線接觸面積為170 mm×70 mm，表面邵氏硬度92～95 HA。最大正壓力5.18 MPa時，最小靜摩擦因數為0.153。

2　張緊器驅動系統傳動效率試驗研究

張緊器驅動系統是把電機的輸出轉矩傳到驅動輪上，轉變為管線的驅動力，同時把電機的輸出轉速轉變為管線的移動速度。另外，履帶機構總成還要支撐管線的重力，對管線產生夾緊壓力。

2.1驅動系統運動學分析

張緊器工作時，履帶對管線接觸段產生的反作用力推動管線運動。履帶由若干個具有一定長度的接觸墊塊和鏈軌組成，當其在水平方向等速直線運動時，若管線與接觸墊塊板沒有相對滑動時，則張緊器的運動速度為理論速度。履帶上相應位置上的相對運動速度vx的大小為：

vx=rkωk=r1ω1=r2ω2

式中 ：ωk、ω1、ω2分別是驅動鏈輪、引導輪和支重輪的角速度；rk、r1、r2分別是驅動鏈輪節圓半徑、引導輪、支重輪的滾動半徑。

當張緊器與管線沒有相對滑動運動時，履帶上任何一點的牽連運動都與該點的相對運動速度大小相等。其理論行駛速度vT可以表示為：

vT=kkωk

然而，由于履帶是由鏈軌和接觸墊塊組合而成的，因此其速度具有波動性，驅動鏈輪的節圓半徑rk可表示為：

式中：Zk為圍繞驅動鏈輪的一周接觸墊塊數目；lk為接觸墊塊節距。

2.2驅動系統運動阻力分析

履帶運動阻力F0由履帶機構總成運動時各構件的內部摩擦力F1和使接觸墊板變形時消耗的力F2兩部分構成。

2.2.1履帶機構總成的內部摩擦阻力F1[3]

履帶機構總成的內部摩擦阻力主要是由四輪一帶的摩擦力構成。假設t為鏈軌節距，則鏈軌緊邊纏繞過驅動輪1圈時，鏈軌銷子與銷子套之間的摩擦阻力F1J可表示為：

同時，該摩擦力還出現在其他3處卷繞履帶處，此時其鏈軌之間的拉力為松邊拉力，可以表示為：

式中：FJ為鏈軌緊邊拉力；μ1為鏈軌銷與銷套之間的摩擦因數；d1為鏈軌銷子直徑；FS為鏈軌松邊拉力，FS≈(0.1～0.5)FJ。

綜上所述，當行走系統前進時，鏈軌間的內部摩擦阻力為：

支重輪的摩擦阻力由支重輪與鏈軌接觸滾動產生的摩擦阻力和支重輪與輪軸間的摩擦阻力兩部分構成。摩擦阻力為：

式中：Q為支重輪上的作用力；D2為支重輪外徑；d2為支重輪軸半徑；f為支重輪與鏈軌間滾動阻力系數；μ2為支重輪與輪軸間的摩擦因數。

驅動輪與輪軸處的摩擦阻力：

式中：D3為驅動輪節圓直徑；d3為驅動輪軸徑；μ3為驅動輪軸徑與軸承間的摩擦因數。

綜上所述，行走系統前進時，履帶內部摩擦阻力為：

F1=F11+F12+F13=

2.2.2接觸墊板變形阻力F2

接觸墊板與管線作用，會引起接觸墊板的變形。其變形越大，其阻力也越大，則接觸墊板變形阻力為：

F2=pbh

式中：b為接觸墊板與管線接觸寬度；p為接觸墊板對管線的單位面積壓力；h為接觸墊板沉陷深度。

2.3夾緊力對驅動系統效率影響

驅動系統效率除受到機械設計因素影響外，夾緊力是影響驅動系統運動阻力主要因素，對張緊器張力輸出具有極其重要作用。因此，通過試驗數據量化夾緊力與驅動系統輸出張力的關系，對張緊器進一步優化設計奠定了基礎。

管線不受拉力的情況下，通過測量驅動阻力，換算非負載狀態下的機械損失效率，從而研究夾緊力對驅動系統效率的影響。圖5為外力不變時，不同履帶夾緊力與驅動系統機械損失效率試驗曲線，可知最大夾緊力時的機械損失效率達到21%，驅動系統機械損失效率隨夾緊力的增加呈線性增長。

圖5　履帶夾緊力與驅動系統機械損失試驗曲線

3　結論

1)張緊器驅動系統傳動效率主要由主驅動系統，鏈傳動系統和接觸墊塊變形共同影響。

2)設計了履帶懸浮結構，在蓄能器和控制系統作用下，保證管線直徑變化的情況下，保持管線始終承受均衡的壓力。提出了接觸墊塊設計時應注意的4種特性，通過提高接觸墊塊特性而減少夾緊力，從而提高傳動效率。

3)試驗數據表明，除機械傳動影響外，可通過設計新型接觸墊塊而減小管線夾緊力，保證接觸墊塊適當的硬度下，提高摩擦因數和強度，提高傳動效率。

4)當前存在的問題主要在于新型墊塊方面設計，應該通過多次試驗，進行對比研究，分析其他方面影響。可多運用滾動軸承和潤滑系統，減少摩擦因數。

5)今后主要的研究方向為減小機械傳動摩擦，增加管線接觸摩擦。設計新型接觸墊塊或新型接觸方式為主要研究方向。

[1]王文明，張仕民，徐克彬，等.海洋臍帶纜張緊器總體方案設計[J].石油礦場機械，2013，42(5)：42-46.

[2]龔計劃，鄧斌．小型挖掘機履帶行走裝置參數的合理確定[J]．建筑機械化，2010(1) ：44-47.

[3]孔德文，趙克利，許寧生，等．液壓挖掘機[M]．北京：化學工業出版社，2007：54-54.

[4]陳棟.海底鋪纜用四履帶張緊器設計[J].機械工程與自動化，2014(3) ：100-104.

Research on Track Unit and Transmission Efficiency of the Pipe Vessel Electric Driven Tensioner

ZHOU Junfeng1，WANG Fushan2，MA Tianliang1，CAO Wei3

(1.Tianjin Jingyan Construction Machinery Transmission Co.，Ltd.，Tianjin 300409，China；2.Tianjin Research Institute of Construction Machinery，Tianjin 300409，China；3.Offshore Oil Engineering Co.，Ltd.，Tianjin 300450，China)

Subsea oil and gas field development has brilliant application prospect which had brought in remarkable economic efficiency worldwide，while our country is far behind advanced countries and there is a technical gap to be filled.This paper takes umbilical cable assembly system and key component (tensioner) as object of study to respectively discuss tensioner track unit and driving system transmission efficiency.It mainly discusses track unit driving system，track suspension mechanism and contact pad design，The 4 aspects of the contact pad should be given.Through analyzes the reason of tensioner track unit transmission efficiency loss and makes comparative analysis on test data of track transmission efficiency，which provides fundamental basis to tensioner optimization design.

pipe-laying barge；tensioner；transmission device；efficiency

1001-3482(2016)05-0020-04

2015-11-23

國家科技重大專項“臍帶纜安裝系統關鍵部件(A&R絞車)研制”(2011ZX05056-003-07)；天津市科技計劃項目“恒張力控制技術研究與裝備產業化”(14ZCDZGX00069)

周軍峰(1981-)，男，吉林東豐人，高級工程師，碩士研究生，2007年畢業于吉林大學機械設計及理論專業，現從事海洋石油工程裝備研制，E-mail：jun81_feng@163.com。

TE952

A

10.3969/j.issn.1001-3482.2016.05.004