深水海底管道棄管自動脫扣裝置設計與試驗研究

李 斌，孟祥偉，馬天亮，甘惠良，魏作水，陳建長

1.海洋石油工程股份有限公司，天津 300461

2.天津市精研工程機械傳動有限公司，天津 300409

隨著海洋油氣資源開發的持續深入，海上油氣開采已逐漸向深海環境延伸，因此適用于深海環境下的工程裝備及施工技術引起業界的廣泛關注，尤其是針對深水海底管道鋪設的高效施工技術與裝備更成為關注的焦點[1]。目前，國內鋪管船進行深水海底管道鋪設/棄管作業時，通常采用棄管回收連接裝置：一端，吊點與絞車鋼絲纜連接；另一端，鉤體與海底管道上的棄管封頭鋼絲繩扣連接，通過ROV水下作業，將棄管鋼絲繩扣從棄管回收連接裝置鉤體中脫出[2-4]。由于作業水深及船舶運動等因素的影響，其操作難度大，風險高，且施工效率較低。因此，研發深水海底管道（以下簡稱海管）棄管自動脫扣技術與裝置具有重大價值。

陸上無線遠程自動脫扣技術與產品比較成熟，德國Elebia-Deutschland GmbH&Co.KG擁有設計專利的自動起重機吊鉤，它的底部配有一塊磁鐵，能夠捕捉吊環或吊索。陸上無線遠程自動脫扣裝置通過鋰電池供電驅動電機，電機軸齒輪驅動吊鉤上的被動齒輪做旋轉運動，實現吊扣的開合[5]；受脫鉤機構限制，其最大起重噸位不超過50 t。

水下無線遠程遙控自動脫扣裝置研究很少，自動脫扣裝置在深海中應用時，需要解決水密、水下遠程通訊、控制機理等難題，使得裝置結構更加復雜。通過對國內外該技術領域的調研分析，并結合深水鋪管作業的特點，本文提出了一種新型的深水海管棄管自動脫扣裝置，用于解決施工過程中必須依賴ROV操作的難題，從而節省施工設備資源。

1 自動脫扣裝置原理

深水海管棄管自動脫扣裝置（如圖1）主要組成部分包括：安裝在鉤體內部的連桿機構、驅動裝置和端部密封板，安裝在支撐鋼筒內部的電氣轉換筒、聲吶接收傳感器，鉤體與支撐鋼筒通過連接卡箍連接。聲吶接收傳感器接收脫扣信號，通過電氣轉換筒、端部密封板水密接頭傳輸給驅動裝置；驅動裝置將離子電池電力轉換為液壓動力，驅動連桿機構液壓缸運動。該裝置在水下待機時，驅動裝置處于待機狀態以減小功耗，液壓缸活塞桿伸出，使連桿機構處于初始位置，當水下通信裝置接收到脫扣信號后，實現棄管作業的自動脫扣。

圖1 自動脫扣裝置組成

深水海管棄管自動脫扣裝置鉤體內部設計有凹槽，凹槽內部嵌有自動脫扣液壓驅動連桿機構（如圖2所示），當液壓缸活塞桿回縮時，帶動連桿Ⅱ同時進行直線及繞油缸連接軸旋轉的組合運動，從而帶動連桿Ⅰ進行繞連桿固定軸的旋轉運動，使掛在鉤頭內部的鋼絲繩扣被連桿Ⅰ不斷從鉤頭的溝槽底部向外推出，直至完全將鋼絲繩扣與鉤頭脫開。脫扣作業完成后，施加反向驅動力將液壓油缸活塞桿伸出，使自動脫扣連桿機構復位。因此，連桿機構是脫扣裝置的主要執行機構，是能否實現成功脫扣的最重要部件。

圖2 連桿機構組成

2 連桿機構受力分析

對連桿機構的連桿Ⅰ、連桿Ⅱ及液壓缸活塞桿等主要承載構件進行受力分析，以確定動力源對液壓油缸的驅動力，進而為驅動系統的元件選型和設計提供可靠依據。連桿機構開始脫扣前的復位狀態定為初始位置，脫扣完成后的狀態定為終點位置，連桿機構各狀態位置的參數設定如表1所示。連桿機構的初始位置及終點位置受力簡圖如圖3所示。連桿Ⅰ初始位置及終點位置與豎直方向（即運動方向） 夾角分別為β=49°、β′=165°；連桿Ⅰ初始位置及終點位置與連桿Ⅱ夾角分別為α=34°、α′=163°；連桿Ⅱ初始位置及終點位置與豎直方向夾角分別為 γ=15°、γ′=2°。

表1 連桿機構參數設定

圖3 連桿機構受力簡圖

根據連桿機構受力簡圖，在不考慮連桿機構自重的情況下，根據力矩平衡原理得到如下關系：

根據連桿機構運動軌跡及鋼絲繩扣在鉤板內位置可知，當β≤90°時，外載荷F1完全由連桿機構承擔；當β＞90°時，鋼絲繩扣逐漸沿連桿Ⅰ向鉤板滑動，外載荷F1由連桿機構和鉤板共同承擔。因此，當研究最大受力工況時，只考慮β≤90°時的情況，即 β∈[49°，90°]，此時 α∈[34°，68°]，γ∈[15°，22°]。sin β·cosγ/sinα 值隨β角的變化趨勢圖如圖4所示。由圖可知，sin β·cosγ/sinα值隨β角增加而逐漸減小，當β=49°時，sinβ·cosγ/sinα值最大為 1.304，此時液壓油缸驅動力也最大，即F3，max=1.304F1。

圖 4 sinβ·cosγ/sinα 值隨 β角變化趨勢

3 連桿機構脫扣試驗及載荷分析

為驗證深水海管棄管自動脫扣裝置連桿機構的脫扣效果，制造了一套簡化的試驗原理樣機，對此機構的工作效果進行驗證，如圖5所示。試驗裝置垂直起吊后保持自由狀態，此時底部鉤體基本保持垂直狀態，試驗過程中整體結構允許有輕微自由晃動或傾斜。無載荷試驗時，分鋼絲繩扣在鉤體前部和后部兩種工況分別進行脫扣試驗；帶載試驗時，將鋼絲繩扣一端掛進鉤體，繩扣另一端懸掛外載荷配重分別為1 270、4 500、5 980、9 200 N。在上述三種工況下分別進行脫扣試驗，試驗過程如圖6所示，試驗數據記錄在表2中。

表2 試驗數據記錄

圖5 自動脫扣連桿機構試驗裝置

圖6 脫扣試驗過程

由以上試驗數據可知，試驗工裝連桿機構等結構件自重約為125 N，為確定傳感器讀數與懸掛配重即驅動力與外載荷之間的比例關系，將試驗工裝連桿機構等結構件的自重從傳感器讀數中扣除，因此得到驅動力與外載荷之間的數值關系如表3所示。

表3 驅動力與外載荷關系

根據試驗結果，各種工況下經多次試驗均可保證成功脫扣。另外，根據試驗數據得出最大驅動力與外載荷的比例系數均值為1.214，根據上述理論計算結果，最大驅動力與外載荷的比例系數為1.304，兩組系數相差僅6.9%，偏差較小。分析產生偏差的主要原因是在脫扣試驗過程中，傳感器讀數的波動及試驗工裝輕微晃動等因素產生的影響。

4 結論

（1）在分析海底管道棄管工藝的基礎上，提出一種新型的連桿機構驅動脫扣裝置，分析了其組成與工作原理，為深水海管棄管自動脫扣裝置的研發奠定了基礎。

（2）根據連桿機構的結構形式及運動路徑，對其受力進行了理論分析，并得出最大驅動力與外載荷之間的數值關系，確定了二者之間的理論比例系數，為深水海管棄管自動脫扣裝置設計提供了理論支撐。

（3）對連桿機構在各種典型工況下的脫扣效果進行了試驗驗證，驗證結果為均可成功脫扣。另外，通過對試驗數據的處理分析，得到最大驅動力與外載荷之間的比例系數，并與理論比例系數進行了對比，結果基本一致。