顧 豪， 程大地,， 陳賦秋

(1. 上海振華重工(集團)股份有限公司， 上海 200125；2. 上海振華重工集團(南通)傳動機械有限公司， 江蘇 南通 226017)

0 引 言

海洋石油資源占世界石油資源總量的34%[1]。海上開采出的油氣主要通過海底管道進行輸送[2]，因此，海洋管道鋪設技術在海洋油氣運輸中扮演著不可或缺的角色。張緊器是海洋管道鋪設系統(tǒng)中的重要設備之一[3]，其主要作用是控制調節(jié)管線的縱向張力，防止鋪管船在受潮汐及海上風浪作用時管線張力發(fā)生變化[4]，并使管線張力始終保持在允許的數值范圍內，確保鋪管船上的焊接作業(yè)得以有序進行，避免管線因超出許用應力而遭到破壞。

張緊器設有專門的張力檢測裝置，實時檢測張緊器在工作時管線受到的張力。實時張力也是計算機調節(jié)張緊器電機扭矩和轉速的主要參考依據，因此，張緊器對張力檢測的準確性、實時性、重復性有較高的要求。對真實項目的S-Lay 鋪管張緊器在工廠測試(Factory Acceptance Test, FAT)試驗中產生的張力檢測偏差問題進行分析，從機械構造及試驗中尋找和驗證產生張力偏差的原因，并給出解決方案，為以后的研究提供經驗與思路。

1 張緊器原理及構造簡介

張緊器利用鏈軌上的壓載板與管線之間的摩擦力、驅動電機間接對鏈軌的拽拉來產生張緊能力，并通過實時檢測管線張力來控制相應電機扭矩和轉速的輸出以達到控制張力功能的目的[5]。

張緊器的外觀和基本構造如圖1和圖2所示。

圖1 張緊器外觀

圖2 張緊器構造示例

根據工作管徑大小，調整上壓載器至合適位置，壓載補償系統(tǒng)通過壓載板鏈對管線予以夾緊，具有一定的管徑補償功能，最終通過傳動系統(tǒng)把管線上的張力傳遞給驅動部分(電機)。張緊器受到的張力會致使浮動的上下壓載器與外框架產生作用力，位于其間的重量傳感器從而檢測出張力的大小，作為電氣系統(tǒng)控制的依據。

2 張力檢測試驗

2.1 試驗及流程簡要說明

為檢查張緊器在工作中檢測到的張力與管線實際張力的偏差情況，對2臺張緊器進行張力檢測試驗，而此試驗實際為更大的FAT試驗的一部分。

所有設備通過底座安裝并固定在車間內平鋪的底板上，如圖3所示。底板上密鋪配重以防止底板屈曲和翹起，在張緊器前后分別布置固定縱向傳輸滾輪，并在尾部添加安全配重塊。利用A&R絞車作為力源，2臺張緊器所夾持的管線與鋼絲繩通過索具連接，鋼絲繩之間串聯拉力傳感器，以檢測實際的管線張力。每臺張緊器上都安裝重量傳感器，以獲得間接的管線張力值，通過比較拉力傳感器與重量傳感器之間的數值偏差得到實際張力檢測偏差。張緊器的現場布置和張緊器拉力試驗情況如圖4和圖5所示。

圖3 張力測試布置圖

試驗時控制A&R絞車拉拽管線產生張力，從0 t逐步加大至60 t，然后再逐步減少至0 t，每10 t記錄1對拉力傳感器及重量傳感器讀數，每臺張緊器做3組數據。

圖4 車間里的2臺張緊器 圖5 張緊器拉力試驗

2.2 試驗數據結果

根據試驗得到如表1所示的傳感器的數據表格，并繪制成圖，如表1所示。

(1) 張緊器T1的3次測試情況如圖6所示。

表1 張緊器拉力測試數據

圖6 張緊器T1的3次測試情況

(2) 張緊器T2的3次測試情況，如圖7所示。

圖7 張緊器T2的3次測試情況

理想狀況時，拉力傳感器與重量傳感器的測量值相同，即在平面坐標軸上應表現為一條斜45°的直線，而實際試驗數據如圖6和圖7所示，拉力傳感器和張力傳感器的實測值兩者曲線并不重合，存在偏差。

2.3 試驗圖形初步分析

綜合2臺張緊器的實測數據，可以得出張力偏差有以下幾個特點：

(1) 張力增加時的上升曲線高于理想直線。

(2) 張力減少時的下降曲線低于理想直線。

(3) 張力回歸至0時，重量傳感器數值有殘余。

(4) 在相同拉力傳感器讀數的情況下，上升段與下降段的重量傳感器讀數差約為4 t。

(5) 張緊器T1在上升段與理想直線有偏差，而張緊器T2在上升段更貼近理想直線。

從機械角度分析考慮，張力偏差應來自于系統(tǒng)的某種作用力，比如摩擦力或裝配力。在張力增加并傳遞到重量傳感器的過程中，該力分擔了一部分管線張力，故而顯示出圖形特點(1)；在張力減少并傳遞到重量傳感器的過程中，該力又額外增加了重量傳感器檢測到的力，故而顯示出圖形特點(2)；圖形特點(3)則進一步說明該作用力無法自然消除；而我們希望張緊器在正常工作時其檢測的張力與實際張力之間的偏差控制在1 t以內，同時上升段與下降段的張力偏差在2 t以內，所以圖形特點(4)并不符合期望，必須進一步分析偏差成因，并予以消除；圖形特點(5)則指示2臺張緊器之間存在的綜合差異。

3 張力偏差成因機械分析

考慮張緊器的實際構造與分析，可得出張緊器張力檢測傳遞示例如圖8所示。

圖8 張緊器受力簡化示例

可以簡單地列出張緊器的受力公式為

T=F+X(1)

式中：T為拉力傳感器讀數，即實際張力；F為張力傳感器讀數，即檢測到的綜合作用力；X為未知作用力(阻力、裝配力等)。

仔細觀察和考慮張緊器的結構設計，可以判斷X主要由以下3部分產生：(1) 下支撐產生的摩擦阻力f1；(2)內側擋產生的摩擦阻力f2；(3)螺桿與外框架結構之間接觸產生的阻力f3。

X=f1+f2+f3(2)

3.1 下支撐摩擦力f1產生的原因及優(yōu)化方案

當外載荷T拉動管線時，張力傳感器會產生壓縮，同時上下壓載器結構靠近驅動部分結構也會產生壓縮，而其余部分產生拉伸，故會導致壓載器與管線整個一體在受張力T的時候會與下支承產生相對運動或相對運動趨勢，從而產生摩擦力f1，如圖9所示。

圖9 下支撐摩擦力f1成因示例

(1) 當張力T逐漸增加時，T=F+f1，此時T>F；

(2) 當張力T逐漸減小時，T=F-f1，此時T

整改方案如圖10所示。

圖10 消除下支承摩擦力f1的方案圖

(1) 增加滾子直徑?？梢栽龃笞枇1的作用力矩，使得滾子易于滾動，從而減小f1值，達到部分減小f1的目的。

(2) 滾子表面及與滾子接觸的結構表面進行淬火處理，增加硬度。可減小滾子與結構之間的接觸變形，從而減小滾動阻力距，減小滾動摩擦系數，最終減小摩擦阻力f1。

從整改后的效果來看，張力偏差變小并不明顯，可見該阻力不是導致張力偏差的主因。

3.2 內側擋摩擦力f2產生的原因及優(yōu)化方案

內側擋摩擦阻力f2產生的原因有如下2個方面：

(1) 內側擋過于頂緊導致擋塊平面與外框架立柱導軌之間產生摩擦力所須的正壓力。

(2) 外載張力T的作用下，張力傳感器與壓載結構變形導致內側擋與外框架立柱導軌之間產生相對運動或運動趨勢，從而產生摩擦阻力f2。

張力T增大和減小過程引起的變形與恢復分別導致摩擦阻力f2的方向改變，如圖11所示。

(1) 當張力T逐漸增加時，T=F+f2，此時T>F；

(2) 當張力T逐漸減小時，T=F-f2，此時T

整改方案如圖12所示。

圖11 內側擋摩擦力f2成因示例

圖12 消除內側擋摩擦阻力f2的方案圖

(1) 增加斜面傾角，涂抹油脂潤滑。增加傾角是為了避免自鎖導致楔塊卡在導軌與結構之間產生永久正壓力，而涂抹油脂一方面減小摩擦系數，另一方面減小楔塊的自鎖角度，減小對傾角的制造要求。

(2) 與導軌接觸面涂抹油脂，不頂緊。涂抹油脂減小摩擦系數，并在安裝時不頂緊，接觸即可，可滿足頂升導向的要求而不會產生過大摩擦阻力。

(3) 調整螺栓與楔塊之間留1～2 mm間隙。一方面仍然對楔塊的位置有所限制，保證頂升時的導向作用；一方面給予楔塊浮動的空間，避免結構變形帶動楔塊卡進結構。

(4) 螺母鎖緊。保證螺栓的位置不變動，亦即保證楔塊的浮動空間有限。

從整改后的效果分析，張力檢測偏差明顯減小，因此內側擋摩擦阻力f2應是導致張力偏差的主要原因之一。

3.3 螺桿與外框架接觸阻力f3產生的原因及優(yōu)化方案

張緊器采用螺桿頂升的方式，上端為懸臂自由端。但由于設計和裝配原因，導致螺桿與外框支架孔間隙過小，安裝或結構變形原因使得螺桿浮動的上端與外框架接觸從而產生阻力。在縱向平面內分析，螺桿分左右2處，根據安裝的初始狀況，可分為9種組合情況，同時假設變形沒那么嚴重，螺桿在工作過程中只可能與其中的一邊接觸到，如圖13所示。

圖13 接觸阻力f3成因示例

在理想的安裝情況下，螺桿與支架孔始終不接觸，則f3=0，兩傳感器讀數相同，即T=F。但現實情況可能存在以上任何一種，以安裝情況1為例，在張緊器受力導致螺桿與支架孔接觸受力產生側向撓度時又存在以下3種可能。

(1)f3L≤0,f3R≤ 0 →T≤F

(2)f3L=0,f3R=0 →T=F

(3)f3L≤ 0,f3R≤ 0 →T≤F

由于安裝、桿端受力變形的大小等都不確定，會產生多種組合情況，也會導致管線張力在傳遞過程中受到或增或減的影響，從而產生張力檢測偏差過大，以及不同張緊器之間的檢測差異。

整改方案如圖14所示。

(1) 擴孔。拆卸4個安裝伸縮套用的支架，對原來的孔予以擴大。

圖14 消除螺桿與外框架接觸阻力f3的方案圖

(2) 調整安裝。調整4根螺桿的位置，使螺桿浮動上端不接觸支架孔。從整改后的效果來看，張力檢測偏差明顯減小，因此接觸阻力f3應是導致張力偏差的主要原因之一。

4 整改優(yōu)化后的試驗結果

經過對張力偏差的機械成因分析，并對各個可能的原因進行整改，再對2臺張緊器進行重新試驗，并得出試驗數據,如表2所示。

表2 張緊器整改后張力試驗數據

根據以上數據繪制重量傳感器-拉力傳感器圖，比較檢測與實際張力的區(qū)別如下。

(1) 整改后，張緊器T1的3次測試情況如圖15所示。

(2) 整改后，張緊器T2的3次測試情況如圖16所示。

從整改后的圖線來看，雖然上升段和下降段仍未能完全重合，但相比較整改之前已更貼近理想直線，張力偏差基本在1 t以內，可見整改取得了效果，機械成因基本得以驗證。

圖15 張緊器T1優(yōu)化后的測試數據圖

圖16 張緊器T2優(yōu)化后的測試數據圖

5 結 語

通過機械構造分析以及隨后的改造試驗，張力檢測偏差得以緩解至1 t以內， 可說明正是構成X項的3個阻力導致較大的張緊力檢測偏差，額外指出是內側擋阻力f2和螺桿與外框架接觸阻力f3起到了較大的作用。

這些阻力在試驗張力不斷趨大的時候起到阻止張力增大的作用，故上升曲線略高于45°理想線，而在試驗張力不斷趨小的時候又變換方向以阻止張力的減小，故下降曲線又略小于45°理想線。f1和f2皆為摩擦性質的阻力，都可以直接解釋這種現象。f3作為彈性性質的阻力，由于4根螺桿安裝偏差導致的多樣性，也可能組合產生導致張力偏差曲線形態(tài)的各種情況，事實證明也是如此。

另外，f1，f2和f3的產生及變向都與接觸零部件與結構之間的相對運動趨勢有關，除相關結構部件須增加之間的接觸剛性以減小受力變形產生的運動趨勢外，重量傳感器的形式也必須重點關注，是否其構造形式會導致其在受力時產生較大的變形(如懸臂梁構造形式)，從而使重量傳感器連接接觸的兩部件整體之間輕易產生較大的運動趨勢，使得其他接觸部位產生摩擦等阻力如f1，f2和f3等，值得進一步研究。

機械構造改進是解決張力檢測偏差問題的一部分，考慮到拉力和重量傳感器本身的精度，及進一步結合電氣控制等手段的優(yōu)化改進，張力檢測偏差問題最終可得到基本解決。

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