宋 琨

（中海石油（中國）有限公司天津分公司，天津 300452）

0 引言

隨著海上采油平臺對平臺吊機吊載性能的不斷增加，評估及掌握海上吊機載荷升級能力成為了吊機升級的首要任務。海上平臺吊機的吊載能力升級往往是通過對吊機整體的更換來實現吊載噸位以及吊載半徑的升級，存在著升級費用高、難度大、工期長的特點，不符合海上平臺的作業(yè)性質。本文將研究一種新方法，通過對吊機各個系統(tǒng)進行評估及分析，根據評估結果針對薄弱的系統(tǒng)進行優(yōu)化設計，已達到最大限度地保留原吊機的結構及系統(tǒng)，降低施工費用和施工難度，最終保證現場工作安全。

海上某采油平臺吊機生產于2007年，該吊機為箱體式吊臂，液壓缸變幅的結構形式。該設備型號為BCOC－5T－10M/3T－22M。該平臺在5 t吊機基座的南側外擴了一個新的撬塊平臺，由于該外擴撬塊平臺的阻礙導致供應船無法?？吭谄鹬貦C基座的周邊區(qū)域，從而嚴重影響了起重機從供應船上正常的吊載能力。如圖1所示，深色圈內的區(qū)域為5 t載荷所能覆蓋的區(qū)域，5 t載荷區(qū)域與供應船靠船區(qū)域只有很少的區(qū)域重疊（深色色陰區(qū)域），因此目前該吊機幾乎無法滿足將5 t載荷從供應船起吊到平臺的作業(yè)要求。為了滿足該起重機從供應船吊載5 t載荷的需求，現需要將該起重機5 t載荷的作業(yè)半徑從10 m提升到15 m。

圖1 吊載半徑

1 吊機性能參數及總體設計

吊機的載荷半徑升級需要通過對吊機各個系統(tǒng)進行評估計算，其中包括吊機結構強度評估、吊機液壓系統(tǒng)評估以及局部甲板強度評估[1]。針對評估結果對薄弱的系統(tǒng)進行加強以滿足吊機的安全設計要求，滿足平臺使用。吊機性能參數如表1所示，吊機如圖2所示。

表1 快換裝置6階模態(tài)和振型描述Table 1 The sixth mode and mode description of the quick change device

圖2 吊機總圖

表1 吊機性能參數

2 吊機結構強度評估

吊機結構強度校核計算的目的：在目前吊機結構強度下，確定5 t載荷所能達到的最大作業(yè)半徑。

2.1 吊臂結構計算分析

根據對吊機所受的垂直設計載荷、水平受力載荷、風載荷及自重載荷的計算結果可知，當吊臂仰角為46.5°，安全工作負荷為5 t，工作幅度為15 m時，海上起重機結構所受彎矩最大，按此種工況對吊臂強度進行校核[2]。受力分析如圖3所示。

圖3 吊臂受力分析

屈強比：σs/σb＝345/520＝0.663＜0.70

吊臂材料為Q345，其屈服強度：

查表，構件的臨界應力：

根據圖4所示可得：

圖4 吊臂彎矩

根據計算結果，在吊機安全工作負荷5 t，工作半徑15 m（吊臂仰角為46.5°）的工況下對吊臂進行有限元分析；吊臂經有限元分析后，得出吊臂頭部最大變形量是293.8 mm，如圖5所示，滿足使用要求。吊臂經有限元分析后，得出最大應力是232.5 MPa，如圖6所示，為集中應力[4]，最大應力位置如圖7所示，滿足使用要求。

圖5 變形

圖6 應力

圖7 應力集中

2.2 回轉機構受力分析

回轉機構主要受傾覆力矩和壓力的作用，根據計算結果可知本起重機回轉支承所承受最大垂直載荷345 kN，最大傾覆力矩2 351.9 kN·m。本起重機回轉支承，其Z＝111，m＝14。由圖8可知，該回轉支承受力點在曲線1的下部，滿足使用要求。

圖8 承載曲線

2.3 鋼絲繩校核

按API－2C規(guī)范，鋼絲繩安全系數應不小于2.5Cv或5.0，故取n＝5。

本機選用22×18×7＋IWS 1870不旋轉鋼絲繩，其最小破斷拉力Qb＝296 kN。

鋼絲繩拉力：F1＝(50＋5)/0.95＝57.9 kN

按API－2C規(guī)范，當吊運人員時，負載起升鋼絲繩的安全系數應不小于10.0[6]。

而當吊運人員時，額定負載為2 t，則：

故鋼絲繩滿足API－2C規(guī)范的要求。

2.4 基座校核評估

基座應力：σ＝76.8 N/m m2＜345/1.75＝197.1 MPa

本基座筒體材料采用Q345D，其σs＝345 MPa。

根據計算，許用屈曲應力[6]：

在吊機安全工作負荷5 t，工作半徑15 m（吊臂仰角為46.5°）的工況下，底座經有限元分析后，得出底座的最大變形量是0.70 mm，如圖9所示。滿足使用要求。

圖9 基座

底座經有限元分析后，得出底座的最大應力是163.3 MPa，如圖10所示，為集中應力，最大應力位置如圖11，滿足使用要求。

圖10 基座應力

圖11 基座應力集中

2.5 前后支撐軸強度校核

前支撐軸σmax＝209.5 MPa＜[σ]＝293.3 MPa，滿足使用要求。

后支撐軸σmax＝197.2 MPa＜[σ]＝293.3 MPa，滿足使用要求。

2.6 卷筒強度根據計算

許用應力：[σ]＝σs/n＝345/1.5＝230 MPa>σ＝147.4 MPa故卷筒強度滿足要求。

回轉支撐螺栓強度計算受拉螺栓許用應力：

故螺栓強度滿足使用要求。

2.7 變幅油缸穩(wěn)定性計算

根據計算[7]，此油缸的安全系數S＝6.9>[S]＝4，故變幅油缸的穩(wěn)定性滿足使用要求。

2.8 塔身強度校核

塔身本體許用應力

塔身底板的許用應力

塔身經有限元分析后，得出塔身的最大變形量是1.32 mm，如圖12所示，滿足使用要求[8]。

圖12 塔身變形量

塔身經有限元分析后，得出最大應力是170.8 MPa，如圖13所示，為集中應力，滿足使用要求。

圖13 塔身應力

綜上所述，某平臺5 t吊機原主要鋼結構基座、塔身、吊臂均能滿足載荷能力由5 t－10 m升級到5 t－15 m的要求。

3 吊機液壓系統(tǒng)評估

吊機液壓系統(tǒng)主要元器件參數如表2所示。

表2 液壓元件參數表

3.1 起升馬達扭矩計算

（1）5 t載荷時

液壓馬達工作扭矩Mm＝282.2 N·m。

起升絞車選用行星減速機，其減速比i＝71，最大輸出扭矩為24 000 N·m>MR＝18 034.2 N·m，故起升減速機扭矩滿足使用要求。

（2）3 t載荷時

液壓馬達工作扭矩Mm＝282.2 N·m。

起升絞車選用行星減速機，其減速比i＝71，最大輸出扭矩為24 000 N·m>MR1＝8 289.5 N·m，故起升減速機扭矩滿足使用要求。

3.2 起升馬達工作壓力計算

（1）5 t載荷時

起升液壓馬達額定工作壓力p額＝32 MPa。

pH＝25.7 MPa＜p額[9]

故起升馬達工作壓力滿足該元件的使用要求。

（2）3 t載荷時

起升液壓馬達額定工作壓力p額＝32MPa。

pH1＝12.1 MPa＜P額

故起升馬達工作壓力滿足該元件的使用要求。

3.3 起升液壓泵工作壓力計算

（1）5 t載荷時

起升液壓泵額定工作壓力p額＝35MPa。

pP＝27.2 MPa＜p額

故起升液壓泵工作壓力滿足該元件的使用要求。

（2）3 t載荷時

起升液壓泵額定工作壓力p額＝35MPa。

pP1＝13.6 MPa＜p額

故起升液壓泵工作壓力滿足該元件的使用要求。

3.4 起升速度計算

（1）5 t載荷時

該起重機的設計起升速度為vh1＝30 m/min。

v2＝31.8 m/min＞vh1

故5 t載荷時起升速度滿足設計要求。

（2）3 t載荷時

該起重機的設計起升速度為vh2＝60 m/min。

v02＝60.8 m/min＞vh2

故3 t載荷時起升速度滿足設計要求。

3.5 變幅液壓泵工作壓力計算

液壓缸工作壓力pL＝25.2 MPa＞p額＝25 MPa[9]。

變幅液壓泵工作壓力pP＝26.7 MPa＞p額＝23 MPa。

原變幅油缸無法滿足需求，需要增加液壓缸缸徑，變更后的液壓缸規(guī)格為HSGK01－280/200－2500，其活塞直徑D＝280 mm，活塞桿直徑d＝200 mm，行程保持不變，仍然為L＝2 500 mm，液壓缸加大后，截面積增大，工作壓力降低。

3.6 新變幅液壓缸工作壓力計算

新液壓缸額定工作壓力p額＝25 MPa。pL＝20.2 MPa＜p額

故新液壓缸工作壓力滿足該元件的使用要求。

3.7 更換新液壓缸后，變幅液壓泵工作壓力計算

變幅液壓泵額定工作壓力p額＝23 MPa。

pP＝21.7 MPa＜p額

故變幅液壓泵工作壓力滿足該元件的使用要求[10]。

3.8 更換新液壓缸后，變幅時間計算

t1＝62.7 s略大于tL＝60 s，超時誤差小于5%，故認為變幅時間滿足設計要求。

3.9 回轉馬達扭矩計算

液壓馬達承受的扭矩：Mm＝164.5 N·m。

本起重機選用的回轉減速機其減速比i＝149，最大輸出扭矩為45 000 N·m>MR＝22 055.1 N·m

故回轉減速機扭矩滿足使用要求[11]。

3.1 0電機功率校核

據計算結果可知，當起升和變幅兩個動作聯動時所需的電機功率最大：

電動機為M2QA－H315S4A，其額定功率P額＝110 kW，N略大于P額，超出誤差小于10%。另外起升和變幅兩動作在滿載全速的情況下聯動，可認為是短時工作。且電動機的工作制為S1，可在1.1倍超載情況下工作，故認為電機功率滿足設計要求。

原起重機的起升及回轉液壓系統(tǒng)均滿足5 t載荷作業(yè)半徑增大的要求，變幅系統(tǒng)中需要對變幅液壓缸進行更換。

4 局部甲板強度校核

根據計算結果可知升級后的吊機載荷數據：最大傾覆力矩為3 700 kN·m；最大垂直力為450 kN；最大扭矩為170 kN·m。根據原平臺祥設報告此吊機原始載荷數據：最大傾覆力矩為2 640 kN·m；最大垂直力為430 kN；最大扭矩未注明，載荷增值不大，可以僅進行局部強度分析。

利用Bently公司開發(fā)的SACS5.7軟件，對結構進行分析。如圖14所示。模型節(jié)點最大位移如圖15所示。

圖14 平臺結構強度分析

圖15 模型節(jié)點最大位移

名義應力的校核應根據最新版API RP 2A－WSD中的規(guī)定進行校核。在極端工況下，許用應力提高1/3[12]。通過軟件對所有桿件類型的UC值進行計算分析。

根據計算分析，吊機升級后的局部甲板強度可以滿足規(guī)范要求。

5 總體設計分析

經過評估確定該吊機的回轉螺栓為整個結構強度的薄弱環(huán)節(jié)，而回轉螺栓是回轉支承與吊機基座及塔身連接的關鍵部件。由于吊機基座及塔身結構無法改動，所以回轉螺栓的規(guī)格及數量是無法更改的。

載荷能力由5 t@10 m增加到5 t@15 m，其傾覆力矩增加導致變幅液壓缸受力增加，經過液壓系統(tǒng)計算確定，液壓缸工作壓力超過限定值，為此如果5 t載荷作業(yè)半徑從10 m增加到15 m，該吊機的變幅液壓缸需要更換更大缸徑的液壓缸，變幅控制閥塊也需要更換。

升級后吊機的載荷能力為5 t@15 m；3 t@22 m，吊機5 t載荷作業(yè)半徑增加了50%，如圖16所示，深色圈內的區(qū)域為原吊機5 t載荷所能覆蓋的區(qū)域，淺色圓圈內的區(qū)域為升級后5 t所能覆蓋的區(qū)域。淺色圈內區(qū)域覆蓋了供應船?？繀^(qū)域（淺色陰影區(qū)域）的一半左右。

圖16 吊載半徑對比

6 結束語

本文按照吊機的設計規(guī)范和要求，對海上吊機結構、液壓系統(tǒng)等進行評估和分析，根據評估結果可以分析出僅僅有部分系統(tǒng)不滿足升級后的載荷需求，需要對薄弱的系統(tǒng)進行優(yōu)化和升級即可提高吊機的整體吊載能力。此評估分析方法目前已經成功應用于海上平臺箱體式吊機，達到了增加載荷能力的目的，且升級后的吊機成功通過船級社的審核認證，該吊機升級后運行平穩(wěn)，安全可靠，達到了預期效果。

此項技術不僅能夠應用于海上箱體式吊機，同時，對桁架式吊機同樣機油重要的參考意義。下一步將繼續(xù)對此項技術不斷的完善和推廣，降低改造成本，縮短施工周期，為海上的生產和生活保駕護航。