0 引言

20世纪90年代以来，水射流切割技术以其独特优势与激光、电子束及离子束等切割技术合称为现代工业四大高新切割技术^[1]。凭借清洁、安全、高效及强劲等特点，水射流切割技术在采矿业、机械制造业、航天业及军工行业等应用广泛^[2-3]。王海宇等^[4]对高压水磨料射流切割试样进行试验研究，分析了高压水磨料射流对材料的破坏方式。海洋油气开发过程中会产生大量污染物，其中就包括废弃的海底管道^[5]。为确保海洋环境不受污染，就要依据相关法律法规搞好综合治理工作^[6]。高压磨料射流切割技术因其具有环保和高效等优点，在海上油气田弃置作业中应用广泛。张晓等^[7]对高压水磨料射流内切割技术原理及工程应用情况进行介绍，并以曹妃甸1-6油田废弃平台导管架拆除为例，首次使用高压水磨料射流内切割技术对平台钢桩进行切割；陈建兵等^[8]基于高能磨料射流从套管串内部一次冲蚀切割多层管材的技术思路，设计了液压马达驱动式和水力自旋式切割装置。然而，现有的切割机构大部分为内切割形式，随着被切管柱管径的增大，机构尺寸逐渐增大；并且，现场作业中技术人员发现国内现有切割执行机构存在安装不可靠、沿管柱下滑及安全性较差等问题。

为进一步推广高压磨料射流切割技术在海上弃置作业中的应用，满足大尺寸管柱的切割作业需求，笔者采用三维软件Solidworks对链条式高压磨料射流外切割执行机构进行设计，针对管柱竖放和横放工况进行链条所需张紧力及张紧余量计算分析，并给出推荐使用的管径范围；同时，运用动力学分析软件ADAMS对机构进行动力学分析，并在此基础上试制了试验样机，进行了现场试验。

1 执行机构结构设计

链条式高压磨料射流外切割执行机构主要由高压喷头、滑动与夹持机构、爬行机构、驱动装置、链条、张紧机构、链轮、主动轴及行走轮等组成，其结构如图 1所示。

张紧机构沿轨道移动，带动张紧链轮对链条进行张紧。驱动装置由液压马达和减速器组成。减速器与主动轴连接，带动主动链轮旋转，链轮与链条相互啮合，使机构沿管柱周向运动。行走轮与管柱接触，机构运动时与管柱间产生滚动摩擦，使运行更加顺畅。

由执行机构几何形状及尺寸可确定被切管柱最小管径约为0.34 m，见图 2。

2 链条张紧力设计

根据被切管柱轴线竖直或水平放置，可将执行机构工况划分为竖放工况与横放工况，见图 3。

执行机构工作过程中，链条张紧力一方面使机构固定，不会沿管柱轴向滑动；另一方面，张紧力克服高压喷头喷射磨料切割管柱时产生的反冲力。若链条张紧力过小，就会导致机构沿管柱下滑或者造成切割作业不平稳和切口质量差等问题；若张紧力过大，则可能造成链条破断。笔者针对管柱竖放与横放工况进行链条所需张紧力及张紧余量计算，并给出推荐使用的管径范围。

2.1 竖放工况

竖放工况下执行机构在任意位置的受力情况相同，分析时做适当简化，机构受力分析见图 4。

由图 4平衡条件可得：

(1)

(2)

(3)

(4)

式中：F为链条所需张紧力；F_fc为高压磨料射流对机构的反冲力；N为管柱支持力；F_f为摩擦力；G为机构重力；G_x为高压管线重力；μ为静摩擦因数；R为被切管柱半径；R′为行走轮半径；r为链轮半径。

各参数取值如下：F_fc=330 N, G=319 N, G_x=200 N, μ=0.3，R′=40.00 mm, r=26.53 mm。

由式 (1)~式 (4) 可得：

(5)

分别计算被切管柱管径从1 m变化到15 m的情况。考虑机构在实际工作中所承受的动载、偏载及冲击载荷等附加载荷的影响，引入工作情况系数1.3^[9]。链条型号为08B，其破断载荷为17 444.00 N，取安全系数3，载荷系数1.1^[10]，则链条许用载荷为5 286.06 N。不同管径下链条所需张紧力及张紧余量分析结果见图 5。由图可知，链条所需张紧力随被切管柱管径增大而增大，链条张紧余量随被切管柱管径增大而减小。链条张紧余量大于0，不会出现链条破断情况，满足工作要求。

现分析机构可切割最大管柱管径，令式 (5) 中F=5 286.06/1.3=4 066.20(N)，进而得到R=10.36 m，故竖放工况下机构可切割最大管柱管径约为20.72 m。

2.2 横放工况力学计算分析

执行机构横放工况受力分析如图 6所示。

横放工况下执行机构在不同位置的受力情况不同，位于管柱下半部分时链条所需张紧力较大，若能保证其正常工作，则其在管柱上半部分时也能够正常工作。因此，仅分析机构位于管柱下半部分时的情况。

由图 6平衡条件可得：

(6)

(7)

相应参数取值与前文相同。由式 (3)、式 (4)、式 (6) 和式 (7) 可得：

(8)

分别计算被切管柱管径从1 m变化到15 m的情况，计算结果见表 1。

分析链条所需张紧力最大值及其出现的位置，选取被切管柱管径为1 m的情况，则F=603.88cosθ+188.07sinθ+119.58(0≤θ≤90°)。链条所需张紧力F随θ变化曲线见图 7。

由图 7可知，机构位于θ=17.3°位置时，链条所需张紧力最大，为752.1 N。引入工作情况系数1.3，分别计算被切管柱管径从1 m到15 m情况下，链条所需最大张紧力和出现的位置以及相应的链条张紧余量，结果见图 8。

由图 8a可知，随着被切管柱管径的增大，链条所需最大张紧力出现位置与水平线之间夹角θ呈减小趋势，并且逐渐趋近于16.7°。由图 8b可知，链条所需最大张紧力随被切管柱管径增大而增大，链条张紧余量随被切管柱管径增大而减小；链条张紧余量始终大于0，不会出现链条破断情况，满足机构工作要求。

现分析机构可切割最大管柱管径，令式 (8) 中F=5 286.06/1.3=4 066.20(N)，取θ的趋近值16.7°，得到R=9.70 m，故横放工况下机构可切割最大管柱管径约为19.40 m。

对比竖放和横放工况下链条所需最大张紧力，结果见图 9。由图可知，横放工况下链条所需最大张紧力略大于竖放工况。因此，横放工况是执行机构较为危险工况，实际工作时应尽量避免该工况。

3 执行机构动力学分析

笔者采用动力学分析软件ADAMS对竖放工况下执行机构的运动性能进行动力学分析。选取被切管柱管径为1 m，将三维模型适当简化导入ADAMS后，通过修改模型、添加约束、接触、驱动和基本载荷等步骤，建立了具有实际仿真意义的动力学分析模型，见图 10。

竖放工况下机构动力学仿真结果如图 11所示。

由图 11a可知，喷嘴在Y和Z方向基本无位移，X方向位移变化较大。由图 11b可知，喷嘴Y和Z方向速度为0，X方向速度大于0。由以上结果可以看出，切割执行机构沿管柱周向运动，没有发生滑动。由图 11c可知，忽略启动阶段的速度突变，4个行走轮的角速度相同且稳定，说明切割执行机构运行平稳。图 11d中，b4代表主动链轮，其他4个为从动链轮。由图 11d可知，2个从动链轮角速度大小方向与主动轮相同，另外2个从动链轮角速度与主动轮大小相等方向相反。这是因为主动链轮位于中间位置，4个从动链轮于两侧对称布置，相邻2个链轮的转向相反。5个链轮型号相同且由链条相连，角速度大小相等。链轮速度波动由链轮链条配合的多边形效应引起，属于正常现象。由图 11e可知，4个行走轮均存在摩擦力，其中上方2个行走轮摩擦力小于下方2个行走轮；由图 11f可知，4个行走轮均存在支持力，其中上方2个行走轮支持力小于下方2个行走轮，说明4个行走轮均与管柱接触良好，并且由于反冲力和高压管线拉力对切割机构产生转矩，在转矩作用下上方2个行走轮远离管柱，下方2个行走轮靠近管柱，故下方行走轮的支持力和摩擦力较大。

4 现场试验

笔者给试制的样机链条施加相应张紧力进行了现场试验。试验所用管柱为直径1.27 m的套管，链条施加张紧力1 077 N。把样机立于套管外侧，将双链条依次穿过从动轮和主动轮，将执行机构整体上移，距离地面约1 m后张紧链条，见图 12。

将执行机构固定于套管后，依次开启高压泵和磨料混合单元AMU开始切割作业。调节液压站流量，使切割执行机构保持在切透状态下稳定行走。稳定液压站流量为1.95 L/min，切割时间8 min。逐渐减小泵压至停泵，测量套管切割尺寸为420 mm，平均切割速度为52.5 mm/min。试验中未见链条有下滑现象，切缝与管柱轴线保持垂直且比较均匀，无明显波动，说明理论计算的张紧力能够保证执行机构正常工作，且运行平稳，切割效率较高，满足切割要求。

5 结论

(1) 基于三维软件Solidworks设计了链条式高压磨料射流外切割执行机构，针对管柱竖放与横放工况进行了链条所需张紧力与张紧余量计算分析。分析结果表明：2种工况下链条所需张紧力均随被切管柱管径增大而增大，链条张紧余量随管径增大而减小。横放工况下链条所需最大张紧力大于竖放工况。随着被切管柱管径的增大，链条最大张紧力出现位置与水平线之间夹角呈减小趋势，并且逐渐趋近于16.7°。

(2) 采用动力学分析软件ADAMS对执行机构进行了动力学分析，分析结果表明：切割执行机构沿管柱周向运动，没有发生滑动。由于存在多边形效应，链轮速度有一定波动，属正常现象。行走轮角速度相同且稳定，均存在摩擦力与支持力，说明机构作业过程中4个行走轮均与管柱接触良好。

(3) 样机现场试验结果表明：链条在工作过程中未有下滑现象，切缝与管柱轴线保持垂直且比较均匀，无明显波动，运行平稳，切割效率较高，说明理论计算张紧力能够保证执行机构正常工作，满足切割要求。