由于陆地能源日渐枯竭，深海将会成为石油天然气等传统能源形式的主要供应区域^[1]。深水卡爪连接器是海洋油气资源开采系统中广泛应用的设备之一，深水卡爪连接器工作在超过1 500 m的深海，不仅受到结构载荷的作用，还受到波浪、洋流等对跨接管冲击而造成的外载荷影响^[2]，因此良好的防松性能是其工作安全可靠的重要保证。

目前，国外一些石油工程公司的卡爪连接器防松技术已经成熟，例如FMC、OilStates以及Cameron等公司，而我国在这方面的研究较少。文献[3-4]是Cameron公司发明的卡爪连接器，文献[5]是Cooper Industries公司发明的卡爪连接器，这些卡爪连接器采用的防松结构均为螺纹连接，需要人在卡爪连接器的组装过程中进行螺纹拧紧的操作，从而实现防松的功能；由于人工操作只限于浅水，因此这种防松方式仅限于近海管道连接。文献[6-7]是分别为Hughes Tool和Vetco Gray公司发明的卡爪连接器，采用的是液压防松，这种防松方式需要液压缸长期工作在海底，造价高、可靠性低。李志刚等发明了一种螺纹传动防松机构，这种防松方式结构简单，但需要无人遥控潜水器(remote operated vehicle，ROV)在水下与操作接口精确对准进行操作；由于深水能见度低，不方便ROV观测，实现精确对准需要较长时间，增加了深水卡爪连接器安装难度，安装效率较低^[8]。

针对深水卡爪连接器密封原理，本文设计了一种新型非螺纹传动防松机构，并对其受力特性进行分析，得出影响其锁紧效率的关键参数；通过卡爪连接器可承受的最大拉力载荷验证防松机构的锁紧性能，并通过试验对其进行运动性能及防松性能的验证。

1 深水卡爪连接器构成

如图 1所示，深水卡爪连接器由底座下接头和卡爪上接头组成。底座下接头结构简单，主要作用是将下法兰固定在水下生产设施上。卡爪上接头结构较为复杂，主要包含上法兰、驱动环、密封圈、卡爪等密封核心部件，以及防松机构^[9-11]。

进行水下作业时，深水卡爪连接器安装工具携带卡爪上接头下放，与底座下接头完成对接后，安装工具对驱动环进行加载，驱动环向下运动带动卡爪张开，卡爪抱紧上、下法兰后，安装工具上的防松液压缸对2个防松机构进行加载，加载完成后安装工具撤离，深水卡爪连接器完成安装。深水卡爪连接器的密封核心部件由上、下法兰与密封圈组成，上下法兰压紧密封圈实现密封。依靠驱动环内壁与卡爪背部摩擦自锁以及防松机构锁紧力保证卡爪连接器在外载荷下的可靠性^[12]。

2 卡爪连接器防松原理 2.1 卡爪连接器防松机构设计

传统螺纹式防松机构依靠拧紧螺纹传动机构实现防松，设计的新型防松机构依靠由防松压块、防松滑块和防松柱组成的两道自锁结构配合实现防松。如图 1、2所示，防松机构箱体安装在卡爪接头顶盖上，防松柱固定在驱动环上。当防松压块被防松液压缸活塞杆加载时，连接防松压块和解锁压块的链条便将解锁压块提起，防松滑块两侧的滑动导向螺栓帽起到导向的作用，这时防松滑块便在防松压块的推动下向前运动，直到防松压块运动到底端，使防松滑块便防松柱压紧。设计的防松滑块与箱体连接的方式是滑动副，为了减小机构的体积，防松滑块设计的十分紧凑，为了安装与定位，其滑动导向装置采用螺栓帽代替滑块。

2.2 防松机构受力特性分析与自锁配合设计

深水卡爪连接器由驱动环施加在卡爪背部锥面的压力间接实现密封，驱动环仅需提供很小的摩擦力就能使密封结构保持密封状态，只有在受到干扰力时驱动环有向上运动趋势时，防松机构产生锁紧力。其受力状态如图 3、4所示。

卡爪连接器受干扰力情况下，防松压块具有相对于防松滑块沿自锁斜面Ⅰ斜向上的速度趋势。防松压块受到来自防松机构箱体锁紧摩擦力F₁、防松机构箱体支反力Q₁、摩擦力f₂₁和支反力N₁，其中f₂₁和N₁可合成防松滑块的作用力R₁，自锁配合Ⅰ摩擦角为φ₁，斜面倾斜角度为λ₁。假设防松压块斜向上速度为匀速运动，F₁与R₁力学关系为

$ {F_1} = {R_1}\sin \left( {{\lambda _1}-{\phi _1}} \right) $

(1)

图 4为自锁配合Ⅱ受力分析图，防松滑块具有相对于防松柱沿自锁斜面Ⅱ斜向下的速度趋势。防松滑块受到来自防松压块的作用力F₂、防松机构箱体支反力Q₂以及来自防松柱的作用力R₂，R₂由摩擦力f₃₂和支反力N₂合成，自锁配合Ⅱ摩擦角为φ₂，斜面倾斜角度为λ₂。假设防松压块斜向上速度为匀速运动，F₂与R₂力学关系为

$ {F_2} = \frac{{{R_2}\sin \left( {{\lambda _2}-{\phi _2}} \right)}}{{\cos \left( {{\lambda _1}-{\phi _1}} \right)}} $

(2)

式中：λ₁为自锁配合Ⅰ斜面角度；λ₂为自锁配合Ⅱ斜面角度；φ₁为自锁配合Ⅰ摩擦角，8°30′；φ₂为自锁配合Ⅱ摩擦角，8°30′。

F₂与R₁互为作用力反作用力，可得出F₁与R₂关系为

$ {F_1} = {R_2}\sin \left( {{\lambda _2}-{\phi _2}} \right)\tan \left( {{\lambda _1}-{\phi _1}} \right) $

(3)

若无摩擦力作用，则理想锁紧力为

$ {F_0} = {R_2}\sin {\lambda _2}\tan {\lambda _1} $

(4)

因此防松机构解锁效率为

$ {\eta _1} = \frac{{\sin {\lambda _2}\tan {\lambda _1}}}{{\sin \left( {{\lambda _2}-{\phi _2}} \right)\tan \left( {{\lambda _1}-{\phi _1}} \right)}} $

(5)

只有在η₁≤0时机构能够完成自锁。

图 5为机构进行锁紧动作时自锁配合Ⅰ与自锁配合Ⅱ受力分析图。与上述分析同理，可以得出锁紧传动效率：

$ {\eta _2} = \frac{{\sin {\lambda _2}\tan {\lambda _1}}}{{\sin \left( {{\lambda _2} + {\phi _2}} \right)\tan \left( {{\lambda _1} + {\phi _1}} \right)}} $

(6)

防松机构不仅需要保证在受干扰力的情况下自锁即η₁≤0，还需要确保在进行锁紧动作时传动效率η₂≥0^[13-15]。因防松机构结构限制，引入结构约束条件λ₁+λ₂≤50°。通过综合以上3个限制条件，可以得出λ₁与λ₂的取值范围如图 6所示。根据卡爪连接器结构特性，选取λ₁=20°，λ₂=3°。

设计的防松滑块两侧有λ₁=20°倾角，方便防松压块及解锁压块运动，同时不会发生自锁；防松滑块的底端是λ₂=3°倾角，既可以保证防松滑块顺利的压到防松柱上，也可以保证在没有来自解锁块的作用时自锁；若驱动环因外界干扰的作用向防松机构施加作用力，由于防松滑块两侧的导向螺栓帽是卡在防松箱体里的，因此不仅不会发生移动，反而会压紧防松柱，起到防松作用。

3 防松机构性能分析

跨接管因内部油气冲击，对卡爪连接器产生各种载荷，其中拉力载荷会使卡爪连接器驱动环具有向上解锁的趋势，此时防松机构起到主要的防松作用。但当此拉力载荷过大时，卡爪连接器密封结构会直接产生断裂破坏，密封结构失效。因此为验证防松机构锁紧性能，需判断卡爪连接器所能承受最大拉力载荷。

3.1 卡爪连接器承受最大拉力分析

在工作状态下，对受拉力的卡爪连接器核心部件进行受力分析。如图 7所示，上法兰受到密封圈施加的作用力R₀₁，受到跨接管施加的拉力F_L，以及由卡爪施加的作用力R₁₃；下法兰受到密封圈施加的作用力R₀₂，受到底座施加的作用力F_D，以及卡爪施加的作用力R₂₃；卡爪受到来自上下法兰的作用力R₃₁、R₃₂，以及驱动环施加的作用力R₄₃；防松柱受到防松滑块的支反力，R′₂=R₂，以及驱动环对它的支反力R₄₅。其中R₁₃=R₃₁、R₃₂=R₂₃、R₄₃=R₃₄、R₄₅=R₅₄它们互为作用力与反作用力。

由图 7看出，拉力载荷经过上下法兰的传导直接作用在卡爪上，卡爪的强度直接决定连接器的最大承拉载荷。如图 8所示，对于a-a截面，在工作状态下，由于外部拉力与密封轴向力Q₀₁的共同作用，使得a-a环向截面的受力状态呈现拉伸——弯曲复合状态。根据叠加原理，a-a环向截面的当量应力应满足：

$ {\sigma _{oa}} = {\sigma _{ma}} + {\sigma _a} \leqslant {\left[{{\sigma _z}} \right]^t} $

(7)

式中：σ_ma为a-a环向截面弯曲应力，MPa；σ_a为a-a环向截面拉应力，MPa；[σ_z]^t为设计温度下卡爪材料的许用应力，MPa。其中弯曲应力σ_ma为^[16]

$ {\sigma _{ma}} = \frac{{\left( {{Q_{13}} + {F_L}} \right){H_0}}}{{\pi {D_1}\frac{{\delta n}}{{2\pi }}}}/\left( {\frac{1}{6}{S_1}^2} \right) = \frac{{12\left( {{Q_{13}} + {F_L}} \right){H_0}}}{{n{D_1}\delta {S_1}^2}} $

(8)

式中：H₀为力臂；D₁为中性面直径；δ为单个卡爪旋转角度；n为周向卡爪数量，n=12；S₁为厚度。

a-a环向截面的拉应力σ_a为^[16]

$ {\sigma _a} = \frac{{\left( {{Q_{13}} + {F_L}} \right)}}{{\frac{\pi }{4}\left( {{D_0}^2-{D_2}^2} \right)\frac{{\delta n}}{{2\pi }}}} = \frac{{8\left( {{Q_{13}} + {F_L}} \right)}}{{\delta n\left( {{D_0}^2-{D_2}^2} \right)}} $

(9)

式中：D₀为外直径，mm；D₂为内直径，mm。

通过计算a-a截面的所允许的当量应力，计算出卡爪连接器所允许的最大拉力载荷F_L=238.7 kN。

3.2 防松机构性能分析

根据前期研究知，卡爪连接器密封圈所需最小轴向预紧力Q₀=39.7 kN^[17]。将图 7各部件受力分析简化，得到图 9。由图 9(a)上法兰所受各力关系可得 9 密封元件间的受力关系简图 Force relation figure between sealing components

$ {R_{31}} = \frac{{{F_L}\sin \left( {\frac{\pi }{2}-\beta-\gamma } \right)}}{{\sin \left( {\frac{\pi }{2}-\alpha - \beta } \right)}} $

(10)

$ {R_{01}} = \frac{{{F_L}}}{{\frac{{\cos \left( {\alpha + \rho } \right)}}{{\tan \left( {\beta-\rho } \right)}}-\sin \left( {\alpha + \rho } \right)}} $

(11)

$ {Q_{01}} = {R_{01}}\sin \left( {\alpha + \rho } \right) $

(12)

$ {Q_{13}} = {R_{13}}\sin \left( {\beta-\rho } \right) $

(13)

式中：α为法兰密封面锥角，20°；β为法兰锥颈倾角，30°；γ为卡爪背部倾角，3°；ρ为摩擦角，8°30′。

由图 9(b)卡爪所受各力之间关系可得

$ {R_{23}} = \frac{{{R_{13}}\sin \left( {\frac{\pi }{2}-\beta-\gamma } \right)}}{{\sin \left( {\frac{\pi }{2}-\beta + \gamma + 2\rho } \right)}} $

(14)

$ {R_{43}} = \frac{{{R_{13}}\sin \left( {2\beta-2\rho } \right)}}{{\sin \left( {\frac{\pi }{2}-\beta + \gamma + 2\rho } \right)}} $

(15)

$ {Q_{13}} = {R_{23}}\sin \left( {\beta-\rho } \right) $

(16)

由图 9(c)下法兰所受各力之间关系可得

$ {R_{02}} = \frac{{{R_{32}}\sin \left( {\beta-\rho } \right)}}{{\sin \left( {\frac{\pi }{2} + \alpha + \rho } \right)}} $

(17)

$ {Q_{02}} = {R_{02}}\sin \left( {\alpha + \rho } \right) $

(18)

将计算出的最大拉力载荷F_L=238.7 kN代入式(10)~(18)，可求得Q₀₁=49.88 kN，Q₀₂=40.54 kN，R₃₄=R₄₃=215.68 kN。可见上法兰及下法兰对密封圈的轴向预紧力Q₀₁与Q₀₂均大于卡爪连接器密封圈所需最小轴向预紧力Q₀=39.7 kN，证明在极限拉力载荷作用下，密封并未失效。同时，如图 7所示，防松柱的竖直方向的力的平衡方程为

$ {R_{34}}\sin \left( {\gamma + \rho } \right) = {R'_2}\sin \left( {{\phi _2}-{\lambda _2}} \right) $

(19)

由式(3)、(10)、(15) 和(19) 可以推导出最大拉力载荷与防松所需摩擦力的比值，即防松机构增益系数K：

$ \begin{gathered} K = \frac{{{F_L}}}{{{F_1}}} = sin\left( {\frac{\pi }{2}- \alpha- \beta } \right)\sin \left( {\frac{\pi }{2}- \beta + \gamma + 2\rho } \right)/ \hfill \\ \left[{sin\left( {2\beta-2\rho } \right)\sin \left( {\gamma + \rho } \right)tan({\lambda _1}-{\phi _1}) \cdot } \right. \hfill \\ \left. {\sin \left( {{\phi _2}-{\lambda _2}} \right)sin\left( {\frac{\pi }{2} - \beta - \gamma } \right)} \right] \hfill \\ \end{gathered} $

(20)

经过计算得出K=790.81，F₁=0.31 kN。说明当卡爪连接器在工作状态承受最大拉力载荷时，防松压块仅需提供很小的锁紧摩擦力就可以阻止驱动环的向上运动趋势，保证卡爪连接器的密封可靠性。

4 卡爪连接器防松试验 4.1 防松机构运动测试试验

如图 10所示，由专用的防松机构测试装置对其进行运动测试试验。防松液压缸及锁紧液压缸内置位移传感器，可测量防松压块、解锁压块的运动位移；测试装置内置接触式位移传感器，可测量防松滑块的运动位移。防松及解锁试验所得数据如图 11所示。从图中可以看出，防松压块最大运动距离约为41.21 mm，防松滑块的位移与其基本成正比，初始由于接触不均匀的问题略有微小波动，防松滑块位移为5 mm以后，防松压块匀速移动。由于试验衔接比较紧凑，在解锁试验中，解锁压块与防松滑块的初始接触并无其他因素干扰，因此随着解锁压块的运动，防松滑块在整个解锁过程中均为匀速运动，并无波动，其最大位移也为41.21 mm。同时，从图中还可以看出，防松与解锁的运动过程是完全对称的，验证了防松机构设计的正确性。

4.2 防松机构等效受载试验

第3节中分析出，防松机构在卡爪连接器承受拉力时起到重要的防松作用。卡爪连接器可承受的最大拉力为238.7 kN。如图 12所示，使用卡爪连接器安装工具的加载环对卡爪上接头施加拉力，可等效于跨接管对连接器施加力。

通过调节系统工作压力从而调整加载环作用在卡爪上接头的力。试验从0 kN拉力开始加载，每次增加238.7 kN；每次施加拉力后，利用液压泵对卡爪连接器内部腔体注入高压油，直至连接器的额定工作压强34.5 MPa，保压1 h，记录保压后的压力值。同时，根据ISO 21329中对于内压测试的要求，需要测试34.5 MPa的1.5倍(51.75 MPa)^[18]，试验数据均记录在表 1中。

由于51.75 MPa在测量表中不容易读出，因此使用51.8 MPa代替。如表 1所示，34.5 MPa及51.8 MPa内压时，从最大拉力的10%开始至100%，均无压降，符合验收准则。

5 结论

1) 通过对防松机构的受力特性进行分析，得到能够抵抗干扰力的2组自锁配合面的角度取值范围，并根据卡爪连接器结构特性选取防松机构2个锁紧配合的角度：λ₁=20°、λ₂=3°。

2) 对处于工作状态和拉力载荷作用下的卡爪连接器进行了受力分析，得到各密封部件间力的传导关系，并计算出卡爪连接器可承受的最大拉力载荷：F_L=238.7 kN；以最大拉力载荷为干扰，推导出防松机构的增益系数：K=790.81，最大拉力所需的防松力：F₁=0.31 kN。

3) 通过卡爪连接器的防松机构运动性能试验，测试出防松压块及解锁压块的最大运动距离约为41.21 mm，且两种压块的位移与防松滑块的位移成正比，同时，防松压块与解锁压块的运动过程完全对称；通过防松机构等效受载试验，验证了防松机构在卡爪连接器可承受的最大拉力238.7 kN下，有良好的防松性能，可以保证卡爪连接器在34.5 MPa及51.8 MPa时均有着良好的密封性能。

研制的深水卡爪连接器防松机构已经在我国南海320 m水深进行了示范应用，并取得了成功。由于其具有良好的防松性能，也可以广泛应用于其他类型的水下连接器防松机构。