陳翠和，鐘朝廷，萬(wàn)箭波，張 濤，劉冬冬

(1.宜春學(xué)院，江西宜春 336000;2.海洋石油工程股份有限公司，天津 300451;3.天津市精研工程機(jī)械傳動(dòng)有限公司，天津 300451)

深水鋪纜船張緊器夾緊缸液壓同步控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)與仿真

陳翠和1，鐘朝廷2，萬(wàn)箭波3，張 濤2，劉冬冬2

(1.宜春學(xué)院，江西宜春 336000;2.海洋石油工程股份有限公司，天津 300451;3.天津市精研工程機(jī)械傳動(dòng)有限公司，天津 300451)

張緊器是深水鋪纜船上的關(guān)鍵作業(yè)裝備。由于結(jié)構(gòu)的不對(duì)稱性，在不加控制的情況下，兩個(gè)夾緊缸在運(yùn)動(dòng)過程中會(huì)產(chǎn)生不同步，從而造成系統(tǒng)過大的作用力和/或強(qiáng)烈振動(dòng)而破壞機(jī)構(gòu)。介紹鋪纜張緊器及其夾緊系統(tǒng)工作原理，設(shè)計(jì)夾緊缸同步液壓控制系統(tǒng)并進(jìn)行了仿真，驗(yàn)證系統(tǒng)設(shè)計(jì)的可行性，為鋪纜張緊器的設(shè)計(jì)與調(diào)試提供了有價(jià)值的參考。

張緊器;電纜鋪設(shè);同步控制;液壓缸;深水鋪纜船

張緊器是深水鋪管與鋪纜船上的關(guān)鍵作業(yè)裝備，長(zhǎng)期以來一直依賴進(jìn)口。隨著我國(guó)海洋開發(fā)的快速發(fā)展，對(duì)該設(shè)備的需求大大增加，為該設(shè)備的國(guó)產(chǎn)化提供了市場(chǎng)條件。十一五“863”項(xiàng)目“深水海底管道鋪設(shè)技術(shù)”提出了張緊器國(guó)產(chǎn)化目標(biāo)，“863”項(xiàng)目組從總體方案、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、控制系統(tǒng)設(shè)計(jì)等方面進(jìn)行了系統(tǒng)研究［1-4］，完成了大噸位深水鋪管張緊器的設(shè)計(jì)，在此基礎(chǔ)上，研制了一臺(tái)15 t張緊器原理樣機(jī)，以驗(yàn)證其技術(shù)的可行性。結(jié)合工程需求，15 t張緊器原理樣機(jī)結(jié)合了鋪管張緊器和鋪纜張緊器特點(diǎn)，可以進(jìn)行6″～10″的鋼管鋪設(shè)，也能進(jìn)行Φ25～254 mm的電纜鋪設(shè)，并以鋪纜作為主要作業(yè)類型。

鋪纜張緊器的作用一是夾持電纜，為電纜提供張力，使電纜不會(huì)滑入海中;二是在船舶移動(dòng)過程中，實(shí)現(xiàn)電纜收放速度可控，并且能夠根據(jù)電纜張力的變化自動(dòng)收緊或放出電纜，維持電纜張力在允許范圍內(nèi)，在防止電纜拉斷的同時(shí)，將電纜順利鋪設(shè)到預(yù)定的海底路由上。

圖1 張緊器總體結(jié)構(gòu)Fig.1 The overall structure of tensioner

15 t鋪纜張緊器主要由上履帶總成、下履帶總成、底座、支架、導(dǎo)軌及液壓機(jī)構(gòu)等組成，見圖1。上履帶總成通過其兩塊側(cè)板上安裝的滾輪與導(dǎo)軌連接，滾輪分布在導(dǎo)軌的左右兩側(cè)。在左右兩個(gè)夾緊缸驅(qū)動(dòng)下，上履帶總成可以沿著支架上的導(dǎo)軌上下移動(dòng)，并通過兩個(gè)導(dǎo)軌來校正上履帶總成的上下運(yùn)動(dòng)軌跡，防止夾緊缸受到破壞。上履帶總成與下履帶總成上裝有液壓驅(qū)動(dòng)的壓力均布滾輪系統(tǒng)，可以將壓力均勻地分布在電纜上。履帶上安裝有聚安脂墊塊，可以增加與電纜間的摩擦力，防止打滑。

15 t鋪纜張緊器的上下兩個(gè)履帶采用變頻電機(jī)驅(qū)動(dòng)，其質(zhì)量相對(duì)中心面，在左右分布很不對(duì)稱(以下稱x方向不對(duì)稱)，如果不采取措施，其左右兩個(gè)夾緊缸的運(yùn)動(dòng)將會(huì)嚴(yán)重不同步，這種不同步可能造成系統(tǒng)強(qiáng)烈振動(dòng)和/或過大的作用力而破壞機(jī)構(gòu)，因此，夾緊缸同步問題就變得非常關(guān)鍵。

文獻(xiàn)［5-6］對(duì)大噸位深水鋪管張緊器夾緊缸同步控制問題進(jìn)行了研究，得出了有益的結(jié)論。針對(duì)15 t張緊器原理樣機(jī)的特點(diǎn)，設(shè)計(jì)了夾緊缸同步液壓控制系統(tǒng)，并使用AMESIM對(duì)同步控制問題進(jìn)行了進(jìn)一步的研究，驗(yàn)證了系統(tǒng)設(shè)計(jì)的可行性，為國(guó)產(chǎn)化工程樣機(jī)的設(shè)計(jì)與調(diào)試提供了有價(jià)值的參考。

1 鋪纜張緊器夾緊系統(tǒng)工作原理

需要夾緊電纜時(shí)，先由夾緊液壓缸驅(qū)動(dòng)上履帶總成沿導(dǎo)軌快速下降，在履帶與電纜接觸后，改為慢速夾緊工進(jìn)，在達(dá)到設(shè)定的夾緊力后停止驅(qū)動(dòng)夾緊液壓缸并保壓。需要松開電纜時(shí)，先對(duì)系統(tǒng)卸荷，隨后，由夾緊缸驅(qū)動(dòng)上履帶總成快速上行。

由夾緊機(jī)構(gòu)工作原理，夾緊工作可以分為五個(gè)階段:上履帶總成快速下行、夾緊慢速工進(jìn)、夾緊保壓、松開卸荷以及上履帶總成快速上行。

2 夾緊缸液壓同步回路設(shè)計(jì)

根據(jù)以上要求，設(shè)計(jì)的夾緊液壓回路如圖2所示。系統(tǒng)采用兩種工作壓力，低壓(65 bar)用于提供上履帶總成的快速上、下行所需的液壓動(dòng)力，高壓(180 bar)用于提供將電纜夾緊時(shí)所需的液壓動(dòng)力。上履帶總成通過兩個(gè)液壓缸1驅(qū)動(dòng)。為了使上履帶總成在上下行運(yùn)動(dòng)過程中可以隨時(shí)停止在任意高度，以方便維護(hù)，同時(shí)使上履帶總成運(yùn)行平穩(wěn)，在回路中設(shè)置了一個(gè)平衡閥5提供背壓;換向閥3實(shí)現(xiàn)上履帶總成上行、停止、下行的換向動(dòng)作;電磁閥7流量較小，用于上履帶總成夾緊工進(jìn);電磁閥8用于系統(tǒng)卸荷;溢流閥9起安全溢流作用。

圖2 夾緊缸液壓同步控制回路Fig.2 Hydraulic loop of synchronization control for the clamping cylinders

工作原理為:換向閥3處于左位時(shí)，上履帶總成快速下行，此時(shí)系統(tǒng)工作在低壓;當(dāng)履帶接觸到電纜后，將換向閥切換到中位，改為小流量電磁閥7提供壓力油使上履帶總成工作在夾緊慢速工進(jìn)狀態(tài)，同時(shí)，系統(tǒng)壓力被轉(zhuǎn)換為高壓用于夾緊電纜。在夾緊電纜工進(jìn)過程中，蓄能器同時(shí)充壓。達(dá)到設(shè)定的夾緊力后，電磁閥7切換到右位，停止供油;夾緊后，由蓄能器保壓，如果由于泄漏導(dǎo)致壓力下降到設(shè)定值時(shí)，電磁閥7再次動(dòng)作給系統(tǒng)補(bǔ)油;需要松開電纜時(shí)，電磁閥8動(dòng)作，系統(tǒng)開始卸荷;卸荷完成后，換向閥3切換到右位，在低壓下上履帶總成開始快速上行。

由于上履帶總成上安裝的驅(qū)動(dòng)輪、驅(qū)動(dòng)電機(jī)、減速箱等原因，上履帶總成的質(zhì)量在沿x方向(即圖1中從左至右的水平方向，下同)上的分布相對(duì)其中心面并不對(duì)稱，導(dǎo)致兩個(gè)夾緊缸的活塞運(yùn)動(dòng)可能不同步。雖然左右兩個(gè)導(dǎo)軌具備一定的機(jī)械同步能力，但是，這種機(jī)械剛性同步的精度比較低，運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性比較差［7］，加上本系統(tǒng)的負(fù)載重(上履帶總成重達(dá)7.7 t)，工作壓力較大，在不同步的情況下，滾輪與導(dǎo)軌之間可能產(chǎn)生過大的作用力甚至發(fā)生系統(tǒng)強(qiáng)烈振動(dòng)的情況，對(duì)機(jī)構(gòu)產(chǎn)生強(qiáng)大的破壞作用，因此，必須采取更有效的夾緊缸同步控制措施。

對(duì)于液壓缸同步控制，經(jīng)常采用的同步控制元件有三種:分流集流閥、液壓伺服閥和比例節(jié)流閥。應(yīng)用分流集流閥的同步系統(tǒng)的優(yōu)勢(shì)在于成本低，不足在于控制精度較低;而伺服控制的優(yōu)點(diǎn)在于精度高，但是成本也很高;比例節(jié)流閥則綜合了分流閥和伺服閥的各自優(yōu)勢(shì)，即價(jià)格較低，控制精度較高，是性價(jià)比較高的一種元件［8］。

綜合考慮成本與控制精度等各方面因素，選擇比例節(jié)流閥作為控制元件。為了進(jìn)一步降低控制的復(fù)雜性，在系統(tǒng)中僅采用了一個(gè)比例節(jié)流閥4對(duì)單個(gè)油缸回路進(jìn)行控制來實(shí)現(xiàn)兩個(gè)夾緊缸的同步，并采樣液壓缸有桿腔進(jìn)油管路上的壓力作為反饋控制信號(hào)。

取上履帶總成快速上下行的系統(tǒng)工作壓力P=6.5 MPa，夾緊缸缸徑D=0.125 m，桿徑d=0.075 m，行程L=0.4 m，上履帶總成下行時(shí)間為t=5 s，則系統(tǒng)流量:

液壓缸型號(hào)選為125/70-680，平衡閥型號(hào)選為1CE35F6T35S5，換向閥3的型號(hào)選取為4WE6J31/DAG24N9。

為了驗(yàn)證設(shè)計(jì)的液壓回路的合理性，利用AMESIM軟件對(duì)液壓夾緊控制系統(tǒng)的同步特性進(jìn)行仿真。

3 夾緊缸同步控制仿真模型

由于上履帶總成采用滾輪與導(dǎo)軌連接，建模過程中忽略上履帶總成上下行過種中的摩擦阻力?？紤]到這里的目的主要是驗(yàn)證夾緊缸的同步控制方案是否有效，而且，夾緊缸不同步問題主要是履帶總成的質(zhì)量在沿x方向上的分布并不對(duì)稱原因造成，因此，仿真時(shí)忽略液壓管路的沿程壓力損失，各種閥體的局部壓力損失取系統(tǒng)默認(rèn)值。另外，由上履帶總成的結(jié)構(gòu)不對(duì)稱所造成的兩夾緊缸不同步程度遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于液壓元件泄漏量的不同所產(chǎn)生的影響，因此，忽略各液壓元件的泄漏情況。

夾緊機(jī)構(gòu)模型如3所示。其中，上履帶總成模型采用了6端口平面運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)(PLMBOD06)，滾輪與導(dǎo)軌之間的相互作用采用接觸模型(LSTP00A)，圖中的四個(gè)接觸模型分別對(duì)應(yīng)四個(gè)滾輪與導(dǎo)軌之間的作用。由于滾輪與導(dǎo)軌接觸僅在上履帶總成有x方向位移時(shí)才發(fā)生，因此，模型中用到了位移傳感器，且只取x方向的位移數(shù)據(jù)，接觸力模型所產(chǎn)生的反作用力也以Fx分量與系統(tǒng)耦合。夾緊缸使用的是千斤頂模型(PLMJ00)。圖中的常量k=0。

圖3 夾緊機(jī)構(gòu)模型Fig.3 Clamping mechanism model of tensioner

圖4 夾緊缸同步控制液壓回路模型Fig.4 The model of hydraulic control loop

夾緊缸同步液壓控制系統(tǒng)模型如圖4所示。模型中，兩個(gè)夾緊缸有桿端的管道壓力被采樣，用作同步控制的反饋信號(hào)?？刂扑惴ㄊ枪I(yè)界廣泛采用的PID算法。在PID控制器之前，用了一個(gè)函數(shù)(以下稱為預(yù)處理函數(shù))對(duì)反饋信號(hào)進(jìn)行預(yù)處理。PID控制器的輸出送入下一個(gè)處理函數(shù)(以下稱為后處理函數(shù))和限幅模型(取值范圍為0～1)。由于僅考察上履帶總成中上下行過程中兩個(gè)夾緊缸的同步問題，因此，液壓回路中用于夾緊工進(jìn)的電磁閥7和用于系統(tǒng)卸荷的電磁閥8沒有建立對(duì)應(yīng)模型。

4 仿真過程與結(jié)果分析

為確定系統(tǒng)特性，對(duì)上履帶總成下行和上行的同步情況分別進(jìn)行了仿真，共分為4種情況。

1)上履帶總成下行，滾輪與導(dǎo)軌間無運(yùn)動(dòng)間隙，兩個(gè)節(jié)流閥取相同流量，純機(jī)械同步控制下的系統(tǒng)特性

參數(shù)設(shè)置:接觸模型gap=0 mm，兩個(gè)節(jié)流閥流量q=16 L/min，比例節(jié)流閥輸入信號(hào)sig=1(后處理函數(shù)f(x)=1)，換向閥輸入信號(hào)sig=40。

圖5表明，上履帶總成經(jīng)過約4.8 s下行到達(dá)最底部。

從圖6與圖7可以看到，在換向閥開啟瞬間，左上角與左下角的滾輪與導(dǎo)輪之間均產(chǎn)生了很大的沖擊力，分別達(dá)到9.03 kN和7.7 kN，表明在閥開啟的時(shí)候系統(tǒng)可能產(chǎn)生振動(dòng)破壞，因此，滾輪與導(dǎo)輪之間應(yīng)有一定的運(yùn)動(dòng)間隙。對(duì)于鋪纜張緊器這種非精密機(jī)械來說，2～3 mm的間隙是允許的。系統(tǒng)穩(wěn)定后，上履帶總成在導(dǎo)軌的機(jī)械剛性同步下快速下行，此時(shí)左上角滾輪與導(dǎo)軌的接觸力恒為10.3 kN，如此大的單側(cè)作用力對(duì)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)也會(huì)產(chǎn)生很大的破壞作用，因此，由于大負(fù)載作用，不能僅依賴導(dǎo)軌的機(jī)械同步，需要采取更好的同步措施才能保證系統(tǒng)結(jié)構(gòu)不受到破壞。

另外，從圖6還可以看到，在夾緊缸下行到下限位置的時(shí)候，系統(tǒng)也開始產(chǎn)生振動(dòng)，滾輪與導(dǎo)軌之間出現(xiàn)很大的接觸力。由于夾緊時(shí)工作壓力高達(dá)180 bar，可以預(yù)見這種現(xiàn)象會(huì)更嚴(yán)重。為此，在夾緊時(shí)，換成小流量(如1 L/min)的換向閥給系統(tǒng)加壓并加以適當(dāng)控制，配合履帶的聚安脂墊塊和壓力均布液壓彈簧的緩沖作用，可以避免這種振動(dòng)現(xiàn)象。

圖5 夾緊缸活塞位置Fig.5 Piston displacement of the clamping cylinder

圖6 左上角滾輪與導(dǎo)軌接觸力Fig.6 Contact force between the upper left roller and guide rail

2)上履帶總成下行，接觸模型取較大間隙，兩個(gè)節(jié)流閥取相同流量，無同步(包括機(jī)械同步)控制下的系統(tǒng)特性

參數(shù)設(shè)置:接觸模型gap=8 mm(可以設(shè)為更大，只要不產(chǎn)生機(jī)械同步即可)，兩個(gè)節(jié)流閥流量q=16 L/min，比例節(jié)流閥輸入信號(hào)sig=1(后處理函數(shù)f(x)=1)，換向閥輸入信號(hào)sig=40。

圖8表明，在沒有干預(yù)的情況下(包括機(jī)械同步)，由于上履帶總成的偏心問題，兩個(gè)夾緊缸出現(xiàn)了很大的不同步，在下行過程中，上履帶總成橫向位移達(dá)7.46 mm(圖中1線所示)，兩個(gè)夾緊缸的位移差達(dá)到28.28 mm(圖中2 線所示)。

從圖9中可以看到，兩個(gè)夾緊缸有桿腔壓力差(圖中實(shí)線所示)與活塞運(yùn)動(dòng)速度之差(放大200倍)(圖中虛線所示)的變化趨勢(shì)是一致的，也就是說，兩個(gè)夾緊缸有桿腔壓力差能夠反映出兩個(gè)夾緊缸不同步的程度，這一結(jié)論同樣適用于上履帶總成的上行過程，這也正是以壓力差作為同步控制反饋信號(hào)的依據(jù)。

3)上履帶總成下行，節(jié)流調(diào)速同步控制下的系統(tǒng)特性

參數(shù)設(shè)置:接觸模型gap=2 mm，右邊節(jié)流閥標(biāo)稱流量q=10 L/min;左邊比例節(jié)流閥標(biāo)稱流量q=25 L/min;PID控制器的P=10，I=200;預(yù)處理函數(shù)f(x)=(x－12.49)/100，后處理函數(shù)f(x)=－x;換向閥輸入信號(hào)sig=40。

從圖10與圖11可以看到，在開始時(shí)刻，比例節(jié)流閥開度從1迅速下降到約0.38，約1.3 s后，系統(tǒng)基本進(jìn)入穩(wěn)定狀態(tài)，上履帶總成開始平穩(wěn)下行，此時(shí)兩個(gè)夾緊缸有桿腔的壓力差約為定值12.49 bar(圖11虛線所示)，活塞速度差約為4.4×10－5m/s(圖11實(shí)線所示)，兩個(gè)夾緊缸幾乎完全同步。兩個(gè)夾緊缸同步后，其有桿腔的壓力差是由于上履帶總成在x方向上的質(zhì)量不對(duì)稱引起的。

圖12進(jìn)一步表明，在上履帶總成從最高點(diǎn)下行到最低點(diǎn)的整個(gè)過程，其橫向位移最大約為－0.08 mm(圖中實(shí)所示)，滾輪與導(dǎo)軌間不會(huì)產(chǎn)生接觸力(滾輪與導(dǎo)軌間隙為2 mm)。兩個(gè)夾緊缸的位移差最大約為0.31 mm(圖中虛線所示)，系統(tǒng)達(dá)到了良好同步效果。

從圖13可以看到在上履帶下行到終點(diǎn)后，壓力和迅速上升，因此，該壓力和可以用作上履帶總成與電纜是否接觸，需要切換到夾緊工進(jìn)狀態(tài)的判斷依據(jù)。

圖7 左下角滾輪與導(dǎo)軌接觸力Fig.7 Contact force between the lower left roller and guide rail

圖8 左上角滾輪x向位移與兩夾緊缸活塞位移差Fig.8 Displacement of the upper left roller in x direction and displacement difference between two pistons of clamping cylinders

圖9 兩個(gè)夾緊缸的速度差及有桿腔一側(cè)的管道壓力差Fig.9 Velocity difference between two clamping cylinders and pressure difference between two clamping cylinders’rod side

圖10 比例節(jié)流閥節(jié)流輸入信號(hào)(節(jié)流孔開度)Fig.10 Input signal of proportion throttle valve

4)上履帶總成上行，節(jié)流調(diào)速同步控制下的系統(tǒng)特性

參數(shù)設(shè)置:接觸模型間隙gap=2 mm，右邊節(jié)流閥標(biāo)稱流量q=10 L/min;左邊比例節(jié)流閥標(biāo)稱流量q=25 L/min;PID控制器的P=10，I=200;預(yù)處理函數(shù)f(x)=x，后處理函數(shù)f(x)=－x;換向閥輸入sig=－40，平面運(yùn)動(dòng)構(gòu)plmbod6的O:initial absolute y position=0.9 m。

該仿真用于上履帶總成上行時(shí)的同步仿真。圖14表明0.3 s后兩個(gè)夾緊缸已開始同步。此時(shí)，兩個(gè)夾緊缸的活塞速度差和有桿腔壓力差均約為定值0(見圖15)。在上履帶總成從最底部位置上行到最上部位置的整個(gè)過程中，上履帶總成x向最大位移為－5.4×10－6m(圖16實(shí)線所示)，夾緊缸的活塞位移差約為－2.11×10－6m(圖16虛線所示)，這表明在上行過程中，通過調(diào)節(jié)節(jié)流閥的流量，兩個(gè)夾緊缸也達(dá)到了良好的同步效果。

圖11 兩夾緊缸活塞速度差與有桿腔管道壓力差Fig.11 Velocity difference between two clamping cylinders’piston and pressure difference between two clamping cylinders’rod side

圖12 左上角滾輪x向位移與兩夾緊缸活塞位移差Fig.12 Displacement of the upper left roller in x direction and displacement difference between two pistons of the clamping cylinders

圖13 兩夾緊缸有桿腔壓力和Fig.13 Pressure sum of two clamping cylinders’rod side

圖14 比例節(jié)流閥節(jié)流輸入信號(hào)(節(jié)流孔開度)Fig.14 Input signal of proportion throttle valve

圖15 兩個(gè)夾緊缸的活塞速度差和有桿腔管道壓力差Fig.15 Velocity difference between two clamping cylinders’piston and pressure difference between two clamping cylinders’rod side

圖16 左上角滾輪x向位移與兩夾緊缸活塞位移差Fig.16 Displacement of the upper left roller in x direction and displacement difference between two pistons of clamping cylinders

5 結(jié)語(yǔ)

根據(jù)仿真結(jié)果，得到如下結(jié)論，為鋪纜張緊器夾緊缸同步控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與工程樣機(jī)調(diào)試起到了很好的指導(dǎo)作用:

1)由于上履帶總成在x向重量的不對(duì)稱，在沒有同步控制的情況下，滾輪與導(dǎo)軌之間將產(chǎn)生很大的作用力甚至出現(xiàn)強(qiáng)烈振動(dòng)，對(duì)系統(tǒng)造成強(qiáng)力破壞。

2)滾輪與導(dǎo)軌間應(yīng)有一定的運(yùn)動(dòng)間隙(2～3 mm)，否則，系統(tǒng)在換向閥開啟瞬間將會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動(dòng)而破壞(振動(dòng)現(xiàn)象在工程樣機(jī)中得到驗(yàn)證)。

3)在滾輪與導(dǎo)軌有一定運(yùn)動(dòng)間隙的情況下，兩個(gè)夾緊缸有桿腔之間的壓差可以有效地反映出夾緊缸的不同步程度，因此，可用作同步控制的反饋信號(hào)。

4)夾緊缸有桿腔的壓力(或壓力和)信號(hào)可用于判斷上履帶總成下降過程中是否與電纜接觸，從而使系統(tǒng)切換到夾緊工進(jìn)的工作狀態(tài)。

5)采用一個(gè)比例節(jié)流閥和兩個(gè)壓力傳感器，利用PID算法，在上履帶總成上行與下行過程中，都可以實(shí)現(xiàn)兩個(gè)夾緊缸的良好同步。

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Simulation and design for the hydraulic synchronization control system of clamping cylinders of tensioner on deep water cable-laying vessel

CHEN Cui-he1，ZHONG Chao-ting2，WAN Jian-bo3，ZHANG Tao2，LIU Dong-dong2
(1.Yichun University，Yichun 336000，China;2.Offshore Oil Engineering Co.，Ltd.，Tianjin 300451，China;3.Tianjin Jingyan Construction Machinery Transmission Co.，Ltd.，Tianjin 300451，China)

Tensioner is a key equipment on the deep water cable-laying vessel.The mechanism system would be destructed by the huge forces and/or severe vibration induced by the lack of synchronism of the two clamping hydraulic cylinders movement.In this paper，the operation principle of the cable-laying tensioner and its clamping system is introduced.The synchronization hydraulic control system of the two clamping cylinders is designed and simulated.The simulation results verify its feasibility，providing valuable references to design and commissioning activities for the tensioner.

tensioner;cable laying;synchro control;hydraulic cylinder;deep water cable-laying vessel

TE938

A

1005-9865(2012)04-0137-07

2011-11-22

國(guó)家“十一五”863資助項(xiàng)目(2006AA09A105)

陳翠和(1974－)，男，江西宜春人，工程師，主要從事海洋石油裝備機(jī)電控制方面的研究。E-mail:xinsnd@163.com