機(jī)械式可變徑清管器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與受力分析

林志豪, 周渝欣, 孫巧雷, 熊俊偉, 邊 靜, 張景涵

(長(zhǎng)江大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 湖北 荊州434023)

與其他運(yùn)輸方式相比,采用管道運(yùn)輸油氣具有明顯優(yōu)勢(shì)[1]。由于管道輸送的油氣中含有其他雜質(zhì),如果不能進(jìn)行很好的維護(hù),將會(huì)發(fā)生凝油、結(jié)垢、結(jié)蠟現(xiàn)象,導(dǎo)致管道內(nèi)徑縮小,降低輸送效率,并給管道帶來(lái)安全隱患[2-5]。為了解決管道堵塞問(wèn)題,保障管道能高效運(yùn)行,需要利用清管器對(duì)管道進(jìn)行例行清蠟和檢查。針對(duì)現(xiàn)役清管器不能很好適應(yīng)管徑變化、通過(guò)性差[6-9]等問(wèn)題,本文設(shè)計(jì)一種新型機(jī)械清管器結(jié)構(gòu),適用于輸油管的清管需求。對(duì)刮蠟器本體結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),以及射流孔的設(shè)計(jì)有效解決了清管器卡堵問(wèn)題,極大提高清管效率?；诶碚摲治龊头抡婺M分析,研究清管器結(jié)構(gòu)的力學(xué)性能。通過(guò)理論、數(shù)值模擬結(jié)果對(duì)比,驗(yàn)證其可行性。相關(guān)研究方法和結(jié)論可為新型機(jī)械清管器的設(shè)計(jì)提供參考。

1 清管器結(jié)構(gòu)及工作原理

設(shè)計(jì)的機(jī)械式可變徑清管器主要由行走扶正裝置、刮蠟器組成,通過(guò)法蘭盤(pán)和萬(wàn)向節(jié)連接,如圖1所示。刮蠟器本體由橡膠一體注塑成型,其外形主體形似紡錘狀, 這有利于在使用過(guò)程中滿(mǎn)足結(jié)構(gòu)撓度要求。其設(shè)計(jì)以工作高效、原理簡(jiǎn)單為主要原則。刮蠟器本體的內(nèi)部空腔有1個(gè)彈簧壓力小孔和1個(gè)射流小孔,利用“泄壓閥”的原理,起到“防堵”作用[10]。在清管器清蠟過(guò)程中,當(dāng)前端雜質(zhì)堆積過(guò)多時(shí),前端壓力會(huì)明顯變大,液體會(huì)克服彈簧的壓力、經(jīng)小孔流入空腔內(nèi),受刮蠟器主體形狀體積限制,液體逐漸流入并填滿(mǎn)空腔,在液體的持續(xù)流入下,多余的液體從射流管中向上噴射,對(duì)刮板正在清理的雜質(zhì)進(jìn)行沖擊,提高清理效果,避免刮板發(fā)生卡堵的問(wèn)題。同時(shí),其中間部位的刮板寬度最大,且刮板始終與管壁能保證一種垂直狀態(tài),采用這種結(jié)構(gòu)以提高清管刮蠟效果。

2 關(guān)鍵部件結(jié)構(gòu)分析

2.1 行走扶正裝置

清管器的行走方式可以分為輪式、履帶式、蠕動(dòng)式和振動(dòng)式等[11]。結(jié)合常規(guī)輸油管道的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),本文的清管器選用輪式行走方式。為了克服傳統(tǒng)輪式清管器的缺點(diǎn),設(shè)計(jì)的可變徑清管器配置有前后扶正裝置,如圖2所示,具有管徑適應(yīng)性。同時(shí),與管壁接觸的前后接觸點(diǎn)相當(dāng)于2個(gè)支點(diǎn),使清管器各回轉(zhuǎn)體部件始終處于“對(duì)心”的穩(wěn)定工作狀態(tài)。

圖2 行走扶正裝置

前扶正裝置和后扶正裝置由裝配管、安裝環(huán)、扶正輪構(gòu)成。裝配管的一端端頭安裝有端板,端板上安裝有拉環(huán)。端板一側(cè)的裝配管上安裝有裝配圈,裝配圈一側(cè)的端面上呈60°均布有安裝塊,安裝塊上通過(guò)銷(xiāo)軸安裝有扶正桿(可相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)),扶正桿上通過(guò)銷(xiāo)軸安裝有扶正輪(可相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng))。連桿與安裝環(huán)連接,安裝環(huán)后端有彈簧支撐,彈簧一直處于受壓狀態(tài)。在使用時(shí),連桿受彈簧推力被撐開(kāi),因此其在不同管徑管道內(nèi)運(yùn)動(dòng)具有自適應(yīng)效果,同時(shí)實(shí)現(xiàn)其主體部位在管道中一直處于中心狀態(tài),保證后端連接的刮蠟器始終位于管道中央。

2.2 刮蠟器本體

刮蠟器由筒體、刮板和射流管構(gòu)成,如圖3所示。筒體呈紡錘形,外圓周上呈螺旋狀設(shè)有刮板,刮板呈漸變狀,筒體中部的刮板寬度最大。同時(shí),筒體內(nèi)設(shè)置有紡錘形的空腔,空腔中部設(shè)置有安裝柱,一端設(shè)置有裝配槽。裝配槽內(nèi)軸向安裝有支撐彈簧,支撐彈簧的端頭設(shè)置有封堵球,通過(guò)支撐彈簧將封堵球抵裝在空腔的一端。與安裝柱對(duì)應(yīng)的筒體上設(shè)置有進(jìn)液口,進(jìn)液口與空腔連通,通過(guò)支撐彈簧和封堵球的配合對(duì)進(jìn)液口形成密封接觸連接。安裝柱上方的筒體前端呈傾斜狀設(shè)置有射流管,射流管的一端與筒體的空腔連通,射流管的另一端延伸至筒體外端。

3 清管器受力分析

在清管器運(yùn)行過(guò)程中,扶正裝置成中心對(duì)稱(chēng),所以整體裝置在管道內(nèi)工作過(guò)程中受力均勻。主要考慮受到管壁的壓力,在此過(guò)程中需要保證扶正裝置不發(fā)生零件變形、斷裂等情況。除了管壁壓力外,扶正裝置還承受流體壓力等,這些力對(duì)扶正裝置部件變形以及應(yīng)力分布影響過(guò)小,因此忽略其對(duì)扶正裝置的影響。

3.1 扶正裝置支撐桿受力分析

忽略自身重力和摩擦力,清管器扶正裝置受力結(jié)構(gòu)可簡(jiǎn)化為如圖4的結(jié)構(gòu)。

圖4 扶正裝置受力的簡(jiǎn)化模型

此時(shí),對(duì)桿AD受力進(jìn)行分析,得

FAx+FBx=0

(1)

FAy+FBy-F=0

(2)

FBylABcosα-FlADcosα-FBxlABsinα=0

(3)

式中:FAx為扶正桿拉環(huán)受沿水平方向的力,N;FAy為扶正桿拉環(huán)受沿垂直方向的力,N;FBx為支撐板處所受沿水平方向的力,N;FBy為支撐板處所受沿垂直方向的力,N;F為扶正輪受到的管道壓力,N;lAD為扶正桿的長(zhǎng)度,mm;lAB為扶正桿到支撐板的長(zhǎng)度,mm;α為扶正桿對(duì)扶正裝置主體的角度,(°)。

對(duì)BC桿受力分析,得

(4)

(5)

對(duì)滑塊4受力分析,得

(6)

(7)

由式(1)～(7)整合得

(8)

3.2 扶正裝置力學(xué)模型

3.2.1 抗拉應(yīng)力

扶正裝置本體抗拉應(yīng)力為:

σb=F/A

(9)

式中:F為扶正裝置本體的最小拉伸力,N ;σb為扶正裝置本體的拉應(yīng)力,MPa ;A為扶正裝置本體的橫截面積,mm2。

3.2.2 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

由材料力學(xué)知識(shí)可知,扶正裝置整體受到最大扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為:

(10)

式中:R為扶正裝置最大半徑,m;Ip為截面極慣性矩,cm4;T為扭轉(zhuǎn)矩,N·m。

(11)

式中:D為扶正裝置外徑,mm。

3.2.3 扶正裝置本體受內(nèi)壓力的應(yīng)力

當(dāng)扶正裝置本體受到內(nèi)壓時(shí),保證本體變形處于彈性階段內(nèi),內(nèi)壓作用于扶正裝置內(nèi)壁應(yīng)力必須小于其材料的屈服極限。扶正裝置本體受內(nèi)壓產(chǎn)生3個(gè)主應(yīng)力:周向應(yīng)力σt、徑向應(yīng)力σr和軸向應(yīng)力σz。

由拉梅公式可得3個(gè)主應(yīng)力的數(shù)學(xué)式為:

(12)

式中:r為短節(jié)本體內(nèi)半徑,mm ;r0為短節(jié)本體外半徑,mm ;pi為短節(jié)本體內(nèi)壓,MPa ;p0為短節(jié)本體外壓,MPa ;k為厚壁圓筒的徑比,可根據(jù)短節(jié)的內(nèi)外徑來(lái)計(jì)算,k=r0/r。

3.2.4 扶正裝置本體的強(qiáng)度校核準(zhǔn)則

在對(duì)扶正裝置整體進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí),取扶正裝置正常工作時(shí)承受的最大載荷進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。對(duì)于其他零件部需要根據(jù)材料的許用應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算,使零件部承受最大應(yīng)力不超過(guò)其材料的許用應(yīng)力,即:

σ<[σ]=σs/S

(13)

式中:σ為計(jì)算應(yīng)力;[σ]為許用應(yīng)力;σs為材料屈服應(yīng)力;S為材料安全系數(shù)[12]。

4 清管器扶正裝置有限元仿真分析

扶正裝置是清管器主要承載部件之一。為了準(zhǔn)確分析扶正裝置在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中受力及變形情況,檢驗(yàn)其強(qiáng)度是否滿(mǎn)足要求,通過(guò)AnsysWorkbench軟件進(jìn)行有限元法建模,分析其在運(yùn)行過(guò)程的變形情況,以及應(yīng)力分布。

4.1 模型建立與網(wǎng)格劃分

為了得到較可靠的仿真數(shù)據(jù),需要對(duì)涉及接觸的部分進(jìn)行確定,例如涉及的扶正裝置各個(gè)部件之間的運(yùn)動(dòng)關(guān)系,可選擇面面接觸。同時(shí),對(duì)于摩擦的影響,由于存在流體作用以及潤(rùn)滑條件,設(shè)置摩擦因數(shù)為0.3。有限元網(wǎng)格劃分需要保證仿真計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。基于網(wǎng)格無(wú)關(guān)性檢驗(yàn)[13],將扶正裝置整體進(jìn)行3 mm網(wǎng)格劃分。對(duì)重要連接部位,即,裝配圈與裝配塊進(jìn)行2.5 mm細(xì)化網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖5所示[14-15]。

在設(shè)置仿真模型的邊界和載荷條件時(shí),由于扶正裝置在工作過(guò)程中主要受到管壁壓力,因此設(shè)置每個(gè)滑輪承受相應(yīng)的力,方向?yàn)榇怪庇诟鱾€(gè)輪面指向公共圓中心。載荷設(shè)置結(jié)果如圖6所示。

4.2 分析結(jié)果

承受最大200 N壓力,裝配塊支撐板厚度為3 mm,裝配圈與裝配塊處應(yīng)力分布情況如圖7所示。最大應(yīng)力為109.42 MPa,結(jié)構(gòu)鋼的屈服強(qiáng)度為235 MPa。因此,裝配快及支撐板的強(qiáng)度可以滿(mǎn)足工況要求。

圖7 應(yīng)力求解結(jié)果

為了分析不同承載下扶正裝置的強(qiáng)度,逐步增大滑輪承受的壓力,扶正裝置最大應(yīng)力的數(shù)據(jù)如圖8所示。由圖8可知,滾輪承受的壓力增大時(shí),裝配塊最大應(yīng)力也隨之增大。當(dāng)滾輪承受600 N的壓力時(shí),最大應(yīng)力已達(dá)到220.76 MPa,接近結(jié)構(gòu)鋼的屈服強(qiáng)度,此時(shí)要注意裝置的安全性。

圖8 不同滾輪壓力對(duì)扶正裝置應(yīng)力的影響

4.3 結(jié)構(gòu)改進(jìn)

實(shí)際清管器工作過(guò)程中受力復(fù)雜,最大應(yīng)力比仿真模擬計(jì)算結(jié)果要大,可通過(guò)增大裝配塊支撐板厚度來(lái)減少應(yīng)力。在其他條件相同的情況下,將支撐板厚度增加后進(jìn)行模擬計(jì)算。改進(jìn)后的模型計(jì)算結(jié)果如圖9所示。

圖9 不同支撐板厚度對(duì)應(yīng)力的影響

由圖9可知,增大裝配塊支撐板厚度能有效減少應(yīng)力,提高支撐板的承壓能力。由于實(shí)際安裝位置限制,支撐板最大厚度建議在3.75 mm以下。

5 結(jié)論

1) 為了克服傳統(tǒng)清管器的不足,設(shè)計(jì)了新型可變徑清管器。刮蠟器本體及射流孔的設(shè)計(jì)能有效解決清管器在運(yùn)行過(guò)程中的卡堵問(wèn)題,減小運(yùn)行阻力,提高輸送效率。在功能上考慮了使用過(guò)程中的安全性、便攜性、可靠性等,可為同類(lèi)清管器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。

2) 建立了清管器扶正裝置力學(xué)分析模型,得到主要承載部件的抗拉、扭轉(zhuǎn)及三軸應(yīng)力計(jì)算模型。通過(guò)Ansys仿真分析,對(duì)扶正裝置進(jìn)行強(qiáng)度分析。研究表明:在常規(guī)工況下,扶正裝置滿(mǎn)足強(qiáng)度要求;滾輪所受到的壓力越大,裝配塊承受的壓力越大;增大裝配塊支撐板的厚度能夠有效減少應(yīng)力,以適應(yīng)井下復(fù)雜多變的工況。