基于ANSYS的手動帶壓開孔機的優化設計

朱允龍　蔡子多

摘 要 手動帶壓開孔機是油氣運輸管道、城市供水、供暖管網不可缺少的基本維修設備，利用該設備能在流體輸送的情況下，對損壞的管段進行切割、開孔，減少了流體停輸帶來的損失。機體應力集中、鉆桿失穩、帶壓作業密封性差是導致其可靠性下降的主要原因，本文將對開孔機的主要部件進行設計與力學分析，通過分析其應力約束與幾何約束條件，建立切削部件的最優化模型，并通過ANSYS進行有限元模擬，求取幾何最優值，提高開孔機的可靠性。

【關鍵詞】帶壓開孔機 優化設計 ANSYS 可靠性

隨著國內使用的油氣管道、城市供水、供暖管道大量臨近使用壽命，管道的安全問題也日益增加。當突發事件發生時，需要做事故搶修工作，如帶壓搶修、更換失效管段、加裝裝置、分輸改造等，這些施工作業都要求在管道的運行中完成，即實施不停輸作業。相比大型管道不停輸維修設備重量大、價格昂貴、現場技術要求高等特點，手電動帶壓開孔機重量輕、結構簡單更適用于需要緊密連接和難以操作的位置。鑒于當下手動帶壓開孔機還存在結構欠合理、穩定性差等諸多問題，有必要優化手動帶壓開孔機的結構，使其既能滿足動載荷下的強度要求，又能達到體積的最小化。

1 開孔機的結構設計

手動開孔機主要由旋轉手柄、摩擦套筒、定位套筒和鉆桿四部分組成，其設計如下圖1.1所示。

（1）轉動手柄：通過旋轉手柄帶動鉆桿旋轉，進而驅動刀具完成旋轉切割。

（2）摩擦筒：轉動摩擦筒，通過定位套筒與摩擦筒間的梯形螺紋副將摩擦筒的旋轉運動轉為套筒間的軸向位移，使鉆桿縱向伸縮，實現刀具進給。

（3）定位套筒：套筒右端的管螺紋與閥門轉接器連接，實現開孔機在指定管段的定位；帶壓作業中，將壁面上的穩壓孔外接高壓球閥作為安全閥，以保證作業安全；定位套筒外壁的位置標示，用以顯示進給深度。

（4）鉆桿：將旋轉運動和進給運動傳遞給鉆頭或開孔桶刀，其材料選取和幾何結構有設計要求。

2 主要部件的設計計算與強度校核

本設計以鉆頭作為力學研究對象，對開孔機的主要部件進行參數設計與優化。

2.1 鉆削力學參數

2.2 鉆桿扭轉受力分析與結構優化

管道工作液壓σ=10.5MPa，材料45號鋼，抗壓許用應力[σy] =216～238MPa，彈性模量E= 2.16×1011 N/mm2，泊松比?=0.28，許用扭轉應力[τ] =110MN/m2。

假定人手動開孔的最大扭轉力pmax =588.6 N、最大扭轉力矩Mmax =323.73Nm不變，隨著鉆桿直徑取值變化，各相關力學參數的變化見表1。

（4）鉆桿ANSYS應力應變分析。加載條件：軸頭加載扭矩Mmax =323.73Nm，六邊形軸頭直徑dt =22mm，鉆桿直徑D'1=32mm，鉆桿長度L=1200mm。以鉆桿軸頸和鉆桿U形槽內面為支撐面，向鉆桿六邊形軸頭進行加載。鉆桿的節點應力分布圖，如圖2.1所示。

圖2.1中STEP=1，SUB=1，TIME=1，合成應力型SEQV（AVG），最大位移DMX=.283E-04m，

最小應力SMN=2.889MPa，最大應力SMX=2385MPa

機體應力約為2.899MPa< [τ]，軸頸局部存在較高應力集中。鉆桿最大扭轉位移發生在軸頭DMX=.283E-04m，屬于微位移，整體受力對機體影響微小。由于軸頭直接跟手動搖柄配合，軸頭表面磨損嚴重，為提高剛度，加工時需對鉆桿軸頭表面進行噴丸或滲碳處理。

2.3 定位套筒受力分析與結構優化

（1）定位套筒穩定性檢驗。

開孔機割開管壁時鉆桿受液壓最大軸向力：

（2）套筒空腔受力分析?；A條件：套筒材料HT200（鑄鐵），彈性模量E=1.57×1011N/m2，泊松比?=0.23～0.27，套筒長度L=642mm，接頭螺紋類型Tr 48 ×3，套筒空腔螺紋ZM60X2（GB1415），許用壓力[σy] =118MPa，許用拉力[σL] =78MPa，空腔外徑D1=Φ80mm，空腔內徑D2=Φ56mm，套筒鉆桿配合段內徑dn=Φ32mm，套筒鉆桿配合段外徑（3）定位套筒平衡孔ANSYS應力應變分析。施加條件：管壓σ1 =10.5MPa，截面平均拉伸載荷σp =24.5MPa，平衡孔半徑 rk=7mm，定位套筒展開面長Ss=2πD2=351.68mm，寬Ls=35mm，建模單位制?。簃。平衡孔等效節點應力分布，如圖2.3所示。

平衡孔受橫向應力σp作用有拉伸變形，變形釋放部分載荷，致使應力等值線局部有所下降；受孔橫向形變影響，平衡孔豎直方向微觀組織擠壓，應力集中明顯，很可能成為電化學腐蝕的高危區，因此，在裝配中要定期更換密封圈并對螺紋面進行防銹處理。

（4）定位套筒的ANSYS應力位移分析。鑒于定位套筒平衡孔在管壓下局部有明顯應力集中，為確保整機安全，需建立ANSYS模型進行有限元分析，并尋求關鍵點，對整機優化設計。選取套筒左端梯形螺紋面為約束面，對空腔內施加σp =10.5MPa載荷，建模單位制：mm。定位套筒綜合應力分布，如圖2.4所示。

模擬計算所得：最大位移DMX=2.875 mm，最小應力SMN=22.33KPa，最大應力SMX=157MPa

定位套筒空腔壁上平衡孔附近有明顯應力集中，應力值約為52.4MPa，結構總體安全。梯形螺紋與套筒筒身結合處應力為122MPa<[6y] =147Mpa接近需用壓應力，應在梯形螺紋和套筒身結合處將臺階面換成倒角過渡，提升局部強度。

3 結論

本文所研究的手動帶壓開孔機是參照T.D.Williamson公司的Т-101b型產品的實際使用環境而進行改進設計的。通過應用力學分析與強度校核等方法優化了開孔機結構參數，提高了整機的可靠性和經濟性。應用有限元軟件ANSYS模擬工況下開孔機的受力情況，觀測其主體應力、應變，發現失穩狀況并提出合理的整改意見，使手動帶壓開孔機能更好得滿足實際開孔作業的需求。

參考文獻

[1]韓忠晨，任增珺，王成明.輸氣管道的不停輸開孔封堵修復[J].管道技術，2003，（5）：10-20.

[2]T.D.Williamson Inc.СВЕРЛИЛ ЬНЫЙ МЕХАНИЗМ Т-101b и

T101XL[M].TDW Публикация. № 00-3795-0253，1999，4（2）：20-23.

[3]陳恩平.切削力經驗公式的實驗研究[J].北京：燕山大學學報，2004，28（04）：16-25.

[4]呂英民，陳海亮.材料力學（II）[M].山東：石油大學出版社，1993（02）：18-36.

[5]呂英民，陳海亮.材料力學（I）[M].山東：石油大學出版社，1993，（2）：25-28.

[6]濮良貴，紀名剛.機械設計[M].北京：高等教育出版社，1996.5：144-150.

[7]張洪信，趙清海.ANSYS有限元分析完全自學手冊[M].北京：機械工業出版社，2008，（3）：120-135.

作者簡介

朱允龍（1983-），男，碩士學位。貴州省黎平縣人。現為貴陽職業技術學院講師。

蔡子多（1987-），男，貴州省金沙縣人。大學本科學歷?，F為貴陽職業技術學院助教。

作者單位

貴陽職業技術學院貴陽市數控加工工程技術中心 貴州省貴陽市 550028endprint

摘 要 手動帶壓開孔機是油氣運輸管道、城市供水、供暖管網不可缺少的基本維修設備，利用該設備能在流體輸送的情況下，對損壞的管段進行切割、開孔，減少了流體停輸帶來的損失。機體應力集中、鉆桿失穩、帶壓作業密封性差是導致其可靠性下降的主要原因，本文將對開孔機的主要部件進行設計與力學分析，通過分析其應力約束與幾何約束條件，建立切削部件的最優化模型，并通過ANSYS進行有限元模擬，求取幾何最優值，提高開孔機的可靠性。

【關鍵詞】帶壓開孔機 優化設計 ANSYS 可靠性

隨著國內使用的油氣管道、城市供水、供暖管道大量臨近使用壽命，管道的安全問題也日益增加。當突發事件發生時，需要做事故搶修工作，如帶壓搶修、更換失效管段、加裝裝置、分輸改造等，這些施工作業都要求在管道的運行中完成，即實施不停輸作業。相比大型管道不停輸維修設備重量大、價格昂貴、現場技術要求高等特點，手電動帶壓開孔機重量輕、結構簡單更適用于需要緊密連接和難以操作的位置。鑒于當下手動帶壓開孔機還存在結構欠合理、穩定性差等諸多問題，有必要優化手動帶壓開孔機的結構，使其既能滿足動載荷下的強度要求，又能達到體積的最小化。

1 開孔機的結構設計

手動開孔機主要由旋轉手柄、摩擦套筒、定位套筒和鉆桿四部分組成，其設計如下圖1.1所示。

（1）轉動手柄：通過旋轉手柄帶動鉆桿旋轉，進而驅動刀具完成旋轉切割。

（2）摩擦筒：轉動摩擦筒，通過定位套筒與摩擦筒間的梯形螺紋副將摩擦筒的旋轉運動轉為套筒間的軸向位移，使鉆桿縱向伸縮，實現刀具進給。

（3）定位套筒：套筒右端的管螺紋與閥門轉接器連接，實現開孔機在指定管段的定位；帶壓作業中，將壁面上的穩壓孔外接高壓球閥作為安全閥，以保證作業安全；定位套筒外壁的位置標示，用以顯示進給深度。

（4）鉆桿：將旋轉運動和進給運動傳遞給鉆頭或開孔桶刀，其材料選取和幾何結構有設計要求。

2 主要部件的設計計算與強度校核

本設計以鉆頭作為力學研究對象，對開孔機的主要部件進行參數設計與優化。

2.1 鉆削力學參數

2.2 鉆桿扭轉受力分析與結構優化

管道工作液壓σ=10.5MPa，材料45號鋼，抗壓許用應力[σy] =216～238MPa，彈性模量E= 2.16×1011 N/mm2，泊松比?=0.28，許用扭轉應力[τ] =110MN/m2。

假定人手動開孔的最大扭轉力pmax =588.6 N、最大扭轉力矩Mmax =323.73Nm不變，隨著鉆桿直徑取值變化，各相關力學參數的變化見表1。

（4）鉆桿ANSYS應力應變分析。加載條件：軸頭加載扭矩Mmax =323.73Nm，六邊形軸頭直徑dt =22mm，鉆桿直徑D'1=32mm，鉆桿長度L=1200mm。以鉆桿軸頸和鉆桿U形槽內面為支撐面，向鉆桿六邊形軸頭進行加載。鉆桿的節點應力分布圖，如圖2.1所示。

圖2.1中STEP=1，SUB=1，TIME=1，合成應力型SEQV（AVG），最大位移DMX=.283E-04m，

最小應力SMN=2.889MPa，最大應力SMX=2385MPa

機體應力約為2.899MPa< [τ]，軸頸局部存在較高應力集中。鉆桿最大扭轉位移發生在軸頭DMX=.283E-04m，屬于微位移，整體受力對機體影響微小。由于軸頭直接跟手動搖柄配合，軸頭表面磨損嚴重，為提高剛度，加工時需對鉆桿軸頭表面進行噴丸或滲碳處理。

2.3 定位套筒受力分析與結構優化

（1）定位套筒穩定性檢驗。

開孔機割開管壁時鉆桿受液壓最大軸向力：

（2）套筒空腔受力分析。基礎條件：套筒材料HT200（鑄鐵），彈性模量E=1.57×1011N/m2，泊松比?=0.23～0.27，套筒長度L=642mm，接頭螺紋類型Tr 48 ×3，套筒空腔螺紋ZM60X2（GB1415），許用壓力[σy] =118MPa，許用拉力[σL] =78MPa，空腔外徑D1=Φ80mm，空腔內徑D2=Φ56mm，套筒鉆桿配合段內徑dn=Φ32mm，套筒鉆桿配合段外徑（3）定位套筒平衡孔ANSYS應力應變分析。施加條件：管壓σ1 =10.5MPa，截面平均拉伸載荷σp =24.5MPa，平衡孔半徑 rk=7mm，定位套筒展開面長Ss=2πD2=351.68mm，寬Ls=35mm，建模單位制?。簃。平衡孔等效節點應力分布，如圖2.3所示。

平衡孔受橫向應力σp作用有拉伸變形，變形釋放部分載荷，致使應力等值線局部有所下降；受孔橫向形變影響，平衡孔豎直方向微觀組織擠壓，應力集中明顯，很可能成為電化學腐蝕的高危區，因此，在裝配中要定期更換密封圈并對螺紋面進行防銹處理。

（4）定位套筒的ANSYS應力位移分析。鑒于定位套筒平衡孔在管壓下局部有明顯應力集中，為確保整機安全，需建立ANSYS模型進行有限元分析，并尋求關鍵點，對整機優化設計。選取套筒左端梯形螺紋面為約束面，對空腔內施加σp =10.5MPa載荷，建模單位制：mm。定位套筒綜合應力分布，如圖2.4所示。

模擬計算所得：最大位移DMX=2.875 mm，最小應力SMN=22.33KPa，最大應力SMX=157MPa

定位套筒空腔壁上平衡孔附近有明顯應力集中，應力值約為52.4MPa，結構總體安全。梯形螺紋與套筒筒身結合處應力為122MPa<[6y] =147Mpa接近需用壓應力，應在梯形螺紋和套筒身結合處將臺階面換成倒角過渡，提升局部強度。

3 結論

本文所研究的手動帶壓開孔機是參照T.D.Williamson公司的Т-101b型產品的實際使用環境而進行改進設計的。通過應用力學分析與強度校核等方法優化了開孔機結構參數，提高了整機的可靠性和經濟性。應用有限元軟件ANSYS模擬工況下開孔機的受力情況，觀測其主體應力、應變，發現失穩狀況并提出合理的整改意見，使手動帶壓開孔機能更好得滿足實際開孔作業的需求。

參考文獻

[1]韓忠晨，任增珺，王成明.輸氣管道的不停輸開孔封堵修復[J].管道技術，2003，（5）：10-20.

[2]T.D.Williamson Inc.СВЕРЛИЛ ЬНЫЙ МЕХАНИЗМ Т-101b и

T101XL[M].TDW Публикация. № 00-3795-0253，1999，4（2）：20-23.

[3]陳恩平.切削力經驗公式的實驗研究[J].北京：燕山大學學報，2004，28（04）：16-25.

[4]呂英民，陳海亮.材料力學（II）[M].山東：石油大學出版社，1993（02）：18-36.

[5]呂英民，陳海亮.材料力學（I）[M].山東：石油大學出版社，1993，（2）：25-28.

[6]濮良貴，紀名剛.機械設計[M].北京：高等教育出版社，1996.5：144-150.

[7]張洪信，趙清海.ANSYS有限元分析完全自學手冊[M].北京：機械工業出版社，2008，（3）：120-135.

作者簡介

朱允龍（1983-），男，碩士學位。貴州省黎平縣人?，F為貴陽職業技術學院講師。

蔡子多（1987-），男，貴州省金沙縣人。大學本科學歷?，F為貴陽職業技術學院助教。

作者單位

貴陽職業技術學院貴陽市數控加工工程技術中心 貴州省貴陽市 550028endprint

摘 要 手動帶壓開孔機是油氣運輸管道、城市供水、供暖管網不可缺少的基本維修設備，利用該設備能在流體輸送的情況下，對損壞的管段進行切割、開孔，減少了流體停輸帶來的損失。機體應力集中、鉆桿失穩、帶壓作業密封性差是導致其可靠性下降的主要原因，本文將對開孔機的主要部件進行設計與力學分析，通過分析其應力約束與幾何約束條件，建立切削部件的最優化模型，并通過ANSYS進行有限元模擬，求取幾何最優值，提高開孔機的可靠性。

【關鍵詞】帶壓開孔機 優化設計 ANSYS 可靠性

隨著國內使用的油氣管道、城市供水、供暖管道大量臨近使用壽命，管道的安全問題也日益增加。當突發事件發生時，需要做事故搶修工作，如帶壓搶修、更換失效管段、加裝裝置、分輸改造等，這些施工作業都要求在管道的運行中完成，即實施不停輸作業。相比大型管道不停輸維修設備重量大、價格昂貴、現場技術要求高等特點，手電動帶壓開孔機重量輕、結構簡單更適用于需要緊密連接和難以操作的位置。鑒于當下手動帶壓開孔機還存在結構欠合理、穩定性差等諸多問題，有必要優化手動帶壓開孔機的結構，使其既能滿足動載荷下的強度要求，又能達到體積的最小化。

1 開孔機的結構設計

手動開孔機主要由旋轉手柄、摩擦套筒、定位套筒和鉆桿四部分組成，其設計如下圖1.1所示。

（1）轉動手柄：通過旋轉手柄帶動鉆桿旋轉，進而驅動刀具完成旋轉切割。

（2）摩擦筒：轉動摩擦筒，通過定位套筒與摩擦筒間的梯形螺紋副將摩擦筒的旋轉運動轉為套筒間的軸向位移，使鉆桿縱向伸縮，實現刀具進給。

（3）定位套筒：套筒右端的管螺紋與閥門轉接器連接，實現開孔機在指定管段的定位；帶壓作業中，將壁面上的穩壓孔外接高壓球閥作為安全閥，以保證作業安全；定位套筒外壁的位置標示，用以顯示進給深度。

（4）鉆桿：將旋轉運動和進給運動傳遞給鉆頭或開孔桶刀，其材料選取和幾何結構有設計要求。

2 主要部件的設計計算與強度校核

本設計以鉆頭作為力學研究對象，對開孔機的主要部件進行參數設計與優化。

2.1 鉆削力學參數

2.2 鉆桿扭轉受力分析與結構優化

管道工作液壓σ=10.5MPa，材料45號鋼，抗壓許用應力[σy] =216～238MPa，彈性模量E= 2.16×1011 N/mm2，泊松比?=0.28，許用扭轉應力[τ] =110MN/m2。

假定人手動開孔的最大扭轉力pmax =588.6 N、最大扭轉力矩Mmax =323.73Nm不變，隨著鉆桿直徑取值變化，各相關力學參數的變化見表1。

（4）鉆桿ANSYS應力應變分析。加載條件：軸頭加載扭矩Mmax =323.73Nm，六邊形軸頭直徑dt =22mm，鉆桿直徑D'1=32mm，鉆桿長度L=1200mm。以鉆桿軸頸和鉆桿U形槽內面為支撐面，向鉆桿六邊形軸頭進行加載。鉆桿的節點應力分布圖，如圖2.1所示。

圖2.1中STEP=1，SUB=1，TIME=1，合成應力型SEQV（AVG），最大位移DMX=.283E-04m，

最小應力SMN=2.889MPa，最大應力SMX=2385MPa

機體應力約為2.899MPa< [τ]，軸頸局部存在較高應力集中。鉆桿最大扭轉位移發生在軸頭DMX=.283E-04m，屬于微位移，整體受力對機體影響微小。由于軸頭直接跟手動搖柄配合，軸頭表面磨損嚴重，為提高剛度，加工時需對鉆桿軸頭表面進行噴丸或滲碳處理。

2.3 定位套筒受力分析與結構優化

（1）定位套筒穩定性檢驗。

開孔機割開管壁時鉆桿受液壓最大軸向力：

（2）套筒空腔受力分析?；A條件：套筒材料HT200（鑄鐵），彈性模量E=1.57×1011N/m2，泊松比?=0.23～0.27，套筒長度L=642mm，接頭螺紋類型Tr 48 ×3，套筒空腔螺紋ZM60X2（GB1415），許用壓力[σy] =118MPa，許用拉力[σL] =78MPa，空腔外徑D1=Φ80mm，空腔內徑D2=Φ56mm，套筒鉆桿配合段內徑dn=Φ32mm，套筒鉆桿配合段外徑（3）定位套筒平衡孔ANSYS應力應變分析。施加條件：管壓σ1 =10.5MPa，截面平均拉伸載荷σp =24.5MPa，平衡孔半徑 rk=7mm，定位套筒展開面長Ss=2πD2=351.68mm，寬Ls=35mm，建模單位制?。簃。平衡孔等效節點應力分布，如圖2.3所示。

平衡孔受橫向應力σp作用有拉伸變形，變形釋放部分載荷，致使應力等值線局部有所下降；受孔橫向形變影響，平衡孔豎直方向微觀組織擠壓，應力集中明顯，很可能成為電化學腐蝕的高危區，因此，在裝配中要定期更換密封圈并對螺紋面進行防銹處理。

（4）定位套筒的ANSYS應力位移分析。鑒于定位套筒平衡孔在管壓下局部有明顯應力集中，為確保整機安全，需建立ANSYS模型進行有限元分析，并尋求關鍵點，對整機優化設計。選取套筒左端梯形螺紋面為約束面，對空腔內施加σp =10.5MPa載荷，建模單位制：mm。定位套筒綜合應力分布，如圖2.4所示。

模擬計算所得：最大位移DMX=2.875 mm，最小應力SMN=22.33KPa，最大應力SMX=157MPa

定位套筒空腔壁上平衡孔附近有明顯應力集中，應力值約為52.4MPa，結構總體安全。梯形螺紋與套筒筒身結合處應力為122MPa<[6y] =147Mpa接近需用壓應力，應在梯形螺紋和套筒身結合處將臺階面換成倒角過渡，提升局部強度。

3 結論

本文所研究的手動帶壓開孔機是參照T.D.Williamson公司的Т-101b型產品的實際使用環境而進行改進設計的。通過應用力學分析與強度校核等方法優化了開孔機結構參數，提高了整機的可靠性和經濟性。應用有限元軟件ANSYS模擬工況下開孔機的受力情況，觀測其主體應力、應變，發現失穩狀況并提出合理的整改意見，使手動帶壓開孔機能更好得滿足實際開孔作業的需求。

參考文獻

[1]韓忠晨，任增珺，王成明.輸氣管道的不停輸開孔封堵修復[J].管道技術，2003，（5）：10-20.

[2]T.D.Williamson Inc.СВЕРЛИЛ ЬНЫЙ МЕХАНИЗМ Т-101b и

T101XL[M].TDW Публикация. № 00-3795-0253，1999，4（2）：20-23.

[3]陳恩平.切削力經驗公式的實驗研究[J].北京：燕山大學學報，2004，28（04）：16-25.

[4]呂英民，陳海亮.材料力學（II）[M].山東：石油大學出版社，1993（02）：18-36.

[5]呂英民，陳海亮.材料力學（I）[M].山東：石油大學出版社，1993，（2）：25-28.

[6]濮良貴，紀名剛.機械設計[M].北京：高等教育出版社，1996.5：144-150.

[7]張洪信，趙清海.ANSYS有限元分析完全自學手冊[M].北京：機械工業出版社，2008，（3）：120-135.

作者簡介

朱允龍（1983-），男，碩士學位。貴州省黎平縣人?，F為貴陽職業技術學院講師。

蔡子多（1987-），男，貴州省金沙縣人。大學本科學歷?，F為貴陽職業技術學院助教。

作者單位

貴陽職業技術學院貴陽市數控加工工程技術中心 貴州省貴陽市 550028endprint