機械式可變徑清管器結構設計與受力分析

林志豪, 周渝欣, 孫巧雷, 熊俊偉, 邊 靜, 張景涵

(長江大學 機械工程學院, 湖北 荊州434023)

與其他運輸方式相比,采用管道運輸油氣具有明顯優勢[1]。由于管道輸送的油氣中含有其他雜質,如果不能進行很好的維護,將會發生凝油、結垢、結蠟現象,導致管道內徑縮小,降低輸送效率,并給管道帶來安全隱患[2-5]。為了解決管道堵塞問題,保障管道能高效運行,需要利用清管器對管道進行例行清蠟和檢查。針對現役清管器不能很好適應管徑變化、通過性差[6-9]等問題,本文設計一種新型機械清管器結構,適用于輸油管的清管需求。對刮蠟器本體結構進行優化設計,以及射流孔的設計有效解決了清管器卡堵問題,極大提高清管效率?；诶碚摲治龊头抡婺M分析,研究清管器結構的力學性能。通過理論、數值模擬結果對比,驗證其可行性。相關研究方法和結論可為新型機械清管器的設計提供參考。

1 清管器結構及工作原理

設計的機械式可變徑清管器主要由行走扶正裝置、刮蠟器組成,通過法蘭盤和萬向節連接,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, 這有利于在使用過程中滿足結構撓度要求。其設計以工作高效、原理簡單為主要原則。刮蠟器本體的內部空腔有1個彈簧壓力小孔和1個射流小孔,利用“泄壓閥”的原理,起到“防堵”作用[10]。在清管器清蠟過程中,當前端雜質堆積過多時,前端壓力會明顯變大,液體會克服彈簧的壓力、經小孔流入空腔內,受刮蠟器主體形狀體積限制,液體逐漸流入并填滿空腔,在液體的持續流入下,多余的液體從射流管中向上噴射,對刮板正在清理的雜質進行沖擊,提高清理效果,避免刮板發生卡堵的問題。同時,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,采用這種結構以提高清管刮蠟效果。

2 關鍵部件結構分析

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、蠕動式和振動式等[11]。結合常規輸油管道的結構特點,本文的清管器選用輪式行走方式。為了克服傳統輪式清管器的缺點,設計的可變徑清管器配置有前后扶正裝置,如圖2所示,具有管徑適應性。同時,與管壁接觸的前后接觸點相當于2個支點,使清管器各回轉體部件始終處于“對心”的穩定工作狀態。

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、扶正輪構成。裝配管的一端端頭安裝有端板,端板上安裝有拉環。端板一側的裝配管上安裝有裝配圈,裝配圈一側的端面上呈60°均布有安裝塊,安裝塊上通過銷軸安裝有扶正桿(可相對轉動),扶正桿上通過銷軸安裝有扶正輪(可相對轉動)。連桿與安裝環連接,安裝環后端有彈簧支撐,彈簧一直處于受壓狀態。在使用時,連桿受彈簧推力被撐開,因此其在不同管徑管道內運動具有自適應效果,同時實現其主體部位在管道中一直處于中心狀態,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、刮板和射流管構成,如圖3所示。筒體呈紡錘形,外圓周上呈螺旋狀設有刮板,刮板呈漸變狀,筒體中部的刮板寬度最大。同時,筒體內設置有紡錘形的空腔,空腔中部設置有安裝柱,一端設置有裝配槽。裝配槽內軸向安裝有支撐彈簧,支撐彈簧的端頭設置有封堵球,通過支撐彈簧將封堵球抵裝在空腔的一端。與安裝柱對應的筒體上設置有進液口,進液口與空腔連通,通過支撐彈簧和封堵球的配合對進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

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

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構可簡化為如圖4的結構。

圖4 扶正裝置受力的簡化模型

此時,對桿AD受力進行分析,得

FAx+FBx=0

(1)

FAy+FBy-F=0

(2)

FBylABcosα-FlADcosα-FBxlABsinα=0

(3)

式中:FAx為扶正桿拉環受沿水平方向的力,N;FAy為扶正桿拉環受沿垂直方向的力,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為扶正桿的長度,mm;lAB為扶正桿到支撐板的長度,mm;α為扶正桿對扶正裝置主體的角度,(°)。

對BC桿受力分析,得

(4)

(5)

對滑塊4受力分析,得

(6)

(7)

由式(1)～(7)整合得

(8)

3.2 扶正裝置力學模型

3.2.1 抗拉應力

扶正裝置本體抗拉應力為:

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力,MPa ;A為扶正裝置本體的橫截面積,mm2。

3.2.2 扭轉切應力

由材料力學知識可知,扶正裝置整體受到最大扭轉切應力為:

(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 扶正裝置本體受內壓力的應力

當扶正裝置本體受到內壓時,保證本體變形處于彈性階段內,內壓作用于扶正裝置內壁應力必須小于其材料的屈服極限。扶正裝置本體受內壓產生3個主應力:周向應力σt、徑向應力σr和軸向應力σz。

由拉梅公式可得3個主應力的數學式為:

(12)

式中:r為短節本體內半徑,mm ;r0為短節本體外半徑,mm ;pi為短節本體內壓,MPa ;p0為短節本體外壓,MPa ;k為厚壁圓筒的徑比,可根據短節的內外徑來計算,k=r0/r。

3.2.4 扶正裝置本體的強度校核準則

在對扶正裝置整體進行結構設計時,取扶正裝置正常工作時承受的最大載荷進行設計計算。對于其他零件部需要根據材料的許用應力進行計算,使零件部承受最大應力不超過其材料的許用應力,即:

σ<[σ]=σs/S

(13)

式中:σ為計算應力;[σ]為許用應力;σs為材料屈服應力;S為材料安全系數[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。為了準確分析扶正裝置在運動過程中受力及變形情況,檢驗其強度是否滿足要求,通過AnsysWorkbench軟件進行有限元法建模,分析其在運行過程的變形情況,以及應力分布。

4.1 模型建立與網格劃分

為了得到較可靠的仿真數據,需要對涉及接觸的部分進行確定,例如涉及的扶正裝置各個部件之間的運動關系,可選擇面面接觸。同時,對于摩擦的影響,由于存在流體作用以及潤滑條件,設置摩擦因數為0.3。有限元網格劃分需要保證仿真計算結果的準確性。基于網格無關性檢驗[13],將扶正裝置整體進行3 mm網格劃分。對重要連接部位,即,裝配圈與裝配塊進行2.5 mm細化網格劃分。網格劃分結果如圖5所示[14-15]。

在設置仿真模型的邊界和載荷條件時,由于扶正裝置在工作過程中主要受到管壁壓力,因此設置每個滑輪承受相應的力,方向為垂直于各個輪面指向公共圓中心。載荷設置結果如圖6所示。

4.2 分析結果

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力分布情況如圖7所示。最大應力為109.42 MPa,結構鋼的屈服強度為235 MPa。因此,裝配快及支撐板的強度可以滿足工況要求。

圖7 應力求解結果

為了分析不同承載下扶正裝置的強度,逐步增大滑輪承受的壓力,扶正裝置最大應力的數據如圖8所示。由圖8可知,滾輪承受的壓力增大時,裝配塊最大應力也隨之增大。當滾輪承受600 N的壓力時,最大應力已達到220.76 MPa,接近結構鋼的屈服強度,此時要注意裝置的安全性。

圖8 不同滾輪壓力對扶正裝置應力的影響

4.3 結構改進

實際清管器工作過程中受力復雜,最大應力比仿真模擬計算結果要大,可通過增大裝配塊支撐板厚度來減少應力。在其他條件相同的情況下,將支撐板厚度增加后進行模擬計算。改進后的模型計算結果如圖9所示。

圖9 不同支撐板厚度對應力的影響

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

5 結論

1) 為了克服傳統清管器的不足,設計了新型可變徑清管器。刮蠟器本體及射流孔的設計能有效解決清管器在運行過程中的卡堵問題,減小運行阻力,提高輸送效率。在功能上考慮了使用過程中的安全性、便攜性、可靠性等,可為同類清管器結構設計提供參考。

2) 建立了清管器扶正裝置力學分析模型,得到主要承載部件的抗拉、扭轉及三軸應力計算模型。通過Ansys仿真分析,對扶正裝置進行強度分析。研究表明:在常規工況下,扶正裝置滿足強度要求;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力,以適應井下復雜多變的工況。