基于ANSYS的手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

朱允龍　蔡子多

摘 要 手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)是油氣運(yùn)輸管道、城市供水、供暖管網(wǎng)不可缺少的基本維修設(shè)備，利用該設(shè)備能在流體輸送的情況下，對(duì)損壞的管段進(jìn)行切割、開(kāi)孔，減少了流體停輸帶來(lái)的損失。機(jī)體應(yīng)力集中、鉆桿失穩(wěn)、帶壓作業(yè)密封性差是導(dǎo)致其可靠性下降的主要原因，本文將對(duì)開(kāi)孔機(jī)的主要部件進(jìn)行設(shè)計(jì)與力學(xué)分析，通過(guò)分析其應(yīng)力約束與幾何約束條件，建立切削部件的最優(yōu)化模型，并通過(guò)ANSYS進(jìn)行有限元模擬，求取幾何最優(yōu)值，提高開(kāi)孔機(jī)的可靠性。

【關(guān)鍵詞】帶壓開(kāi)孔機(jī) 優(yōu)化設(shè)計(jì) ANSYS 可靠性

隨著國(guó)內(nèi)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(wèn)題也日益增加。當(dāng)突發(fā)事件發(fā)生時(shí)，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(yè)都要求在管道的運(yùn)行中完成，即實(shí)施不停輸作業(yè)。相比大型管道不停輸維修設(shè)備重量大、價(jià)格昂貴、現(xiàn)場(chǎng)技術(shù)要求高等特點(diǎn)，手電動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)重量輕、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單更適用于需要緊密連接和難以操作的位置。鑒于當(dāng)下手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)還存在結(jié)構(gòu)欠合理、穩(wěn)定性差等諸多問(wèn)題，有必要優(yōu)化手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)的結(jié)構(gòu)，使其既能滿足動(dòng)載荷下的強(qiáng)度要求，又能達(dá)到體積的最小化。

1 開(kāi)孔機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

手動(dòng)開(kāi)孔機(jī)主要由旋轉(zhuǎn)手柄、摩擦套筒、定位套筒和鉆桿四部分組成，其設(shè)計(jì)如下圖1.1所示。

（1）轉(zhuǎn)動(dòng)手柄：通過(guò)旋轉(zhuǎn)手柄帶動(dòng)鉆桿旋轉(zhuǎn)，進(jìn)而驅(qū)動(dòng)刀具完成旋轉(zhuǎn)切割。

（2）摩擦筒：轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦筒，通過(guò)定位套筒與摩擦筒間的梯形螺紋副將摩擦筒的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)為套筒間的軸向位移，使鉆桿縱向伸縮，實(shí)現(xiàn)刀具進(jìn)給。

（3）定位套筒：套筒右端的管螺紋與閥門(mén)轉(zhuǎn)接器連接，實(shí)現(xiàn)開(kāi)孔機(jī)在指定管段的定位；帶壓作業(yè)中，將壁面上的穩(wěn)壓孔外接高壓球閥作為安全閥，以保證作業(yè)安全；定位套筒外壁的位置標(biāo)示，用以顯示進(jìn)給深度。

（4）鉆桿：將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和進(jìn)給運(yùn)動(dòng)傳遞給鉆頭或開(kāi)孔桶刀，其材料選取和幾何結(jié)構(gòu)有設(shè)計(jì)要求。

2 主要部件的設(shè)計(jì)計(jì)算與強(qiáng)度校核

本設(shè)計(jì)以鉆頭作為力學(xué)研究對(duì)象，對(duì)開(kāi)孔機(jī)的主要部件進(jìn)行參數(shù)設(shè)計(jì)與優(yōu)化。

2.1 鉆削力學(xué)參數(shù)

2.2 鉆桿扭轉(zhuǎn)受力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

管道工作液壓σ=10.5MPa，材料45號(hào)鋼，抗壓許用應(yīng)力[σy] =216～238MPa，彈性模量E= 2.16×1011 N/mm2，泊松比?=0.28，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力[τ] =110MN/m2。

假定人手動(dòng)開(kāi)孔的最大扭轉(zhuǎn)力pmax =588.6 N、最大扭轉(zhuǎn)力矩Mmax =323.73Nm不變，隨著鉆桿直徑取值變化，各相關(guān)力學(xué)參數(shù)的變化見(jiàn)表1。

（4）鉆桿ANSYS應(yīng)力應(yīng)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(zhǎng)度L=1200mm。以鉆桿軸頸和鉆桿U形槽內(nèi)面為支撐面，向鉆桿六邊形軸頭進(jìn)行加載。鉆桿的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力分布圖，如圖2.1所示。

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

最小應(yīng)力SMN=2.889MPa，最大應(yīng)力SMX=2385MPa

機(jī)體應(yīng)力約為2.899MPa< [τ]，軸頸局部存在較高應(yīng)力集中。鉆桿最大扭轉(zhuǎn)位移發(fā)生在軸頭DMX=.283E-04m，屬于微位移，整體受力對(duì)機(jī)體影響微小。由于軸頭直接跟手動(dòng)搖柄配合，軸頭表面磨損嚴(yán)重，為提高剛度，加工時(shí)需對(duì)鉆桿軸頭表面進(jìn)行噴丸或滲碳處理。

2.3 定位套筒受力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

（1）定位套筒穩(wěn)定性檢驗(yàn)。

開(kāi)孔機(jī)割開(kāi)管壁時(shí)鉆桿受液壓最大軸向力：

（2）套筒空腔受力分析?；A(chǔ)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(zhǎng)度L=642mm，接頭螺紋類(lèi)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(nèi)徑D2=Φ56mm，套筒鉆桿配合段內(nèi)徑dn=Φ32mm，套筒鉆桿配合段外徑（3）定位套筒平衡孔ANSYS應(yīng)力應(yīng)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(kāi)面長(zhǎng)Ss=2πD2=351.68mm，寬Ls=35mm，建模單位制?。簃。平衡孔等效節(jié)點(diǎn)應(yīng)力分布，如圖2.3所示。

平衡孔受橫向應(yīng)力σp作用有拉伸變形，變形釋放部分載荷，致使應(yīng)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(yīng)力集中明顯，很可能成為電化學(xué)腐蝕的高危區(qū)，因此，在裝配中要定期更換密封圈并對(duì)螺紋面進(jìn)行防銹處理。

（4）定位套筒的ANSYS應(yīng)力位移分析。鑒于定位套筒平衡孔在管壓下局部有明顯應(yīng)力集中，為確保整機(jī)安全，需建立ANSYS模型進(jìn)行有限元分析，并尋求關(guān)鍵點(diǎn)，對(duì)整機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)。選取套筒左端梯形螺紋面為約束面，對(duì)空腔內(nèi)施加σp =10.5MPa載荷，建模單位制：mm。定位套筒綜合應(yīng)力分布，如圖2.4所示。

模擬計(jì)算所得：最大位移DMX=2.875 mm，最小應(yīng)力SMN=22.33KPa，最大應(yīng)力SMX=157MPa

定位套筒空腔壁上平衡孔附近有明顯應(yīng)力集中，應(yīng)力值約為52.4MPa，結(jié)構(gòu)總體安全。梯形螺紋與套筒筒身結(jié)合處應(yīng)力為122MPa<[6y] =147Mpa接近需用壓應(yīng)力，應(yīng)在梯形螺紋和套筒身結(jié)合處將臺(tái)階面換成倒角過(guò)渡，提升局部強(qiáng)度。

3 結(jié)論

本文所研究的手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)是參照T.D.Williamson公司的Т-101b型產(chǎn)品的實(shí)際使用環(huán)境而進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)的。通過(guò)應(yīng)用力學(xué)分析與強(qiáng)度校核等方法優(yōu)化了開(kāi)孔機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高了整機(jī)的可靠性和經(jīng)濟(jì)性。應(yīng)用有限元軟件ANSYS模擬工況下開(kāi)孔機(jī)的受力情況，觀測(cè)其主體應(yīng)力、應(yīng)變，發(fā)現(xiàn)失穩(wěn)狀況并提出合理的整改意見(jiàn)，使手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)能更好得滿足實(shí)際開(kāi)孔作業(yè)的需求。

參考文獻(xiàn)

[1]韓忠晨，任增珺，王成明.輸氣管道的不停輸開(kāi)孔封堵修復(fù)[J].管道技術(shù)，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(jīng)驗(yàn)公式的實(shí)驗(yàn)研究[J].北京：燕山大學(xué)學(xué)報(bào)，2004，28（04）：16-25.

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

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

[6]濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)[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(xué)手冊(cè)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2008，（3）：120-135.

作者簡(jiǎn)介

朱允龍（1983-），男，碩士學(xué)位。貴州省黎平縣人?，F(xiàn)為貴陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院講師。

蔡子多（1987-），男，貴州省金沙縣人。大學(xué)本科學(xué)歷?，F(xiàn)為貴陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院助教。

作者單位

貴陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院貴陽(yáng)市數(shù)控加工工程技術(shù)中心 貴州省貴陽(yáng)市 550028endprint

摘 要 手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)是油氣運(yùn)輸管道、城市供水、供暖管網(wǎng)不可缺少的基本維修設(shè)備，利用該設(shè)備能在流體輸送的情況下，對(duì)損壞的管段進(jìn)行切割、開(kāi)孔，減少了流體停輸帶來(lái)的損失。機(jī)體應(yīng)力集中、鉆桿失穩(wěn)、帶壓作業(yè)密封性差是導(dǎo)致其可靠性下降的主要原因，本文將對(duì)開(kāi)孔機(jī)的主要部件進(jìn)行設(shè)計(jì)與力學(xué)分析，通過(guò)分析其應(yīng)力約束與幾何約束條件，建立切削部件的最優(yōu)化模型，并通過(guò)ANSYS進(jìn)行有限元模擬，求取幾何最優(yōu)值，提高開(kāi)孔機(jī)的可靠性。

【關(guān)鍵詞】帶壓開(kāi)孔機(jī) 優(yōu)化設(shè)計(jì) ANSYS 可靠性

隨著國(guó)內(nèi)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(wèn)題也日益增加。當(dāng)突發(fā)事件發(fā)生時(shí)，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(yè)都要求在管道的運(yùn)行中完成，即實(shí)施不停輸作業(yè)。相比大型管道不停輸維修設(shè)備重量大、價(jià)格昂貴、現(xiàn)場(chǎng)技術(shù)要求高等特點(diǎn)，手電動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)重量輕、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單更適用于需要緊密連接和難以操作的位置。鑒于當(dāng)下手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)還存在結(jié)構(gòu)欠合理、穩(wěn)定性差等諸多問(wèn)題，有必要優(yōu)化手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)的結(jié)構(gòu)，使其既能滿足動(dòng)載荷下的強(qiáng)度要求，又能達(dá)到體積的最小化。

1 開(kāi)孔機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

手動(dòng)開(kāi)孔機(jī)主要由旋轉(zhuǎn)手柄、摩擦套筒、定位套筒和鉆桿四部分組成，其設(shè)計(jì)如下圖1.1所示。

（1）轉(zhuǎn)動(dòng)手柄：通過(guò)旋轉(zhuǎn)手柄帶動(dòng)鉆桿旋轉(zhuǎn)，進(jìn)而驅(qū)動(dòng)刀具完成旋轉(zhuǎn)切割。

（2）摩擦筒：轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦筒，通過(guò)定位套筒與摩擦筒間的梯形螺紋副將摩擦筒的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)為套筒間的軸向位移，使鉆桿縱向伸縮，實(shí)現(xiàn)刀具進(jìn)給。

（3）定位套筒：套筒右端的管螺紋與閥門(mén)轉(zhuǎn)接器連接，實(shí)現(xiàn)開(kāi)孔機(jī)在指定管段的定位；帶壓作業(yè)中，將壁面上的穩(wěn)壓孔外接高壓球閥作為安全閥，以保證作業(yè)安全；定位套筒外壁的位置標(biāo)示，用以顯示進(jìn)給深度。

（4）鉆桿：將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和進(jìn)給運(yùn)動(dòng)傳遞給鉆頭或開(kāi)孔桶刀，其材料選取和幾何結(jié)構(gòu)有設(shè)計(jì)要求。

2 主要部件的設(shè)計(jì)計(jì)算與強(qiáng)度校核

本設(shè)計(jì)以鉆頭作為力學(xué)研究對(duì)象，對(duì)開(kāi)孔機(jī)的主要部件進(jìn)行參數(shù)設(shè)計(jì)與優(yōu)化。

2.1 鉆削力學(xué)參數(shù)

2.2 鉆桿扭轉(zhuǎn)受力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

管道工作液壓σ=10.5MPa，材料45號(hào)鋼，抗壓許用應(yīng)力[σy] =216～238MPa，彈性模量E= 2.16×1011 N/mm2，泊松比?=0.28，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力[τ] =110MN/m2。

假定人手動(dòng)開(kāi)孔的最大扭轉(zhuǎn)力pmax =588.6 N、最大扭轉(zhuǎn)力矩Mmax =323.73Nm不變，隨著鉆桿直徑取值變化，各相關(guān)力學(xué)參數(shù)的變化見(jiàn)表1。

（4）鉆桿ANSYS應(yīng)力應(yīng)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(zhǎng)度L=1200mm。以鉆桿軸頸和鉆桿U形槽內(nèi)面為支撐面，向鉆桿六邊形軸頭進(jìn)行加載。鉆桿的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力分布圖，如圖2.1所示。

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

最小應(yīng)力SMN=2.889MPa，最大應(yīng)力SMX=2385MPa

機(jī)體應(yīng)力約為2.899MPa< [τ]，軸頸局部存在較高應(yīng)力集中。鉆桿最大扭轉(zhuǎn)位移發(fā)生在軸頭DMX=.283E-04m，屬于微位移，整體受力對(duì)機(jī)體影響微小。由于軸頭直接跟手動(dòng)搖柄配合，軸頭表面磨損嚴(yán)重，為提高剛度，加工時(shí)需對(duì)鉆桿軸頭表面進(jìn)行噴丸或滲碳處理。

2.3 定位套筒受力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

（1）定位套筒穩(wěn)定性檢驗(yàn)。

開(kāi)孔機(jī)割開(kāi)管壁時(shí)鉆桿受液壓最大軸向力：

（2）套筒空腔受力分析?；A(chǔ)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(zhǎng)度L=642mm，接頭螺紋類(lèi)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(nèi)徑D2=Φ56mm，套筒鉆桿配合段內(nèi)徑dn=Φ32mm，套筒鉆桿配合段外徑（3）定位套筒平衡孔ANSYS應(yīng)力應(yīng)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(kāi)面長(zhǎng)Ss=2πD2=351.68mm，寬Ls=35mm，建模單位制取：m。平衡孔等效節(jié)點(diǎn)應(yīng)力分布，如圖2.3所示。

平衡孔受橫向應(yīng)力σp作用有拉伸變形，變形釋放部分載荷，致使應(yīng)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(yīng)力集中明顯，很可能成為電化學(xué)腐蝕的高危區(qū)，因此，在裝配中要定期更換密封圈并對(duì)螺紋面進(jìn)行防銹處理。

（4）定位套筒的ANSYS應(yīng)力位移分析。鑒于定位套筒平衡孔在管壓下局部有明顯應(yīng)力集中，為確保整機(jī)安全，需建立ANSYS模型進(jìn)行有限元分析，并尋求關(guān)鍵點(diǎn)，對(duì)整機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)。選取套筒左端梯形螺紋面為約束面，對(duì)空腔內(nèi)施加σp =10.5MPa載荷，建模單位制：mm。定位套筒綜合應(yīng)力分布，如圖2.4所示。

模擬計(jì)算所得：最大位移DMX=2.875 mm，最小應(yīng)力SMN=22.33KPa，最大應(yīng)力SMX=157MPa

定位套筒空腔壁上平衡孔附近有明顯應(yīng)力集中，應(yīng)力值約為52.4MPa，結(jié)構(gòu)總體安全。梯形螺紋與套筒筒身結(jié)合處應(yīng)力為122MPa<[6y] =147Mpa接近需用壓應(yīng)力，應(yīng)在梯形螺紋和套筒身結(jié)合處將臺(tái)階面換成倒角過(guò)渡，提升局部強(qiáng)度。

3 結(jié)論

本文所研究的手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)是參照T.D.Williamson公司的Т-101b型產(chǎn)品的實(shí)際使用環(huán)境而進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)的。通過(guò)應(yīng)用力學(xué)分析與強(qiáng)度校核等方法優(yōu)化了開(kāi)孔機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高了整機(jī)的可靠性和經(jīng)濟(jì)性。應(yīng)用有限元軟件ANSYS模擬工況下開(kāi)孔機(jī)的受力情況，觀測(cè)其主體應(yīng)力、應(yīng)變，發(fā)現(xiàn)失穩(wěn)狀況并提出合理的整改意見(jiàn)，使手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)能更好得滿足實(shí)際開(kāi)孔作業(yè)的需求。

參考文獻(xiàn)

[1]韓忠晨，任增珺，王成明.輸氣管道的不停輸開(kāi)孔封堵修復(fù)[J].管道技術(shù)，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(jīng)驗(yàn)公式的實(shí)驗(yàn)研究[J].北京：燕山大學(xué)學(xué)報(bào)，2004，28（04）：16-25.

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

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

[6]濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)[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(xué)手冊(cè)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2008，（3）：120-135.

作者簡(jiǎn)介

朱允龍（1983-），男，碩士學(xué)位。貴州省黎平縣人?，F(xiàn)為貴陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院講師。

蔡子多（1987-），男，貴州省金沙縣人。大學(xué)本科學(xué)歷?，F(xiàn)為貴陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院助教。

作者單位

貴陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院貴陽(yáng)市數(shù)控加工工程技術(shù)中心 貴州省貴陽(yáng)市 550028endprint

摘 要 手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)是油氣運(yùn)輸管道、城市供水、供暖管網(wǎng)不可缺少的基本維修設(shè)備，利用該設(shè)備能在流體輸送的情況下，對(duì)損壞的管段進(jìn)行切割、開(kāi)孔，減少了流體停輸帶來(lái)的損失。機(jī)體應(yīng)力集中、鉆桿失穩(wěn)、帶壓作業(yè)密封性差是導(dǎo)致其可靠性下降的主要原因，本文將對(duì)開(kāi)孔機(jī)的主要部件進(jìn)行設(shè)計(jì)與力學(xué)分析，通過(guò)分析其應(yīng)力約束與幾何約束條件，建立切削部件的最優(yōu)化模型，并通過(guò)ANSYS進(jìn)行有限元模擬，求取幾何最優(yōu)值，提高開(kāi)孔機(jī)的可靠性。

【關(guān)鍵詞】帶壓開(kāi)孔機(jī) 優(yōu)化設(shè)計(jì) ANSYS 可靠性

隨著國(guó)內(nèi)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(wèn)題也日益增加。當(dāng)突發(fā)事件發(fā)生時(shí)，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(yè)都要求在管道的運(yùn)行中完成，即實(shí)施不停輸作業(yè)。相比大型管道不停輸維修設(shè)備重量大、價(jià)格昂貴、現(xiàn)場(chǎng)技術(shù)要求高等特點(diǎn)，手電動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)重量輕、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單更適用于需要緊密連接和難以操作的位置。鑒于當(dāng)下手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)還存在結(jié)構(gòu)欠合理、穩(wěn)定性差等諸多問(wèn)題，有必要優(yōu)化手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)的結(jié)構(gòu)，使其既能滿足動(dòng)載荷下的強(qiáng)度要求，又能達(dá)到體積的最小化。

1 開(kāi)孔機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

手動(dòng)開(kāi)孔機(jī)主要由旋轉(zhuǎn)手柄、摩擦套筒、定位套筒和鉆桿四部分組成，其設(shè)計(jì)如下圖1.1所示。

（1）轉(zhuǎn)動(dòng)手柄：通過(guò)旋轉(zhuǎn)手柄帶動(dòng)鉆桿旋轉(zhuǎn)，進(jìn)而驅(qū)動(dòng)刀具完成旋轉(zhuǎn)切割。

（2）摩擦筒：轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦筒，通過(guò)定位套筒與摩擦筒間的梯形螺紋副將摩擦筒的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)為套筒間的軸向位移，使鉆桿縱向伸縮，實(shí)現(xiàn)刀具進(jìn)給。

（3）定位套筒：套筒右端的管螺紋與閥門(mén)轉(zhuǎn)接器連接，實(shí)現(xiàn)開(kāi)孔機(jī)在指定管段的定位；帶壓作業(yè)中，將壁面上的穩(wěn)壓孔外接高壓球閥作為安全閥，以保證作業(yè)安全；定位套筒外壁的位置標(biāo)示，用以顯示進(jìn)給深度。

（4）鉆桿：將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和進(jìn)給運(yùn)動(dòng)傳遞給鉆頭或開(kāi)孔桶刀，其材料選取和幾何結(jié)構(gòu)有設(shè)計(jì)要求。

2 主要部件的設(shè)計(jì)計(jì)算與強(qiáng)度校核

本設(shè)計(jì)以鉆頭作為力學(xué)研究對(duì)象，對(duì)開(kāi)孔機(jī)的主要部件進(jìn)行參數(shù)設(shè)計(jì)與優(yōu)化。

2.1 鉆削力學(xué)參數(shù)

2.2 鉆桿扭轉(zhuǎn)受力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

管道工作液壓σ=10.5MPa，材料45號(hào)鋼，抗壓許用應(yīng)力[σy] =216～238MPa，彈性模量E= 2.16×1011 N/mm2，泊松比?=0.28，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力[τ] =110MN/m2。

假定人手動(dòng)開(kāi)孔的最大扭轉(zhuǎn)力pmax =588.6 N、最大扭轉(zhuǎn)力矩Mmax =323.73Nm不變，隨著鉆桿直徑取值變化，各相關(guān)力學(xué)參數(shù)的變化見(jiàn)表1。

（4）鉆桿ANSYS應(yīng)力應(yīng)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(zhǎng)度L=1200mm。以鉆桿軸頸和鉆桿U形槽內(nèi)面為支撐面，向鉆桿六邊形軸頭進(jìn)行加載。鉆桿的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力分布圖，如圖2.1所示。

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

最小應(yīng)力SMN=2.889MPa，最大應(yīng)力SMX=2385MPa

機(jī)體應(yīng)力約為2.899MPa< [τ]，軸頸局部存在較高應(yīng)力集中。鉆桿最大扭轉(zhuǎn)位移發(fā)生在軸頭DMX=.283E-04m，屬于微位移，整體受力對(duì)機(jī)體影響微小。由于軸頭直接跟手動(dòng)搖柄配合，軸頭表面磨損嚴(yán)重，為提高剛度，加工時(shí)需對(duì)鉆桿軸頭表面進(jìn)行噴丸或滲碳處理。

2.3 定位套筒受力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

（1）定位套筒穩(wěn)定性檢驗(yàn)。

開(kāi)孔機(jī)割開(kāi)管壁時(shí)鉆桿受液壓最大軸向力：

（2）套筒空腔受力分析?；A(chǔ)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(zhǎng)度L=642mm，接頭螺紋類(lèi)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(nèi)徑D2=Φ56mm，套筒鉆桿配合段內(nèi)徑dn=Φ32mm，套筒鉆桿配合段外徑（3）定位套筒平衡孔ANSYS應(yīng)力應(yīng)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(kāi)面長(zhǎng)Ss=2πD2=351.68mm，寬Ls=35mm，建模單位制取：m。平衡孔等效節(jié)點(diǎn)應(yīng)力分布，如圖2.3所示。

平衡孔受橫向應(yīng)力σp作用有拉伸變形，變形釋放部分載荷，致使應(yīng)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(yīng)力集中明顯，很可能成為電化學(xué)腐蝕的高危區(qū)，因此，在裝配中要定期更換密封圈并對(duì)螺紋面進(jìn)行防銹處理。

（4）定位套筒的ANSYS應(yīng)力位移分析。鑒于定位套筒平衡孔在管壓下局部有明顯應(yīng)力集中，為確保整機(jī)安全，需建立ANSYS模型進(jìn)行有限元分析，并尋求關(guān)鍵點(diǎn)，對(duì)整機(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)。選取套筒左端梯形螺紋面為約束面，對(duì)空腔內(nèi)施加σp =10.5MPa載荷，建模單位制：mm。定位套筒綜合應(yīng)力分布，如圖2.4所示。

模擬計(jì)算所得：最大位移DMX=2.875 mm，最小應(yīng)力SMN=22.33KPa，最大應(yīng)力SMX=157MPa

定位套筒空腔壁上平衡孔附近有明顯應(yīng)力集中，應(yīng)力值約為52.4MPa，結(jié)構(gòu)總體安全。梯形螺紋與套筒筒身結(jié)合處應(yīng)力為122MPa<[6y] =147Mpa接近需用壓應(yīng)力，應(yīng)在梯形螺紋和套筒身結(jié)合處將臺(tái)階面換成倒角過(guò)渡，提升局部強(qiáng)度。

3 結(jié)論

本文所研究的手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)是參照T.D.Williamson公司的Т-101b型產(chǎn)品的實(shí)際使用環(huán)境而進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)的。通過(guò)應(yīng)用力學(xué)分析與強(qiáng)度校核等方法優(yōu)化了開(kāi)孔機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高了整機(jī)的可靠性和經(jīng)濟(jì)性。應(yīng)用有限元軟件ANSYS模擬工況下開(kāi)孔機(jī)的受力情況，觀測(cè)其主體應(yīng)力、應(yīng)變，發(fā)現(xiàn)失穩(wěn)狀況并提出合理的整改意見(jiàn)，使手動(dòng)帶壓開(kāi)孔機(jī)能更好得滿足實(shí)際開(kāi)孔作業(yè)的需求。

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作者簡(jiǎn)介

朱允龍（1983-），男，碩士學(xué)位。貴州省黎平縣人?，F(xiàn)為貴陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院講師。

蔡子多（1987-），男，貴州省金沙縣人。大學(xué)本科學(xué)歷?，F(xiàn)為貴陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院助教。

作者單位

貴陽(yáng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院貴陽(yáng)市數(shù)控加工工程技術(shù)中心 貴州省貴陽(yáng)市 550028endprint